设计艺术]基于蜗轮蜗杆传动的八向可调式轿车电动座椅的设计

设计艺术]基于蜗轮蜗杆传动的八向可调式轿车电动座椅的设计内容摘要：

案如下图所示： 图 丝杠传动机构 第 9 页 共 60 页 第 9 页 共 60 页 在这种方案中，减速器选用锥齿轮，锥齿轮的设计和制造、安装 较为方便，但是考虑到座椅的尺寸情况采用蜗轮蜗杆减速器更为适合，蜗 轮蜗杆具有大的传动比和自锁功能，而且也可传递空间交错的两轴运动 ，给制造带来了方便，并且体积小便于安装、传动平稳等特点，正好适用于系统的减速。 根据以上两种方案的论证与总结得出第三种方案： 图 蜗轮蜗杆丝杠传动机构 采用丝杆螺母这种传动方案即能满足电动座椅的功能要求，而且结构紧凑，便于安装调试。 最大的优点 就是造价便宜，且传动平稳、噪声小并且有向自锁的优点是本次设计较理想的选择。 水平滑动电机的选择 丝杆电机的选择 根据要求移动导轨的移动 距离为 100~160mm， 全程移动所需时间为 8~10s 选择移动的最大距离为 120mm，所需时间为 8s，座椅的移动速度 ： v=s/t=120mm/8s=（ ） 由于导轨与螺母相连，所以螺母移动的速度为 ，根据螺母与丝杆的配合关系通过公式： v=L n （ ） 初选丝杆的半径为 ，螺距为 3mm，代入公式得： 第 10 页 共 60 页 第 10 页 共 60 页 n 丝 =v/l=v/p=15*100/3=300r/min 根据丝杆 的转速初选电机的转速为 300r/min。 选择电动机类型 首选电动机要根据电源（交流或直流），工作条件（温度、环境、空间尺寸等）和载荷特点、性质、大小、启动性能、过载情况。 电动座椅上的电动机作用是为了电动座椅的调节机构提供动力，此类电动机多采用双向电动机，即电枢的旋转方向随电流的方向的改变而改变，使电动机按不同的电流方向进行正转或反转以达到座椅调节的目的。 为防 止电动机过载，电动机内装有熔断丝， 以确保电气设备的安全。 无刷直流电机的 优点是： ① 电机外特性好，非常符合电动车辆的负载特性，尤其是电机具有可贵的低速大转矩特性，能够提供大的起动转矩，满足车辆的加速要求。 ② 速度范围宽，电机可以在任何转速下稳定大转矩高效率运行，这是无刷直流电机的独有特性，这进一步提高整车效率。 ③ 电机效率高，尤其是在轻载车况下，电机仍能保持较高的效率，这对珍贵的电池能量是很重要的。 ④ 过载能力强，这种电机比 Y 系列电动机可提高过载能力 2 倍以上，满足车辆的突起堵转需要。 ⑤ 再生制动效果好，因电机转子具有很高的永久磁场，在汽车下坡或制动时电机可完全进入发电机状态，给电池充电，同时起到电制动作用，减轻机械刹车负担。 ⑥ 电机体积小、重量轻、比功率大、可有效地减轻重量、节省空间。 ⑦ 电机无机械换向器，采用全封闭式结构，防止尘土进入电机内部，可靠性高。 ⑧ 电机控制系统比异步电机简单。 缺点是电机本身比交流电机复杂，控制器比有刷直流电机复杂。 根据以上条件我们选用用磁性双向轴输出的直流电动机的 sz 系列。 2． 3 选择电动机的容量 电动机的容量（功率）选择是否适合，对电动 机的工作和经济性都有影响。  容量小于工作要求，则不能工作机的正常工作，或使电动机因长期的超载运行而过早损坏；容量选择过大，则对电动机的价格高，传动能力又不能充分利用，由于电动机经常在载第 11 页 共 60 页 第 11 页 共 60 页 荷下运转，其效率和功率因数都较低，从而造成能源的浪费。 对于在和比较稳定，长期运转的机械，通常按照电机的额动工率进行选择，而不必校核电动机的发热和启动转矩，选择电动机容量时应保证电动机的额定功率 Ped 等于或稍大于工作机所需的电动机功率 Pd，即： Ped Pd 工作及所需电动机的功率为 PwPd kw () 式中： Pw—— 工作及所需功率，指输入工作机轴的功率 kw —— 由电动机至工作机的总效率 工作机所需功率 Pw，应有工作机的工作阻力和运动参数（线速度或转速）计算求得： FVPw kw1000 () 或 式中： F—— 工作及的阻力 N V—— 工作机的线速度，如运输机输送带的线速度 m/s T—— 工作机的阻力矩 N*m nw—— 工作机的转速 r/min 根据本次设计要求：涡轮蜗杆的传动比大而且反行程具有自锁功能 ，常取 Z=4，即四头蜗杆，其传递效率为 ~ 球轴承的效率为 联轴器的效率为 丝杆的效率为 功率传递流向：电机 涡轮蜗杆 丝杆螺母 传递装置的总效率应为组成传动装置的各个运动副效率的乘积即： 1 2 3 n 1 9 9 0 0 9 9 46                     （ ） 工作机的转速为 nw=n 丝 =300r/min 根据以上特性初选电动机的转速为 3000r/min，功率 10w，电压 24v 工作机的阻力力矩就是涡轮上的转矩 T. T=*1000**10/（ 3000/10） = N/mm （ ） kw9550TnwPw 第 12 页 共 60 页 第 12 页 共 60 页 故工作及所需要的输入 Pw2 Tn wP w 2 8 3 . 7 5 3 0 0 9 5 0 0 0 . 7 5 1 0 w9550       () 在丝杆上消耗的功率如图所示： 座椅的平行负荷能力 110kg，则分担在丝杆上的为 55kg，从图可计算出： GN c o s 5 5 9 . 8 c o s2      () 是人与丝杆的夹角，而且很小，取  =6 则 N=536N，摩擦力 0Gf s in 9 . 