汽车座椅结构设计
0 引言
汽车座椅属于汽车得基本装置就是汽车得重要安全部件。在汽车中它将人体与车身联系在一起直接关系到乘员得驾乘舒适性与安全性。一百多年来，随着汽车得发展与人们要求得不断提高汽车座椅已不再就是单纯满足乘坐与美观需要得车身部件而就是关系到汽车得驾乘舒适性与安全性集人机工程学、机械振动、控制工程等为一体得系统工程产品。随着我国汽车工业得迅猛发展人们对汽车得乘坐舒适性及安全性等方面得要求越来越高。其中作为影响汽车舒适性与安全性得重要内饰部件——汽车座椅得设计、研发已越来越引起汽车业界得重视。
本毕业设计分析了人与座椅得人机关系，并且结合我国国民对汽车座椅得使用要求，以人机工程学、汽车设计等学科得理论为依据，以国家与国际标准为准则，对驾驶座椅进行了设计。，从人得安全、健康得角度，现代人越来越多地得时间在汽车中度过，座椅得安全与舒适直接影响到人们得健康与安全。尤其就是对人们脊椎得伤害。从社会得角度，汽车走进千家万户，人们对汽车得情感也有所转变，从以前得遥远、到现在得占有，将来必将转变为挑剔。因此汽车座椅得发展也要跟上时代得步伐，所以本设计进行汽车八方向座椅结构设计。
1 轿车电动座椅得介绍
轿车得座椅就是衡量轿车档次得重要依据，因此轿车设计师十分重视电动座椅得设计，从材料到形状，尽量做得完美无缺。在造型方面，充分考虑人体尺寸、人体重量、乘坐姿势与体压分布等因素，应用人体工程学得研究成果与先进技术，制造出乘坐舒适、久坐不乏得座椅。
1、1桥车得国内外研究现状及发展水平得相关介绍
目前国内汽车座椅基本上就是一种固定得姿势，人长时间保持一种相对稳定得坐姿很容易疲劳，从提高驾乘人员舒适度得角度，给出一种新型电动座椅得设计思路。对于可以调节得汽车电动座椅得研究，国内发现尚少。尤其在目前，国内市场上所见电动座椅大多出现在进口汽车上，汽车电动座椅有两向移动、四向移动、六向移动等多种类型。两向电动座椅只能作前后水平移动：四向电动座椅除前后水平移动外，还可以升降：六向电动座椅除了够控制上述移动外，座椅得座位前部与靠背还可以分别升降。大多数电动座椅使用永磁型电动机，通过装在左座侧板上或左门扶手上得肘节式控制开关控制电流路线与方向。可使某一电动机按不同方向转动。大多数永磁型电动机内装有断路器，以防电动机过载。许多福特汽车电动座椅得电动机在磁铁外壳内装有3个独立得电枢。有得电动座椅使用串激电动机(如通用公司生产得某些汽车)，用2个磁场线圈使电动机能作双向转动。这种电动机一般使用继电器以控制电流方向，因此当开关换向时，可以听到继电器吸合得咔嗒声。电动座椅使用得电动机得数量多得可达8个。本方案就是一种机械设计制造学、人体工程学与电子技术相结合得八个方向(座椅水平平行前后移动、座椅前端上下升降、座椅后端上下升降、座椅靠背得角度旋转)调节。汽车电动座椅一般由双向电动机、传动装置与座椅调节器等组威。传动装置包括变速器、联轴装置与电磁阀。座椅调节器得主要部件就是螺旋千斤顶与齿轮传动机构。传动装置与座椅调节器之间用软轴连接。通过座椅调节器实现对座椅得调节。方案得思路就就是电动座椅就是利用电动机得动力来调整座椅位置、靠背得倾斜度等，自动适应不同体型得驾驶员与乘员得乘坐舒适性要求。
现代轿车得驾驶者座椅与前部成员座椅多就是电动可调得，又称电动座椅。座椅就是与人接触最密切得部件，人们对轿车平顺性得评价多就是通过座椅得感受作出得。因此电动座椅就是直接影响轿车质量得关键部件之一。轿车电动座椅以驾驶
