【正文】 絕不會(huì)辜負(fù)大家的期望。汽車(chē)學(xué)院的老師們給予我的無(wú)私關(guān)懷和幫助將會(huì)指引我一生的學(xué)習(xí)和工作。課題每前進(jìn)一步都得到了老師的悉心指導(dǎo)與鼓勵(lì)尤其是用周末休息時(shí)間來(lái)進(jìn)行輔導(dǎo)和幫助做出了巨大的犧牲。 參考文獻(xiàn)【1】汽車(chē)構(gòu)造透視圖典陳新亞 編著/20120601/機(jī)械工業(yè)出版社 【2】姚為民孫丹丹. 汽車(chē)座持系統(tǒng)安全性綜述[J],汽車(chē)技術(shù)2002 【3】汽車(chē)內(nèi)外飾設(shè)計(jì)與實(shí)戰(zhàn). 曹渡主編/20110401/機(jī)械工業(yè)出版社 【4】中國(guó)汽車(chē)座椅市場(chǎng)調(diào)查及投資， 【5】汽車(chē)內(nèi)飾件設(shè)計(jì)與制造工藝. 李光耀 等編著/20090801/機(jī)械工業(yè)出版社【6】陳家瑞等. 汽車(chē)構(gòu)造(下冊(cè)). 機(jī)械工業(yè)出版社2005年第一版p209210,p384 【7】劉建中、鈴木近等. 汽車(chē)乘坐舒適性主觀評(píng)價(jià)模型的構(gòu)筑. 汽車(chē)技術(shù)[N]， 【8】肖艷榮. 座椅舒適度與人體工程學(xué). 鐵道車(chē)輛[J]，1997年第五期p32 【9】溫吾凡. 汽車(chē)人體工程學(xué). 吉林科學(xué)技術(shù)出版社[M]，1991年第一版p123 【10】周一鳴. 車(chē)輛人機(jī)工程學(xué). 北京理工大學(xué)出版社[M]， 【11】劉金秋. 人機(jī)工程在汽車(chē)駕駛室設(shè)計(jì)中的應(yīng)用研究. 汽車(chē)技術(shù)[N]，1989 【12】張洪欣、設(shè)計(jì)與實(shí)驗(yàn)「J]. 長(zhǎng)春:吉林工業(yè)大學(xué)汽車(chē)工程系1988 【13】李莉. 座位作業(yè)腰背痛生物力學(xué)分析機(jī)工效學(xué)評(píng)價(jià). 北京醫(yī)科大學(xué)碩[D]，1993【14】張宇紅. 人機(jī)工程與工業(yè)設(shè)計(jì). 北京：中國(guó)水利水電出版社[M]，2011【15】馬如宏. 人因工程. 北京：北京大學(xué)出版社，【16】左春檉等編著. 人機(jī)工程與造型設(shè)計(jì). 北京：化學(xué)工業(yè)出版社，【17】劉春榮. 人機(jī)工程學(xué)應(yīng)用（第二版）. 上海：上海人民美術(shù)出版社，2008【18】(面向21世紀(jì))[M]．西安電子科技 大學(xué)出版社．【19】 Severy, Automotive Seat Design and Collision Performance, SAE Paper 【20】David Automotive Seat Design and Concepts for Occupant Protection,SAE Paper 【21】Voichi WatanabeRelationships Between Occupant Motion and Seat Characteristics in LowSpeed Rear ImpactsSAE Paper 【22】Patrick Glance, Computer一Aided Engineering of Seat Structures, SAE 【23】FMVSS207, Anchorage of Seats, MVSSGM2526 【24】, . 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Human Factors 25 致謝 本課題的研究工作是在王曉華和崔志琴老師的悉心指導(dǎo)和嚴(yán)格要求下完成的他們從課程學(xué)習(xí)、論文選題、課題研究到論文撰寫(xiě)都給予學(xué)生精心的指導(dǎo)與孜孜不倦的教誨。 從設(shè)計(jì)結(jié)果來(lái)看，設(shè)計(jì)的轎車(chē)座椅尺寸結(jié)構(gòu)和功能上基本滿足駕乘者日常使用的需要，安全性上可以滿足相關(guān)的標(biāo)準(zhǔn)法規(guī)，因此本設(shè)計(jì)具有一定實(shí)際意義。計(jì)算轉(zhuǎn)矩按下式計(jì)算： 式中 T——公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩，N*m KA——工作情況系數(shù) 由表14——1查得：KA=； Tca== 從GB4323——84中查得GY3型凸緣聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為112N*m，許用轉(zhuǎn)矩為9500r/min，軸徑為20~28mm之間，故合用。 因?yàn)樗x電機(jī)較小，座椅運(yùn)動(dòng)要求平穩(wěn)、可靠、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，拆裝方便，成本低等特點(diǎn)，選擇凸緣聯(lián)軸器。在滿足使用性能的前提下，應(yīng)選用裝拆方便、維護(hù)簡(jiǎn)單、成本低的聯(lián)軸器。 176。、工作持續(xù)率為20%/h的條件下的參 數(shù)。根據(jù)電機(jī)轉(zhuǎn)速、功率，以及升降速度。 查《中國(guó)機(jī)械設(shè)計(jì)工業(yè)標(biāo)準(zhǔn)匯編 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表38，梯形螺紋基本尺寸： 公稱(chēng)直徑 d 8 螺距 p 2 外螺紋小徑 d3 內(nèi)/外螺紋中徑 D2/d2 7 內(nèi)螺紋大徑 D4 內(nèi)螺紋小徑 d4 6 根據(jù)要求座椅升降高度為40mm，全程移動(dòng)所需的時(shí)間為8s，座椅的升降速度為v=s/t=5mm/s 前面已經(jīng)算出螺桿的軸向力Q，根據(jù)公式： M電*i* η=M絲 在這里渦輪蝸桿減速的傳動(dòng)比為62，代入得： M電=119gcm 由于所造電動(dòng)機(jī)為sz系列的雙軸輸出直流電機(jī)，所以轉(zhuǎn)矩為： M總=2M電=290gcm=m 為了經(jīng)濟(jì)方便，在滿足所需轉(zhuǎn)矩的前提下選擇和仰合系統(tǒng)設(shè)計(jì)相同的電機(jī)。 