毕业设计（论文）-自动升降式座椅设计.docx

广州大学本科毕业论文（设计）课题名称靠背自动升降式座椅的设计学院机械与电气工程学院专业机械设计制造及其自动化班级名称机械186学生姓名学号一指导教师完成日期2022年5月靠背自动升降式座椅的设计摘要目前靠背座椅己经迈向智能化发展，它不仅能够给使用者带来更好的体验，而口也能缓解使用者的疲劳感，但随着愈来愈多功能的出现，座椅占用空间也随之增大，而出现占用空间的主要原因是座椅靠背的存在。为此，本文针对座椅苑背设计了种独背自动升降响应座椅。本文参考史引式升降原理，利用齿轮齿条传动，转动与齿轮同轴配合的绕线轮，使固定在绕线轮的高性能纤维绳以定滑轮为节点拉升起旅背，实现座椅靠背的“人坐背升，人起背降”的功能，并且根据人体工程学设计赛背升降前后的倾角：利用角度调节渊原理使靠背升起后倾角可调：采用双平面涡卷弹簧反向安装及导向管道实现奔背卜降前的颈角发位。最后，使用ANSYSWOrkbenCh软件完成主要构件的有限元分析以及对质量有要求的构件进行拓扑优化.关键字靠背升降：齿轮齿条传动：相对运动；角度调仃器：拓扑优化ABSTRACTAtpresent,Ihebackrestseathasnx)vedtowardsinte1.1.igentdeve1.opment,whichcannoton1.ybringUserSabetterexperience,buta1.soa1.1.eviatethefatigueofusers.IIowever,withtheemergenceOfn)Oreandnx)refunctions,Iheseatingspacea1.soincreasesaccording1.y.Themainreasonfortakingupspaceisthepresenceoftheseatback.Therefore,thisthesisdesignedabackrestautomatic1.iftingresponseseat.Inthisthesis,referringtothetraction1.iftingprincip1.e,usingrackandpiniontransmission,rotatingcoaxia1.1.ywithgearwindingwhee1.,sothatthefiberropefixedinthewindingwhee1.withfixedpu1.1.eyasthenodetopu1.1.upthebackofthescat,toachievethecharacteristicsof"peop1.esittingbackup.peop1.eupbackdown".?ndaccordingtotheergonomicdesignofthebackbeforeandaftertheti1.tAng1.e：Usingtheprincip1.eofAng1.eregu1.atortomakethebackrestriseAng1.eadjustab1.e;Thedoub1.ep1.anecoi1.springisinsta1.1.edinreversedirectionandtheguidepipeisusedtoresettheti1.tAng1.eofthebackrestbeforefa1.1.ing.Fina1.1.y.ANSYSWorkbenchsoftwareisusedtocomp1.etethefinitee1.ementana1.ysisofmaincomponentsandtopo1.ogyoptimizationofcomponentswithqua1.ityrequirements.KEYWORDSBackrest1.ifting;Rackandpiniondrive;Re1.ativemotion;Ang1.eregu1.ator;Topo1.ogyoptimization目录第一章绪论I1.1 研究背景及意义11.2 国内外研究现状11.3 研究内容3第二章总体方案的设计52.1 座椅靠背需求分析52.2 模块功能分解52.3 运动方案的形态矩阵分析62.4 设计分析62. 