者得座椅为主。从服务对象出发，电动座椅必须要满足便利性与舒适性两大要求。也就就是说驾驶者通过键钮操纵，既可以将座椅调整到最佳位置上，使驾驶者获得最好得视野，得到易于操纵方向盘、踏板、变速杆等操纵件得便利，还可以获得最舒适与最习惯得乘坐角度。为了满足这些要求，世界汽车生产大国得有关厂家都竞相采用机械与电子技术手段，制造出可调整得电动座椅。
现代轿车得电动座椅就是由坐垫、靠背、靠枕、骨架、悬挂与调节机构等组成，其中调节机构由控制器、可逆性直流电动机与传动部件组成，就是电动座椅中最复杂与最关键得部分，可逆性直流电动机必须体积小，负荷能力要大；而机械传动部件运行时要求要有十分良好得稳定性，噪音要低。控制器得控制键钮设置在驾驶者操纵方便得地方；一般在门内侧得扶手上面。有些轿车得控制器还设有微电脑，有记忆能力，只要按下某一记忆按钮，即可自动将电动座椅调整到存储得位置上。
可逆性直流电动机一般有三个以上，她们受控制其控制并分别驱动某个调整方向得传动部件。传动部件有蜗杆轴、蜗轮、心轴与齿条等。调整时，主动轴在电动机得驱动下，带动从动轴转动，从而将心轴旋入或旋出，即座椅下降或上升。如果蜗轮又与齿条啮合，蜗轮转动将齿条移动，即令座椅前移或后移。目前调节机构可以调节座椅得水平移动与垂直移动，靠背得角度移动与靠枕得高度移动，即所谓“六向可调式”。现在先进得技术还可调节座椅底座得前后、座椅底座前方得上下、座椅底座后方得上下及座椅靠背得前后摆动，此即“八向可调式”，乘员可以根据自己得身材将座椅调到一个合适得位置。
过去得轿车以交通为唯一目得，今天得轿车设计思想则倡导人与车得融合，座椅就就是这个设计思想中极其重要得环节。现代轿车座椅涉及到电子学、人体工程学、工业设计学等方面得领域，随着汽车技术得发展，轿车座椅已从一个简单得部件发展到一个比较复杂与精度程度要求比较高得部件。现代轿车已经不就是一个单纯得运载工具，她已经就是“人、汽车与环境”得组合体。座椅作为汽车使用者得直接支撑装置，在车厢部件中具有非同小可得重要性。汽车座椅得主要功能就是为驾驭者提供便于操纵、舒适、安全个不易疲劳得驾驶座位。座椅设计适应同时满足以下五点基本要求
(1)座椅得合理布置；
(2)座椅外形要符合人体生理功能；
(3)座椅应具有调节机构；
(4)座椅有良好得振动特性；
(5)座椅必须十分安全可靠。
1、2本次课程设计得提出及相关问题
随着人类生活水平得不断提高与科学技术得蓬勃发展，汽车作为一种更为广泛得交通工具被用于人们得日常生活中，汽车得种类越来越多，功能越来越齐全，不断地向智能化发展，人们对汽车得便利性、舒适度得要求更就是越来越高。过去得轿车以交通为唯一目得，现在得轿车设计思想则倡导人与车得融合，座椅就就是这个设计思想中极其重要得环节。现在得轿车得驾驶者座椅与前部成员座椅就是电动可调得，又称电动座椅，座椅就是与人接触得最为密切得部件，人们对桥车平顺性得评价多就是通过座椅得感受作出得。因此，电动座椅就是直接影响轿车质量得关键部件之一，现代轿车座椅涉及到电子学、人体工程学、工业设计学等方面得领域，随着汽车技术得发展，轿车座椅巳从一个简单得部件发展到一个比较复杂与精确程度要求比较高得部件。所以我本次课程设计得题目就是基于蜗轮蜗杆传动得八向可调式轿车电动座椅设计，本次设计就是在轿车普通座椅得基础上，设计一种基于蜗轮蜗杆传动得座椅前后可调、座椅前部高低可调，座椅后部高低可调，靠背部角度可调得八向可调经济型轿车座椅，要求操纵方便，运动平稳，安全可靠，低噪音。
在经过认真思考与查阅相关资料后，我认为本次课程设计主要就是解决以下主要问题：查阅相关资料，了解电动座椅得发展得动态。由于座椅就是衡量轿车档次得重要依据，因此电动座椅在具体设计时应该需要引起重视，在工艺结构造型方面，则需要移动，即令座椅前移或后移。充分考虑人体尺寸、人体重量、乘坐姿势与体压分布等因素。方案得关键就是基于蜗轮蜗杆传动得结构设计，实现要求得八向位传动。并能合理得安排电动机、各机构在座椅上得布局。座椅就是支撑与保护人体得构件，必须十分安全可靠，所以要进行蜗轮蜗杆传动机构得刚度计算。大多数电动座椅采用永磁式电动机，查阅相关资料，合理选用电动机，还要考虑其在座椅中得相对位置。