8 5 5 s in 6 5 6 . 3 4 N2     () 在丝杆上消耗的功率 Pw丝 =f*v丝 =*= () 又 Pw=Pw 丝 在工作机实际需要的电动机输出功率 Pd Pw 0 .8 4 5Pd 3 .4 3 w0 .2 4 6   () 由于 sz 系列是双轴输出式直流电机所以总功率为 Pw 总 =2Pd=， 根据所计算出的功率和转速，所选电机如下： 电机的型号为： 45sz01 电机的转速为： 3000r/min 电机的功率为： 10w 电机的电压为： 24v 电机的电枢 /励磁为： 111/ 电机的允许正反转速差为： 200r/min 校核所选电机的转矩 根据公式： 0 011 Td iT    （ ） 式中： Td—— 电动轴的输出转矩 Nm T1—— 工作轴的输入转矩，即等于涡轮上的转矩 T 将公式变形后如下： 0 0 1 2 3 8 . 7 5T1T d 0 . 0 2 9 8 N mi 1 0 0 . 8    () 通过以上的计算，说明所选电动机是 满足 要求的，所以水平移动部分的电机选用45sz01 型号的永磁式双轴输出直流电机。 第 13 页 共 60 页 第 13 页 共 60 页 3:水平移动系统中蜗 轮蜗杆的设计 选择蜗杆传动类型 根据 GB/T100851988 的推荐，采用渐开线蜗杆。 选择材料 考虑到蜗杆传动的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用 45 钢，故希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 45~55HRC。 涡轮用铸锡磷青铜ZcuSn10P1，金属模铸造。 为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸造 HT100 制造。 3． 3 按齿面接触疲劳强度进行计算 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。 传动中心距 （ ） 确定作用在蜗杆上的转矩 2T 取 Z1=4； 故取效率为  =； 6 6 612P 2 p 0 . 0 1 0 . 8T2 9 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 2 5 4 . 6 7 N m mn 2 n 1 i 3 0 0 0 1 0          （ ） 载荷系数的确定 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数 k =1，由表 115，选区使用系数 Ak =1, 由于转数不高，冲击不大，可取动态系数 Vk =,则 1111kkkk VA   （ ） 确定弹性影响系数 EZ Ep 23 2HZZa K T ( )第 14 页 共 60 页 第 14 页 共 60 页 因选用的是铸锡磷青铜涡轮和钢蜗杆 ，故 EZ =160 12paM 确定接触系数pZ 先假设蜗杆分度圆直径 1d 和传动中心距 a 的比值 1d a ，从图 1118中可查的pz 。 确定许用应力 根据涡轮选用的材料为  铸锡磷青铜 ZcuSn10P1，金属膜铸造，蜗杆螺旋齿面硬度大于45HRC，可从表 11—— 7 中查出涡轮的基本许用应力 ,[] =268Mpa。 应力循环次数 826 0 6 0 1 3 0 0 1 2 0 0 2 .1 6 1 0hN jn L       （ ） 寿命系数 78810 0 .6 8 1 12 .1 6 1 0HNK （ ） 则 ,[ ] [ ] 0 .6 8 1 1 2 6 8 1 8 2 .5H H N HK M p a M p a    （ ） 中心距的计算 23 1 6 0 2 . 91 2 5 4 . 6 7 ( ) 1 1 . 81 8 2 . 5a m m m m   （ ） 取中心距 a=50mm，因 i=10.，故 从表 11—— 2中 取 模数 m=2， 蜗杆分度圆直径 d1=，这时 d1/a=，从 11—— 18 中可直接插的系数 39。 pZ =，因为 39。 pZ 小于 Zp，因此以上计算结果可用。 蜗杆与涡轮的主要参数与几何尺寸 ． 1 蜗杆 轴向齿距 Pa= *m=，直径系数 1 2 2 .4 1 1 .22dq m mm  ，齿顶圆直 径 ，齿根圆直径1 1 1 1 *2 2 22. 4 2 1 2 26. 4a a a md d h d h m m        1 1 1 1 *2 2( ) 22 .4 2( 1 2 0. 25 2) 17 .4a f a md d h d h c m m          ， （ ） 第 15 页 共 60 页 第 15 页 共 60 页 分度圆导程角 ： 1114ta n1 1 .21 9 3 9 39。 1 4 m z zrdqr    ，（ ） 蜗杆轴向齿厚 ： 0 .5 0 .5 2 3 .1 4asm     （ ） 蜗 轮 蜗 轮齿数 Z2=39，变位 系数 验算传动比 2 39 14zi z  ， 这时传动比误差 10 %10  ， 是允许的。 蜗 轮分度圆直径： 22 2 39 78d mz   mm （ ） 蜗 轮喉圆直径 ： 2 2 2 2 22 2。