4.1其他模块功能部分的分析63. 4.2主要模块功能部分的分析7第三章结构设计123.1升降导轨框架的设计123.1.1 导轨框架的选型设计123.1.2 导轨倾斜角度的设计133.1.3 导轨框架的ANSYS分析133.2升降传动系统的设计153. 2.1绕绳的选型设计153. 2.2齿轮齿条的设计163. 2.3轴承固定支座的设计223. 2.4绕战轮的设计243. 2.5转轴的设计254. 2.6油压稳速落压缩弹黄的设计283.3 靠背角度调节的设计303. 3.1角度调节原理304. 3.2齿板的设计313.4 靠背角度的豆位333 .4.1角度品位的原理334 .4.2平面涡卷弹簧的设计34第四章优化设计364.1 导轨框架的优化设计364.2 绕线轮的优化设计374.2.1绕线轮的有限元分析374.2.2绕线轮的优化数学模型384.2.3绕战轮的拓扑优化394.3齿条连接件的优化地计404.3.1连接件的有限元分析404.3.2连接件的优化数学模型414.3.3连接件的拓扑优化42第五章结论445.1研究总结445.2研究展望44参考文献46致谢48第一章绪论1.1 研究背景及意义在人们日常生活中，座椅是个非常普遍的存在。近年来，随着科技的迅猛发展，越来越多的智能座椅出现在我们视野中。靠背角度可调、座椅高度可调、人体工程学应用、可,折段以及方便携带等均是目前智能座椅最主要的功能体现，许多功能的出现，也使座椅的体积也日益增大，其体积增大，亦增加了空间占用率，同时也使得购买费用逐渐增加。座椅占用空间主要典根于*背的存在以及其不可藏匿性,这类座椅往往不便于存储。固定式匏背座椅存储不便的原因，正是由于人们不使用时，座椅靠背的存在占用了座椅上部分的空间。目前，国内潦行的座椅大多具有靠背可调但不能收起或藏匿的缺点，靠背可折段收起但需要手动进行折叠以及靠背固定式无法调节的缺点，而针对靠背可收起且自动升降响应以便藏匿这类型的座椅尚未普遍存在。因此，靠背自动升降响应式座椅的发展潜力非常大，本文提出了座椅靠背可自动升降的设计，在此基础上研究出一套适用于办公和家居等多领域的靠背自动升降式响应座椅。1.2 国内外研究现状近年来，国内外智能座椅的发展迅速，多功能靠背座椅在智能家居领域中已经有较大的突破，国内外学者对座椅的设计进行了各式各样的研究。如今，靠背座椅I=要有两种，分别为传统的靠背固定式座椅和新兴的靠背多功能座椅。在传统的靠背固定式座椅中，最为典型的是明式座椅，它具有优美的造型、科学的结构、优质的材料以及符合现代人体工程学等特点"，其结构如图1-U如今我们常见的大部分靠背固定式座椅都由它演化而成。相对于固定式座椅，靠背多功能座椅更受人们喜爱.它具有许多便携功能，如靠背角度可调节，靠背高度可调及人体工程学应用等.此类座椅满足人体对舒适度的需求，扩展J'靠背的各种应用.虽然座椅靠背具有许多功能，但其靠背体积增大，造成一定的空间占用。当使用者不使用时，座椅将不便存储，其结构如图1-2.目前有不少学者主要生中于在研究靠行如何给人带来更多舒适度，对丁座椅靠背的藏匿性，国内外研究并不多,主要体现在以下方面：图1-1传统明式座椅图1-2正背可调式座椅针对座椅靠背的角度调节，KCChoU"等提出了一种凹槽内置靠背的设计方法，该凹槽的作用是方便靠;背角度的调节，通过内置靠背利用其齿轮啃合接触定位，实现角度调节，其总体外形结构如图1-3：SerberH'等提出了一种靠背平衡座椅的设计方法，该类座椅可通过人体的动态坐姿来调节适合使用者的靠背角度，此外，座椅利用支撑凹槽设计实现了坐姿的动态平衡，其总体结构如图1-4.针对座椅靠背的升降，张城和杨进等叫是出了一种产动控制靠背升降的座椅设计,此类座椅除背升降需要手动转动摇杆推动丝杆组合来控制靠背高度，大致结构如图1-5；居心微等提出了一种利用连杆折段及杆件定位升降的设计，其靠背的升降装置由较链与连杆组成，绑背高度调节需要手动调节连杆折段角并用相应杆件定位，其结构如图1-6,这两种利用杆件相互定位的设计，实现靠背高度可调，结构简单，后期维护较为容易，但需要手动调节定位，且调节后的靠背仍存在占用座椅上部空间的问题。