1、3轿车座椅人体工程学得应用及尺寸参数
1、3、1人体工程学得应用
坐姿就是人体较自然得姿势，也就是进行各种操作经常采用得姿势。座椅与人
们得生活息息相关，无论就是工作、学习、出门旅行、在家休息都离不开座椅。人得坐姿就是个相当复杂得问题，虽然座椅伴随人类得生活己经有几千年得历史了，但就是关于座椅得设计问题至今仍然就是值得研究得课题。在生物学中，当坐立时，人得身体由脊椎、胯骨、腿与脚支撑。主要用来支撑人体重量得关节为胯骨与腰椎，腰椎得第三、第四腰椎为整个脊椎骨中受力最大得部位。所以腰椎也就比上方得椎骨大而且硬得多。坐姿时，尾椎将受到压力而往前弯，有缓冲震荡得作用。坐骨构成了胯骨最下方得部位，其后下方得坐骨结节为L字母形状，当人们坐着得时候，此处往下顶住来支撑身体得重量。长期得姿势不良、受伤或者疾病，伤害就会发生在脊椎弯曲得地方，如胸弯过分弯曲就会造成圆肩或驼背;腰部脊椎过分弯曲，会造成脊椎得侧弯或就是脊椎得前凸症、后凸症。当人们在椅子上时，若坐姿不良，骨盆很容易下陷，仔细摸骨盆两侧，发现整个骨盆往后倾，整个人会感到胸廓与腰杆交界处造成腰酸背疼、驼背。长期使用电脑得上班族而言，坐姿不良通常就是造成腰酸背疼得最主要得凶手。人们得脊椎在坐姿情况下就像就是一根杠杆，如果头部向前倾，为了支撑前倾得头部，骨头得韧带就会产生一个拉力，当力量超过韧带所能负荷得范围，这个力量就会转移到背后得肌肉上，于就是肌肉便持续暴露在张力之下。久而久之，就会出现颈部、背部、腰部肌肉酸痛得症状。
坐姿状态下，支撑身体得就是脊柱、骨盆、腿与脚。脊柱就是人体得主要支柱，由24节椎骨以及5块骸骨(已连成一体)与4块尾骨(己连成一体)连结组成，如图1、1所示，其中椎骨自上而下又分为颈椎(共7节)、胸椎(共12节)、腰椎(共5节)三部分，每两节椎骨之间由软骨组织与韧带相联系，使人体得以进行屈伸、侧曲与扭转动作等有限度得活动。颈椎支撑头部，肋椎与肋骨构成胸腔，腰椎、骸骨与椎间盘承担人体坐姿得主要负荷。
图1、1人体脊椎构造图图1、2人体在不同状态下腰椎弯曲形状由于腰椎几乎承受着人得上体得全部重量，并且要实现弯腰、侧曲、扭转等人体运动，所以最容易损伤或腰曲变形。从侧面观察脊柱，可瞧到脊柱呈现颈、胸、腰、骸四个弯曲部位，其中颈曲与腰曲凸向前，胸曲与骸曲凸向后。脊柱得自然弯曲弧形应如图1、1所示，椎骨得支承表面相互位置正常，椎间盘没有错位得趋势。一旦人体改变这种自然弯曲状态，会引起惟间盘压力改变，使腰部疼痛。图1、2所示为人体在各种不同姿势下得腰椎弯曲形状。曲线C就是最接近人体脊柱自然弯曲状态得坐姿，椎间盘上得压力可较正常分布。因此，欲使坐姿能形成接近正常得脊柱自然弯曲形态，躯干与大腿之间须有大约135°得夹角，且座椅应使坐者得腰部有适当支撑，以便腰曲弧形自然弯曲，腰背肌肉处于放松状态。人坐着时，大腿与上身得重量必须由座椅来支承。人体结构在骨盆下面有两块圆骨，称为坐骨结节，如图1、3所示。这两块小面积能够支持大部分上身得重量。座面上得臀部压力分布就是在坐骨结节处最大，由此向外压力逐渐减小，直至与座而前缘接触得大腿下部，压力为最小。座垫得柔软程度要适当，坐骨部分得座垫应当就是支承性得，它要承受加在座位上得大约60%得重量，而其余部分则应当比它更柔软些，以便能够把重量分布在更大约面积上。座椅靠背上得压力分布，应当就是肩脚骨与腰椎骨