因自鎖條件為，要使其有可靠的自鎖能力，至少應(yīng)使螺旋升角比當(dāng)量摩擦角小于1度.。4=2mm，λ=240247。螺桿的壓縮應(yīng)力和強(qiáng)度條件為： 式中：d1——螺桿內(nèi)經(jīng)mm Q——作用于螺紋上的總軸向力 N 因?yàn)樽紊地?fù)荷能力為120kg，所以作用在兩個(gè)螺桿其中一個(gè)的重力為120/2*10=600N [σ]——需用壓縮應(yīng)力，對(duì)碳鋼可取5~8KN/mm 代入式中 ，可得 d1選用標(biāo)準(zhǔn)螺紋8mm。 螺桿升至自高位之時(shí)，其受力情況最為不利，螺桿為一壓桿，同時(shí)承受壓力和扭矩，因此分別按照抗壓強(qiáng)度、穩(wěn)定性、自鎖條件對(duì)螺紋進(jìn)行計(jì)算。螺旋機(jī)構(gòu)的缺點(diǎn)，主要是滑動(dòng)螺旋的效率較低，特別是自鎖螺旋機(jī)構(gòu)的效率都低于50%。 3） 選擇合適的螺旋升角，可以是螺旋機(jī)構(gòu)有自鎖的作用，例如刨床的工作臺(tái)的升降螺旋因具有自鎖性，故可以保證工作臺(tái)不至于因自重而下滑，座椅的升降更需要自鎖性。 螺旋機(jī)構(gòu)的特點(diǎn)： 1） 由于當(dāng)螺旋轉(zhuǎn)動(dòng)一周時(shí)，螺母只移動(dòng)一個(gè)導(dǎo)程，而導(dǎo)程可以做得很小，所以利用螺旋機(jī)構(gòu)可以作為調(diào)機(jī)構(gòu)，在機(jī)械中需要很大減速比的地方，利用螺旋機(jī)構(gòu)比其他機(jī)構(gòu)更易于使傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)化。 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 由由表105查得 6）查取應(yīng)力校正系數(shù)。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=,由式（1012）得 4）計(jì)算載荷系數(shù)K。KFN2=。故載荷系數(shù) 6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（1010a）得 7)計(jì)算模數(shù)m。 由表104用插值法查的7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)，KHβ=。 根據(jù)v=，7級(jí)精度，由圖108查得凍災(zāi)系數(shù)Kv=。 2）計(jì)算齒寬b。 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1,由式（1012）得 (1）計(jì)算小齒輪分度圓直徑1td，帶入[σH]中較小的值。 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式： 1） 選取載荷系數(shù)Kt=； 2） 計(jì)算小齒輪傳遞扭矩 3）由表10——7選取齒寬系數(shù)φd=14）由表10——6查得材料的彈性影響系數(shù)zE=5）由圖10——21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHLim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度為σHLim2=550MPa6）由式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 已知 從表11——18中用插值法查的fv=，=，代入式中的η=，因此不用重算。13‘28“ 變位系數(shù) x2 + 傳動(dòng)比 i 20 蝸桿分度圓直徑 d1 62蝸桿齒頂圓直徑 da1 蝸桿齒根圓直徑 df1 蝸桿齒頂高 ha1 2 蝸桿齒根高 hf1 渦輪齒高 h1 蝸輪分度圓直徑 d2 124蝸輪喉圓直徑 da2 蝸輪齒根圓直徑 df2 蝸輪齒頂高 ha2 蝸輪齒根高 hf2 蝸輪喉母圓半徑 rg2 當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù)X2=+，zV2=，從圖11——19中可查齒形系數(shù)YFa2= 螺旋角系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 從表中11——8中查的由ZcuSn1應(yīng)力0P1制造的蝸桿的基本許用彎曲應(yīng)力[σF]39。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄造HT100制造。 考慮到蝸桿的傳動(dòng)效率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼，因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45~55HRC。 （3）各軸的轉(zhuǎn)矩 式中：Td為電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩N*m TI,TII,TIII為I、II、III軸的輸入轉(zhuǎn)矩。I為高速軸，III為低速軸，i0、iiII依次為電動(dòng)機(jī)軸至高速軸I軸I、II軸II、III軸間的傳動(dòng)比。 傳遞裝置的總效率應(yīng)為組成傳動(dòng)裝置的各個(gè)運(yùn)動(dòng)副效率的乘積即： 故工作及所需要的輸入Pw2 查表sz系列直流伺服電動(dòng)機(jī)如下： 電機(jī)的型號(hào)：45sz21 電機(jī)的轉(zhuǎn)矩 *m 電機(jī)的轉(zhuǎn)速為150