图15粘背丝杆升降结构图'图b6张背连杆折叠升降结构图51针对解决靠背在不使用时的升降或藏匿的问题，任毅和张仲凤等网利用齿轮齿条组合相对运动原理，提出了一种坐垫和我背的相对运动的座椅设计，其实现了人坐于靠背时，靠背升起，人离开后下降的特点，即能够完成“人坐背起，人熟背降”的功能。但在上升或下降过程中，靠背的内部结构将会暴露在与人体接触部分，其结构如图17:Wykny等提出了一种靠背可折费的座椅，通过靠背、扶手和椅腿形成四连杆机构来实现靠背的折段，完成靠背折段的同时也可以使椅腿折狡，靠背旋转至折叠位置后，椅子将具有紧凑、节省空间的配置，适合储存或运输一但折叠过程中需要手动操作，其结构图如图1.8,这两种靠背运动结构简单且巧妙，实现了靠背的升降或收起藏匿，但前者容易导致独背内部零部件与人体接触.后者则无常背升降的自动响应功能“图I-H折娈椅内图1-7齿轮齿条升降座椅闻1.3 研究内容本文将围绕座椅靠背自动升降的设计原理，设计一种靠背角度可调，靠背白动升降响应的座椅，其具体实现为：当人坐于座椅坐垫时，靠背自动升起，升起的靠背角度可谓：当人离开座椅坐垫后，靠背角度自动划位，角度在位后靠背便下降频匿，以便解决使用者在不使用座椅时的存储、移动、运输或收纳等问题。本文主要针对座椅靠背的升降及角度调节进行结构设计、运动分析、关键零部件的强度校核与分析及优化计算。具体的章节安排如下：第章：绪论。阐述课题的研究背景及意义：了解目前国内外座椅靠背设计的发展状况：安排各章节内容。第二章：总体方案设计。根据现有技术存在的不足，拟定多个方案，并通过对比分析各方案的优缺点和模块间的衔接，得出最优的设计方案。第三章：结构设计。进行导轨框架、线背升降传动系统和苑背角度调节装置的设计：计算各零部件的尺寸以及对标准件的选型：利用ANSYS有限元软件对关键构件进行力学分析；利用SohdWorkS软件对升降传动系统及角度调节装置进行三维建模设计。第四章：优化设计。对核心构件进行优化设计，如导凯框架的支掾优化：优化绕线轮的质量，减少转动过程中的转动惯量：优化齿条与坐垫连接件的质量，减少整体质量。第五章：结论。总结本次张背自动升降式座椅的研究结果，分析设计过程中存在的不足之处，进一步提出改进建议和展望。第二章总体方案的设计2.1座椅靠背需求分析本章将对赛背自动升降式座椅进行总体方案的设计，主要是以现有的座椅为参考，设计一种人坐于座椅坐垫时，靠背便能自动升起，升起后的靠背帧角可调：人离开座椅坐垫后，靠:背倾向自动复位，复位后靠背卜降藏匿的座椅，且该座椅符合人体工程学设计。设计上述功能之前，除了应考虑舒适度情况外，还需了解人体的就坐行为，根据人体的强姿情况提出座椅的具体功能需求。每个人都有不同的坐姿，但多数人都习惯在有靠背支撑的坐具中坐卜.，倚靠在靠背以寻求最舒适的坐姿。卜面将对不同坐姿进行荷要的介绍与分析。人体双脚的分析。人坐在椅子上，并非静止不动，而是会通过不断地调整若坐姿的细微动作，以消除¥f柱部分的不正常压力有一部分人坐于坐具时，双脚会不自觉地放于座椅坐蛰前端下方，因为这是舒适坐姿之一。因此，设计座椅坐垫前端下部分时，应考虑有足够的空间可以放巴双脚。座椅靠背帧角分析。为防止人体坐姿向前滑动和引导腰部倚靠在靠背上叫设计时应从符合人体工程学的靠背角度出发设置靠背倾角初始值。扶手分析。当人依靠在倾角过大的靠背上时,往往需要扶手来支抖双手，此时扶手的高度也是影响人体舒适度的因素。但本文设计的靠背倾角并不大，故扶手设计在本文中不做重点考虑02.2模块功能分解根据本章节2.1分析可知，常背自动升降式座椅主要是实现靠背在有无人坐下坐垫时的升降响应，以及人倚靠在靠背时的其他功能。实现该座椅的功能可拆分为靠背升降功能部分、靠背角度调节功能部分以及其他功能部分,靠背角度调节功能部分可拆分为靠背升起后的角度调节功能，旅背下降前的角度划位功能，其他功能部分可分为座椅的存储移动和人体工程学应用。