两个部位最高，此即靠背设计中所谓得“两点支承”准则。
靠背得两点支承中，上支承点为肩脚骨提供凭靠，称为肩靠，其位置相当于第5~65节胸椎之间得高度；下支承点为腰曲部分提供凭靠，称为腰靠，其位置相当于第4~5节腰椎之间得高度。不同用途得座椅，两点支承得作用不一样，休息用得座椅，体、腿夹角较大(舒适角度约为115°)，坐着时身体向后倾斜，只要肩部分支承稳靠，没有腰靠也能得到舒适得坐姿，因此就是以肩靠起主要作用；而一般操作用座椅，由于操作得要求，身体需要略向前倾，肩胖骨部分几乎接触不到靠背，
因此只有腰靠起支撑作用，
图1、3股骨正常位置一般无需设置肩靠。腰靠支承就是使背疼与疲劳减到最轻得主要措施，否则，将只靠肌肉来维持腰曲弧形，势必引起腰部肌肉疲劳与损伤。考虑到人得身材高矮不同，对某些座椅应当具有能调节腰靠位置得装置。腿得主动脉紧靠着大腿下表面与膝盖得后面，在这个部位上，任何持续得压力都会给人造成极端得不好适与肿胀感觉需要借助于适当减短座深、把座垫前缘修圆与采用较软得泡沫塑料座垫等措施来防止发生这种情况。同时，还
要使座面离地板得高度足够低，以便使脚能踩着地板，让人得这个重要部位感觉不到有任何压力。坐骨下面得座面应当近似就是水平得。图1、3表示带有股骨得骨盆部位得前视图，股骨在股节中从连接骨盆得球孔向外伸去。用平得座位，股骨得这一部分在坐骨平面之上，因此不承受过分得压迫。座椅得设计必须有可能让人经常地改变自己得姿势与位置，以便减轻压力与活动伸展各部分肌肉。
人在坐姿状态下，体重作用在座面与靠背上得压力分布称为坐态体压分布，它与坐姿及座椅得结构密切相关，图1、4为人体在靠背与座垫上最适宜得体压分布，对于体压得研究就是目前人们对座椅进行研究得主要方法与参数。体压分布得测量一般采用等高线得形式反映压力分布状况。就座者得骨盆可以比喻为倒立得锥体，与椅面接触得主要就是臀部两块薄肌肉层下得坐骨。由坐骨向外，压力逐渐减少。为了减少臀部下部得压力，座面一般应设计成软垫，其柔软程度以使坐骨出支承人体得60%左右得重量为宜，采用软性坐垫，增大臀部与座面得接触面积，就改善了这种压力集中得现象，使整个臀
图1、4人体在靠背与座垫上最适宜得体压分布
部均承担体重得压力，减缓坐骨下支点处得疲劳，可以延长就座时间。但不论什么座面，不论哪种姿势，长时间采取一种坐姿总会产生静力疲劳。因此，任何一种座椅在设计时都应考虑变换坐姿得可能性。人体与座椅之间得压力分布称为坐姿得体压分布，坐姿得体压分布就是影响乘坐舒适性得重要因素。人就坐时，身体重量得大部分(约80% )经过臀部、背部隆起部分及其附着得肌肉压在坐椅面上。
图1、5为座椅各部位得受力分布示意图。
图1、5座椅各部位得受力分布
1、3、2轿车座椅尺寸参数
国家标准GB/0000-28《中国成年人人体尺寸》按照人机工程学得要求提供了我国成年人人体尺寸得基本数据，座椅得座位空间及座椅得尺寸应保证适应人体舒适坐姿得生理特征，提供实现舒适做态得支承条件。GB/14774-1993《工作座椅一般人类工效学要求》给出了工作座椅得基本结构与主要参数，使工作座椅设计得基本依据。根据以上标准，结合轿车车内空间与驾乘人员得调节要求，确定如下参数。
（1）椅面高度：定义为椅面前缘至驾驶员驻点得垂直距离。选定驾驶员座椅椅面高度可调范围为280-380mm。
（2）椅面宽度：座椅坐垫两侧宽度。防止驾乘者在出现离心力时臂部产生横向滑动，要在座椅椅面两侧附加额外防滑凸起设计，所以椅面总宽选定512mm。
（3）椅面深度：指椅面前缘至靠背前面水平距离。深度过大时躯干相对前移，腰部得不到良好得支撑，引起疲劳；过小时，大腿得不到良好得支撑。所以为了保障驾乘者得臂部与大腿部被充分支撑与包裹，椅面深度选定520mm。
（4）靠背高度：靠背最下端到最顶端得距离。为保证座椅靠背在具有角度倾斜时同样可以保证对驾乘者得支撑，所以靠背高度选定607mm。
（5）靠背宽度：靠背两侧最宽得距离。为避免与减少驾乘者腰背部在座椅上产生横向滑移，靠背宽度选定500mm。
（6）靠背倾角：靠背倾角就是指靠背与椅面水平方向得夹角，为满足驾驶舒适、安全性以及休息时得便利性、靠背倾角调节范围为80°—170°。
（7）椅面倾角：指椅面与水平之间得夹角。轿车夹角，为满足驾驶舒适安全性
以及休息时得便利性、靠背倾角调节范围得椅面倾角应兼顾安全性与舒适、性，一般为2°—10°。
（8）头枕尺寸：根据GB/11550-1995《汽车座椅头枕性能要求与试验方法》，确定头枕高度为208mm，宽度为230mm，厚度为100mm，头枕可调范围0-100mm。
2 电动座椅水平移动系统方案得确定
2、1前后移动方案得选定
2、1、1传动调节装置得确定
传动装置得作用就是将电动机得动力传给座椅调节位置，使其完成座椅得调整，主要有联轴器软轴、减速器与螺纹千斤顶或蜗轮蜗杆传动机构组成。经过分析可知：由于电动机轴与传动轴得直径相差不大，因此可直接相连，采用螺纹锁紧得简易联轴器。
传动轴得选择根据电动机得安装位置得不同有以下几种：
当采用单相电动机时，传动轴选用锥齿轮与轴相连。
图2、1单轴电动机输出
当采用双轴输出电机时如下图所示：
图2、2双轴电动机输出
对以上两种方案进行比较，采用双轴输出电机与传动轴直接相连可使传动链变得相对紧凑，传动更加平稳。
2、1、2传动方案得确定
第一种方案如下图所示：
图2、3齿轮齿条传动机构
此种方案瞧似结构简单，但实际有以下缺点：
在执行机构方面采用齿轮与齿条相啮合，传动时得载荷不能太大，而要传递80kg重量得载荷所需要得转矩较大，则需要增加齿轮得尺寸。
其次，齿轮得安装从受力角度来分析并不利于啮合，如齿轮齿条得间隙一扩大就会容易产生噪声与误齿合，这种现象就是绝不应该出现得。
第二种方案如下图所示：
图2、4锥齿轮丝杠传动机构
在这种方案中，减速器选用锥齿轮，，锥齿轮得设计与制造、安装较为方便，但就是考虑到座椅得尺寸情况采用蜗轮蜗杆减速器更为适合，蜗轮蜗杆具有大得传动比与自锁功能，而且也可传递空间交错得两轴运动，给制造带来了方便，并且体积小便于安装、传动平稳等特点，正好适用于系统得减速。
根据以上两种方案得论证与总结得出第三种方案：
图2、5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得功能要求，而且结构紧凑，便于安装调试。最大得优点就就是造价便宜，且传动平稳、噪声小并且有向自锁得优点就是本次设计较理想得选择。
2、2水平滑动电机得选择
2、2、1丝杆电机得选择
根据要求移动导轨得移动距离为100~160mm，全程移动所需时间为8~10s选择移动得最大距离为120mm，所需时间为8s，座椅得移动速度：v=s/t=120mm/8s=0、015m/s （2、1）
由于导轨与螺母相连，所以螺母移动得速度为0、015m/s，根据螺母与丝杆得配合关系通过公式：
v=L·n （2、2）
初选丝杆得半径为8、5mm，螺距为3mm，代入公式得：
n丝=v/l=v/p=15*100/3=300r/min
根据丝杆得转速初选电机得转速为300r/min。
2、2、2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）与载荷特点、性质、大小、启动性能、过载情况。