本文主要是亮背升降功能的设计和靠背角度功能的研究设计。针对靠背升降部分，实现过程要求靠背升降响应迅速，其需要通过执行一定的传动装置来控制靠背的升降：针对靠背倾角调节耍求可手动控制帧角的大小和实现靠背下降前的角度白动史位.这两部分功能应具有一定的关联性，其模块功能分解如图2-1所示.靠背的上升影响靠背角度的手动调节，独背的角度匆位影响靠背的下降。图2-1模块功能分解图2.3运动方案的形态矩阵分析根据各模块的功能特性，列出实现各模块结构方案的形态学矩阵，如表2,1。表2.1模块结构方案的形态学矩阵拟定方案功能需求结构方案1结构方案2结构方案3先背升降连通器升降杠杆升降曳引式升降就背角度网节安袋用度网节器靠背融转其他的动力源辅助冏节他背角度双位双弹簧复位管道导向双算簧复位+管道导向人体工程学靠背硬显背瓠线软靠背孤线软硬结合座椅移动普通轮子万向轮麦克姑姆轮由表2.1可得，实现靠;背自动升降的方式有多种组合方案，实现其完整性需要综合考虑，其中考虑因素有：升降过程中是否需要占用空间，升降响应是否反应迅速，养背角度调节是否方便可靠，模块与模块间的连接是否顺畅。表2.1中可用多种方案进行结合，但设计一种旅背自动升降的座椅不能把方案进行筒单的组合，另外，在实现同一种功能的情况下，应尽可能采用结构简单的设计，同时设计每个模块的结构也要考虑到各模块功能之间的连接关系。2.4设计分析2.4.1其他模块功能部分的分析对于人体工程学部分进行分析。座椅的人体工程学设计，一直强调使用者舒适度，但舒适度并不完全是设计时只考虑的唯一指标，对于长期久坐的办公人员，缓解疲劳也是个非常重要的指标。在符合人体工程学的情况下，软靠背往往在给人们带来更强的舒适感的同时也加重疲劳感,相反，硬座椅靠背能锅保证人与靠背的完美贴合，可以在一定程度上绫解疲劳.但这并不意味着座椅的设计越硬越好，而是综合考虑苑背的软硬程度设计出种符合人体工程学的座椅。因此，在设计范背与人体背部接触的部分，采用的是软硬结合贴合人体腰部弧线的设计。对于座椅移动部分进行分析。考虑到座椅移动的灵活性，座椅应具有能够在各方位均可移动的特性。普通轮子虽可进行一定方向的转动，但其转动幅度过小，导致转动缓慢，并且转动易磨损轮子和划伤地面。座椅的移动需要快速并且转动迅速，万向轮和麦克纳姆轮可实现该技术需求，由于麦克纳姆轮结构更杂且费用品员，故采用万向轮作为座椅移动的零件。2. 42主要模块功能部分的分析一、靠背升降部分（一）连通器升降方案。连通器管道两端的直径大小不同，大直径端杆件与坐垫进行固定配合，小直径端杆件与靠背进行固定配合。其运动原理为：当人坐于坐垫时，由人体盘力向下压紧连通耦液体，使液体向小直径端进行移动，与小直径管道配合的杆件由液体驱动升起靠背：当人高开坐蛰后，则利用靠背自IR反向升起坐举。连通器升降结构如图22,图2-2连通器升降示意图（二）杠杆升降机构方案。本方案设计为杠杆一端与坐蛰部分连接配合，另一端与靠背底座连接配合，同时，将杠杆支点设于靠近坐垫配合端。此升降机构可以实现坐垫与靠背的相对运动，即人坐于坐垫上方，可将人体武力势能和坐垫下降的势能转化为旅背的重力势能，升起靠背：人离开坐垫后，靠背由转化而来的重力势能可通过杠杆转化为坐垫的重力势能，从而实现“人坐背起，人离背落'的特点。其设计结构如图2-3.（三）或引式升降方案。此类方案采用绳索曳引拉伸原理。具体实现为：齿条端与坐蛰固定配合，齿轮与绕线轮同轴配合，齿轮半径与绕线轮半径成一定比例，绕绳一端与绕线轮固定配合，另一端经过定滑轮与靠背底座端固定配合。其运动原理为：当人坐于坐垫上方，利用坐垫的部分重力和人体重力，通过齿轮齿条传动系统招靠背升起，原理大致与方案（二）相同。本方案通过设计计算齿轮半径与绕线轮半径的大小关系，便可控制常背的升降幅度，其结构如图2-4.图24齿轮齿条传动也引式升降机构图分析比较三种方案：连通器升降方案，实现的运动简单，但是对于连通器液体的密封性难以控制,旦咏背在下降前，需要较大的反作用力升起坐垫：杠杆原理方案，虽然实现升降功能的结构简单,且具有定的“人坐背起,人离背落”的效果，但靠背升降的幅度不高，达不到人体倚鸵的高度：出引式升降方案，实现原理简单，只需要设计齿轮与绕线轮半径关系及绳索的固定长度，即可实现控制靠;背升起的最大高度.