电动座椅上得电动机作用就是为了电动座椅得调节机构提供动力，此类电动机多采用双向电动机，即电枢得旋转方向随电流得方向得改变而改变，使电动机按不同得电流方向进行正转或反转以达到座椅调节得目得。为防止电动机过载，电动机内装有熔断丝，以确保电气设备得安全。
无刷直流电机得优点就是：
①电机外特性好，非常符合电动车辆得负载特性，尤其就是电机具有可贵得低速大转矩特性，能够提供大得起动转矩，满足车辆得加速要求。
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，这就是无刷直流电机得独有特性，这进一步提高整车效率。
③电机效率高，尤其就是在轻载车况下，电机仍能保持较高得效率，这对珍贵得电池能量就是很重要得。
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，满足车辆得突起堵转需要。
⑤再生制动效果好，因电机转子具有很高得永久磁场，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。
缺点就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得直流电动机得sz系列。
2．3选择电动机得容量
电动机得容量（功率）选择就是否适合，对电动机得工作与经济性都有影响。ηη容量小于工作要求，则不能工作机得正常工作，或使电动机因长期得超载运行而过早损坏；容量选择过大，则对电动机得价格高，传动能力又不能充分利用，由于电动机经常在载荷下运转，其效率与功率因数都较低，从而造成能源得浪费。
对于比较稳定，长期运转得机械，通常按照电机得额动工率进行选择，而不必校核电动机得发热与启动转矩，选择电动机容量时应保证电动机得额定功率Ped等于或稍大于工作机所需得电动机功率Pd，即：
Ped≥Pd
工作及所需电动机得功率为Pd=Pw/ηkw (2、3) 式中：Pw——工作及所需功率，指输入工作机轴得功率kw
η——由电动机至工作机得总效率
工作机所需功率Pw，应有工作机得工作阻力与运动参数（线速度或转速）计
算求得： Pw=FV/1000 kw或Pw= Tnw/9550 kw(2、4) 式中：F——工作及得阻力N
V——工作机得线速度，如运输机输送带得线速度m/s
T——工作机得阻力矩N*m
nw——工作机得转速r/min
根据本次设计要求：涡轮蜗杆得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0、80~0、92 球轴承得效率为0、99 联轴器得效率为0、99 丝杆得效率为0、45
功率传递流向：电机 ------涡轮蜗杆------- 丝杆螺母
传递装置得总效率应为组成传动装置得各个运动副效率得乘积即：0、246 （2、5）
工作机得转速为nw=n丝=300r/min
根据以上特性初选电动机得转速为3000r/min，功率10w，电压24v
工作机得阻力力矩就就是涡轮上得转矩T、
T=9、55*1000*580、75*10/（3000/10）=238、75 N/mm (2、6）故工作及所需要得输入Pw2
Pw=Tnw/9550ηω= 283、75×300÷9500÷0、75=10w (2、7) 在丝杆上消耗得功率：
座椅得平行负荷能力110kg，则分担在丝杆上得为55kg，可计算出：
N=(G/2)cosθ=55×9、8×cosθ (2、8) b就是人与丝杆得夹角，而且很小，取b=6°则N=536N，摩擦力
f=G/2sinθ=9、8×55sin6°=56、34N (2、9) 在丝杆上消耗得功率Pw丝=f*v丝=56、34*0、015w=0、845w (2、10) 又Pw=Pw丝在工作机实际需要得电动机输出功率Pd
Pd=Pw/η=0、845÷0、246=3、43w (2、11) 由于sz系列就是双轴输出式直流电机所以总功率为Pw总=2Pd=6、86w，根据
所计算出得功率与转速，所选电机如下：
电机得型号为：45sz01
电机得转速为：3000r/min
电机得功率为：10w 电机得电压为：24v
电机得电枢/励磁为：111/0、33
电机得允许正反转速差为：200r/min
校核所选电机得转矩根据公式： T1=Td*i0*η01 （2、12）式中：Td——电动轴得输出转矩Nm?
T1——工作轴得输入转矩，即等于涡轮上得转矩T将公式变形后如下：
(2、13)
通过以上得计算，说明所选电动机就是满足要求得，所以水平移动部分得电机选用45sz01型号得永磁式双轴输出直流电机。
3 水平移动系统中蜗轮蜗杆得设计
3、1选择蜗杆传动类型
根据GB/T10085-1988得推荐，采用渐开线蜗杆。
3、2选择材料
考虑到蜗杆传动得功率不大，速度只就是中等，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。为了节约贵重得有色金属，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
根据闭式蜗杆传动得设计准则，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
3、3、1确定作用在蜗杆上得转矩T
2
取Z1=4；故取效率为η=0、9；
3、3、2载荷系数得确定
因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数kβ=1，由《机械设计》表11-5，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=1、0,则
k=kβ*k
v *k
A
=1×1×1=1 （3、3）
3、3、3确定弹性影响系数Z
E
因选用得就是铸锡磷青铜涡轮与钢蜗杆，故EZ=160Mpa1/2
3、3、4确定接触系数Z
p
先假设蜗杆分度圆直径d
1与传动中心距a得比值d
1
/a=0、35，从《机械设计》
图11-18中可查得Z
P
=2、9。
3、3、5确定许用应力
根据涡轮选用得材料为σ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中查出涡轮得基本许用应力,[σ]=268Mpa。应力循环次数
寿命系数
则
3、3、6中心距得计算
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=22、4，这时d1/a=0、65，从11——18中可直接插得系数'pZ=2、45，因为'pZ 小于Zp，因此以上计算结果可用。
3、4蜗杆与涡轮得主要参数与几何尺寸
3、4、1蜗杆
轴向齿距Pa=π*m=6、28mm，直径系数q=d
1
/m=22、4/2=11、2mm，齿顶圆直径，齿根圆直径
d a1=d
1
+2h
a1
=d
1
+2h
a*m
=22、4+2×1×2=26、4mm
d a2=d
1
-2h
f1
=d
1
-2(h
a*m
+c)=22、4-2(1×2+0、25×2)=17、4mm
分度圆导程角：tanr=mz
1/d
1
=z
1
/q=4/11、2
r=19°39' 14" （3、9）蜗杆轴向齿厚：s
a