因此，升降部分采用曳引式升降方案.二、独背角度调节部分（一）安装角度调节器方案“设计一种可手动拨动调节开关进行靠背的倾角调节的装置。对于低花背椅、中掂背椅，其苑背帧角应大于90。,同时不超过110。1.因此，在靠背倾角复位后的默认帧角可设为100。在设计调节罂装置时，调节罂与靠背连接配合的方向和调节器与升降底座连接配合的方向成180。设计,如图25,在设计兆背的升降时，采用帧斜导向的方式，如图26°图25调节器原理图图2-6他钾的倾斜升降示意图（二）靠背翻转调节方案。该方案将靠背支撵中部一端设有翻转支点，以此对靠;背倾角进行翻转调节，同时翻转支撑立柱可承栽调节后的靠背一部分向后倾斜的力,设有圆通梢口用于靠背帧角的定位，其结构如图2-7.图2-7翎转调节示遨图（三）其他动力源辅助调节方案。如气压、液压等作为辅助动力源来实现靠背倾角的调节，将动力源直接作用丁倾角调节杆件，其大致结构如图2-8.分析比较三种方案可得：方案（一）安装调节器，可利用升降前后的衔接关系进行设计，如犯背升起后的倾角调节和靠背下降前的倾角笈位，另外，此方案设计的空间占用率并不高，且结构相对简单，最后，使用者只需手动拨动相应开关，即可实现靠背帧用的谢节，具有响应快速的特点：方案（二），虽然结构简单易实现，具有一定的自适应性，但谢节后的靠背卜方部分将往前或往后移动，且不利于靠背帧向星位的操作，另外，需要手动进行靠背帧角豆位后才能使其卜.降，在一定程度上未能符合“人离背落”的特点；方案（三），利用其他动力源辅助调节，动力源直接作用于与靠背固定连接的杆件，此类调节迅速，但不利于与靠背升降传动系统模块进行关联，当进行模块的关联时，需要安装相应的触发器等，这无疑增加了机构间层次进行的复杂性。故靠背角度调节部分方案，采用安装角度调节器。三、靠背角度复位（一）双平面涡卷弹簧豆位方案。当调节器手动开关拉开后，在双平面涡卷弹黄的作用下，靠背受两个方向的作用力，达到受力平衡。其中，靠背设有的角度初始值，即角度夏位后的数值，其结构如图29.图2-9双平面涡卷弹簧安装示意图（二）管道导向方案。拳背与导向管道固定配合,导向柱与固定座固定配合当升降底座下降时，由导向柱进入导向管道，逐步实现靠背的角度第位。其中，导向管道的设计存在一定的由宽到窄的变化.具体如图2-10。-导向管道图2-10管道导向结构示.旗图（三）平面涡卷弹簧及管道导向方案的配合使用方案。两者配合使用时，当利用双平面涡卷弹簧豆位后的靠背角度存在角度误差，可进一步使用导向管道进行角度精确复位，确保了靠背角度的正确豆位，从而减少靠背在下降过程中与其他构件的干涉。故此部分采用双弹簧及管道导向配合使用的方案。综上所述，靠背自动升降式座椅的设计最终采用的设计方案为：在符合人体工程学的靠背采用软硬结合的方案，移动部分采用万向轮，靠背升降部分采用曳引式升降方案，靠背角度调节部分采用安装调节器方案，靠背角度豆位部分采用双平面涡卷弹簧及管道导向配合使用方案，具体整机示意图如图2-11,第三章结构设计本章将对靠背自幼升降式座椅的设计分为升降导轨框架的设计、座椅升降传动系统的设if-、靠背角度调节的设计以及靠背帧角豆位的设计四个方面进行结构设计阐述，其具体设计计算如下。2.1 升降导轨框架的设计本节将对靠背自动升降式座椅的升降导轨框架进行设计，其包括框架导轨选型设计，升降轨迹与水平面的倾向设计，最后对导轨框架进行有限元分析，在人体体重最大适用范围内，验他框架是否符合强度要求。2.1.1 导轨框架的选型设计图3-1SGB导轨和SGB滑块图（来源于百度）2020年末，根据中国1844岁的人平均体至为69.6kg'以及体积过大者不适合使用智能座椅的情况，本文将靠背自动升降式座椅设计为3090kg人群使用。框架导轨选用SGR20内置双轴导轨，其材料为具有高抗性的6063铝合金，导轨框架和滑块结构如图3-1.根据表3.1,考虑到坐垫下降过程中，滑块会受到人体重力及座椅自重的作用，选用SGB20N-4轮滑块作为座椅坐垫升降滑块：考虑到靠背在升降过程中给潘块的作用力以及人体倚旅在靠背时的作用力并不大，选用SGR20N-3轮滑块作为靠背升降滑块.其中，坐垫升降部分采用4根导轨设计，靠背升降部分采用2根导轨设计，具体情况如图3-2。收3.1SGR导轨和SGB表块尺寸表（来源于浙江微米传动科技有限公司供应商）型号宣度mmMmm长度mm安装孔mmkg承重kg高度mm轴直径mmSGR导轨20N4722.5任意M51202.23368SGB滑块20N-3轮471280M638×300.2320kg每个368SGB滑块20N-4轮4712104M638×300.30425kg每个368SGB滑块20N5轮4712130M638×300.37430kg每个3682.1.2 导轨倾斜角度的设计桌面倾角为桌面与水平面的夹角。合适的桌面帧角可提高人们倚咏在咏背上的舒适度，同时也可避免给肩部或颈椎带来损宙，同时，也可以减少疲劳感因此，合适的臾面帧用可以给人们带来更好的体验，但我们生活中常见的案子桌面倾角为0%因此，设计时可将京面帧角转化为座椅靠背倾角。为使悠背能够给人体带来更强的舒适感，靠背倾角应大于90。，小于110。左右w。在符合人体工程学设计的基础上，本文将导轨升降框架的升降轨迹与水平面夹角设计为80。，如图32,在此角度F.靠;背升降帧角为100%即靠行上升后未进行角度调节的初始角为100%图3-2导轨模里枢假角示意图2.1.3 导轨框架的ANSYS分析本设计座椅的适用范围为人体田处于3090kg之间的群体，可取最大值M1.=90kg对导轨框架进行ANSYS施加载荷分析。另外，座椅坐垫和靠背的自重也对导轨框架受力分析有影响.当人静态坐于该座椅坐垫时，导轨框架主要受人体重力和座椅自重的作用，其作用点在导轨框架的前四根导轨螺栓固定处.座椅适合最小使用体重为30kg群体，则靠背上升的条件为靠背整体重M230kg.为符合设计，取值Mz=20kg进行施加效荷分析。由本章节323得,座椅坐垫部分质量可取值My=IOkg。总重为M=M1+W2+M3=120kg(3-1)则导航框架受到的总作用力为GW=Mg=I176N(3-2)根据上述条件，对导轨框架进行ANSYS分析。采用的网格属性如图33,约束与效荷分布如图3.4,其等效应力和位移如图3-5.36°由等效应力图可得，最大应力发生在导轨与水平底座交界处，值为S091.4MPa,此时最大应力小于屈服强度，故满足强度设计要求。同时，由位移云图可得，导轨框架的最大位移量为0.13371mm,位移量较小，满足刚度设计要求。因此，人坐于座椅坐垫时不影响其导轨框架的稳定性，且导轨框架使用6063铝合金材料满足设计要求。导轨框架约束与我荷分布图图3-3导轨框架网格属性图图34图3-5导轨框架等效应力图图3-6导轨框架位移云图3. 2升降传动系统的设计图3-7总装模型图本节将对坐垫与靠背的升降结构设计进行阐述，并通过ANSYS有限元对其关键构件进行力学分析，聆证是否满足设计要求。其中，座椅外部未包装的总装模型如图3-7所示，传动系统剖视模型如图3-8所示。座椅靠背升降传动系统运动原理为：齿条通过固定件与坐垫部分固定配合，齿轮与绕线轮同轴配合，绕绳一端与绕线轮固定配合，另一端与靠背升降底座固定配合.当人坐坐垫时，坐垫受人体重力在阻尼稔速器的作用下缓慢向下移动，此时，坐垫固定连接的齿条和齿轮啮合传动转动绕线轮，绕线轮牵引绕绳升起旅背，当人离开后，由靠背反向传动升起坐垫，从而实现f“人坐背起，人离背落”的功能特点。图3-8传动系统剂视模型图3. 2.1绕绳的选型设计如表3.2所示，其为不同种类绳索的力学性能比较。为使升降系统过程中的误差尽可能小，传动响应快，拉伸绳索应选择具有较高的抗拉强度：绳索在绕过定滑轮时，具有较高的耐磨性；靠背顶部与坐垫持平时，绳索在岸止状态卜确性变形量较小；另外，为使绳索与绕线轮及定滑轮有较高的贴合度，其应具有较软的性质。综合考虑，选用具有高性能的合成纤维绳。此类绳索的应用在2014年已经出现在起全机上叫表3.2不同种类绳索力学性能表融种类抗拉超度耐磨性弹性变形，软硬性钢中绳较高较高较低反尼龙绳海一般软麻绳一般一般高”软续表3.2铁线绳高差一般中高性能的合成纤维绳闾较高高低软3. 2.2齿轮齿条的设计齿轮转动时，未受到轴向作用力，为满足要求并简化设计，可选用圆柱直齿轮。绕线轮处于传动系统的中部，当绕线舱转动时，为使绕线轮的左右两端处于平衡状态，将齿轮齿条设为对称分布，其布局如图39所示。图3-9双齿轮齿条布局图齿条近似为一个无穷大的圆柱直齿轮，进行齿轮齿条设说时，可将其简化为大齿轮与小齿轮的啮合传动设计,.如图3-10,具体设计计算过程如下：小由轮无穷大国跄JWJ图3-10近似转换示意图1.齿轮类型、材料、精度等级以及齿数的选择（1）齿轮类型。本节所述,选用圆柱直齿轮.*力角为a=20。（2）材料选择.根据齿轮的应用场合进行查表，选择齿轮材料为400（调质处理），其齿面硬度为280HBW齿条材料为45钢（调质处理）,齿面硬度为240HBW.（3）精度等级.齿轮齿条传动过程中，齿轮的转速并不离，可选用7级精度的齿轮。C4）齿数，初选齿轮齿数z=30,齿条齿数为Z2=8,两者传动比为i=0/8.2 .按齿轮齿面的接触疲劳强度进行相关设计（1）试算齿轮分度时直径,其公式为.“2KHtTj+1,ZhZeZ,1.d,fNr1.-ri（3-3）1）确定上式参数的各数值试选齿轮的载荷系数Km=1.3»人坐于坐蛰上，由于存在稳速器的作用，坐举下降时齿轮齿条传动转动转轴的转速并不高'，试取n=30rmin,当座椅处于无人状态时，主要的作用力为靠背整体的亚力。人离开坐垫后，可由靠背整体的武力反向拉伸转动绕线轮，从而转动齿轮，齿轮齿条传动升起坐垫，又因为座椅适合于3090kg人群，故靠背整体更力取值为G9.8×30=294No绕绳一端固定安装于靠背升降底座，其另一端经过定滑轮与绕线轮固定。初定绕组轮半径为Rr=100mm,则绕线轮转矩为7；=0.1X294=29.4Nmm,为使设计的构件具有更大的强度，对绕线轮的转矩取值为*N27V=588Nmm,取Ti-=60Nmm0平衡状态下，转矩=负载X负载半径，则单个小齿轮转矩为30Nm,有T=3X1.O4N-mm（3-4）因为齿轮两边支承成非对称分布，查取齿宽系数表得，取齿宽系数加=07计算齿轮区域系数Z“，有(3-5)(3-6)ZH-（COSaSi二-JCOS20°CoS20°-25杳找齿轮的弹性影响系数有ZE=189.8MPaz计算齿轮齿条哦合的重合度系数Z其中齿轮齿顶高系数%=1，则齿轮齿顶圆的压力角为zicosat30×cos20°CC(3-7)t=arccos=arccos-=28.24。,Zi+2垢30+2×1由丁齿条齿形各点的压力角都相等，且等手齿轮分度圆压力角，故齿条齿顶圆的压力角为(3-8)由齿轮齿条重合度计算公式J可得重合度为=1.82(3-9)zi(,tcnaai-tana)+30×(tn28.24-fn20o)+S篇;。211二211因此，无合度系数为Zr=J482=0,852(3-10)计算齿轮接触疲劳的许用应力Ej查表有，齿轮和齿条的接触疲劳极限分别为为“mi=600MPa,1.1.im2=550MPa.本设计要求对齿轮使用寿命为20年，每年有300天在使用该齿轮齿条，且每天的使用时长为8小时，则齿轮齿条的应力循环次数为N=60n.=60×100x1.×(20×8×300)=2.88XIO8(3-11)其中，/=1为啮合次数，被为工作寿命。查表可得，齿轮接触疲劳的寿命系数KHN1.=KMN2=0S2,杳取齿轮设计的安全系数，取S=1.可得接触疲劳应力为KMNHKm°.92X600(wJ="""mi=MPa=552MPa(3-12)3 1同理有，齿条的接触疲劳应力为0.92X550aH2=.MPa=506MPa(3-13)取两者接触疲劳应力较小者作为齿轮齿条的接触疲劳许用应力，有1.=n=506MPa(3-14)2)初鸵齿轮的分度圆直径，其公式为d与"71i；I(ZhZZ)Z2 J2X1.3X30000+1/2.5X189.8X0.852,1CIenXX1=41.43mm(3-15)0.78506/（2）调整该齿轮的分度网直径1）调整前的数据准备计算齿轮转动的圆周速度U计算齿轮的齿宽6叫“_11X41.43×3060X1000=60X1000=0.065msb=dde=0.7×41.43=29.0011m(3-16)(3-17)2）计算齿轮的实际栽荷系数KH杳表有，使用系数g=1。由圆周速率籍=0,065mS'齿轮精度为7级，杳取动我系数，有Ky=1。计算我荷分配系数K".2T30000=1448.22N(3-18)(3-19)=2X%41.43=1×=49.94Nmm<100Nmm由于绡100Nmm.可选取载荷分配系数KWa=16.由7级齿轮精度及支承在齿轮两边成非对称布置得，齿向教荷分布系数KHe=1.316。此时可求得，实际载荷系数跖为KH=KAKVKHaKHB=IX1.XI.6X1.316=2.106(3-20)3）由实际载荷系数计匏齿轮的分度圆直径*48.66mm(3-21)根据上述分度圆/可计算齿轮模数d1.i48.66(3-22)mH=-=1.62mm3 .按该齿轮齿根的弯曲疲劳强度进行设计，有（1）试莫模数公式(3-23)尻以匕”兀1）确定上式参数的各数值试选载荷系数，取蚱，=1.3。计尊齿轮的弯曲疲劳强度中的重合度系数(3-24)Yt-0.2S+-=0.25+沼=0.662*a1.82讦啮对齿形系数进行查取，1.=2.52,小2=2.06：对修正系数进行查取，有1.=1.625.Ysa2=1.97.0.88a对齿根的弯曲疲劳极限进行查取，依FMm1.=SOOMPafIIaF,fm2=380MPao对弯曲疲劳的寿命系数进行查取，有KFN1.=O88和KFN2对弯曲疲劳的安全系数进行取值，有5=1.4,则弯曲疲劳应力的计算:为_KFNiaF<tm1_0.88X500r1FN2F1.tm2号2=1.40.88X380=314.29MPa(3-25)S1.4Yfj1Yu12.52×1.625=238.86MPa(3-26)阵Ii314.29=0.013(3-27)YF提3_2.06×1.97238.860.017(3-28)取两者中的较大者，有(3-29)YFa%"限nn-i-i-=-i-T-=0.0171.F1.1.FJ22）试算模数，其公式为2×1,3×30000X0.662me0.7X3。2×0.017=1.12mm(3-30)（2）调整该齿轮的模数1）调整前的数据准备计算齿轮转动的圆周速度U(3-31)%=mrz1=1.12×30=33.6mm11d1n11×33.6×30V=60×100O60×100O=0.053ms(3-32)计算齿轮的尚宽力计算宽高比b/h(3-34)(3-35)h=(2ha'+c)m,=(2×1+0.25)×1.12=2.52mmb23.52CCCh=Ts=9332)计算齿轮的实际载荷系数KF根圆周速率D=O053ms,齿轮精度为7级，查表有，动载系数跖=1。计算载荷分配系数KFa2T%=不=21785.71=X33.630000=1785.7IN33.6=75.92Nmm<100Nmm(3-36)(3-37)对蚱进行查取，可选取数荷分配系数KFa=1.2.由7级齿轮精度及支承在齿轮两边成非对称布附可得，齿向栽荷分布系数K11P=1.238,而J=9.33,对尚向的载荷分布系数进行查取，有KFC=I.17.可得，齿轮的实际数荷系数(3-38)Kf=KAKVKFaKFe=1×1×1.2×1.17=1.43)由实际载荷系数计算齿轮的模数=1.14mm(3-39)其对应的齿轮分度圆直径为(3-40)dF=11fz1=1.14X30=34.44mm由于弯曲疲劳强度影响齿轮模数m的大小，齿面接触疲劳强度影响齿轮直径d的大小，则齿轮模数是由弯曲疲劳强度计算得m,=1.14mm,齿轮直径是由齿面疲劳强度计算得d”=48.66mm。其中,模数设计具有规范值，度数取值为m=1.5mm,同时分度圆直径=八=4866mm.此时，可算得齿轮为