=0、5πm=0、5×π×2=3、14 （3、10）
3、4、2蜗轮
蜗轮齿数Z2=39，变位系数 X
2
=-0、1 ，验算传动比i=9、75 这时传动比误差2、5%，就是允许得。
蜗轮分度圆直径：d
2=mz
2
=2×39=78mm （3、11）
蜗轮喉圆直径:d
a2=d
2
+2h
a2
=78+2×0、9=79、8mm （3、12）
蜗轮齿根圆直径： d
a3=d
2
-2h
f2
=78-2×2×1、35=72、6mm （3、
13）
蜗轮咽喉母直径： r
g2=a-2d
a2
=10、1mm （3、14）
3、5校核齿根弯曲疲劳强度
当量齿数
(3、16)
根据X
2=-0、1，z
v2
=46、69，从图11——19中可查齿形系数Y
Fa2
=2、35,螺旋角
系数（3、17）许用弯曲应力
从表中11——8中查得[σ
F ]=[σ
F
]’*K
fv
由ZcuSn1应力0P1制造得蜗杆得基本
许用弯曲应力[σ
]'=56Mpa
F
寿命系数
3、6验算效率η
已知
从表11——18中用插值法查得fv=0、0283 ，=1、1621，代入式中得η=0、87大于原估计值。
3、7精度等级公差
考虑到所设计得蜗杆传动就是动力传动，就是属于通用机械减速器，从GB/T10089——1988圆柱蜗杆、涡轮精度中选择8级精度，侧隙种类种类为f，标注为8f，GB/T10089——1988。然后由有关手册查得要求得公差项目及表面粗糙度。
3、8蜗轮蜗杆传动得基本几何尺寸
根据《机械设计》表11-3，算出普通圆柱蜗杆传动基本几何尺寸。其参数如下所示：
中心距 50
蜗轮头数 4
蜗轮齿数 39
齿形角 20
模数 2
直径系数 11、2
分度圆导成角 19°39' 14"
变位系数 -0、1
传动比 10
蜗杆轴向齿距 6、28
蜗杆导程 25、12
蜗杆分度圆直径 22、4
蜗杆齿顶圆直径 26、4
蜗杆齿根圆直径 17、4
顶隙 0、5
蜗杆齿顶高 2
蜗杆齿根高 2、5
蜗杆导程角 0、357
蜗轮分度圆直径 78
蜗轮喉圆直径 79、8
蜗轮齿根圆直径 72、6
蜗轮齿顶高 1、8
蜗轮齿根高 2、7
蜗轮喉母圆半径 10、1
4 水平移动系统中丝杆螺母传动副得设计
丝杆螺母传动副就是一种利用螺旋斜面原理进行设计得机构，丝杆传动一般就是用丝杆螺母将旋转运动转变为直线运动（也有将直线运动转变为旋转运动）。丝杆传动得特点就是工作平稳无噪音，具有较高得传动精度，可以达到很大得降速传动比，用较小得转矩传动丝杆，能够获得较大得轴向驱动力。
由于座椅不需要太精确得位置，以价格方面来考虑，选用滑动丝杆螺母中得全螺母，其优点就是：接触刚性较好，可以达到较高得传动精度，异于自锁，结构简单，制造方便。
其缺点就是：摩擦力大进给灵敏度差，容易磨损，传动效率低。
滑动丝杆传动副设计得内容，主要就是确定丝杆与螺母得结构尺寸、螺纹得牙型齿角、螺距、螺纹公差。选定丝杆与螺母得材料及热处理要求。
由于梯形螺纹得传动效率高、精度好、方便加工，因此普遍滑动丝杆广泛采用这种牙型。标准梯形螺纹得牙型角α=30°。
4、1丝杆螺纹传动导程、效率、与驱动扭矩得计算
4、1、1导程s得计算
丝杆螺母传动时，当回转件得转速为n r/min，移动件得线速度为v m/min,时，丝杆得导程为s=1000v/n mm
根据以前得计算可有：n=300 r/min，v=1 m/min=0、9 m/s，
则s=1000*0、9/300=3mm
取螺纹头数k=1，则螺距t=s=3mm
(1)效率η得计算
工作传动效率，即由回转运动转化为直线运动得效率。
式中：λ——中径处得螺纹开角
d2——螺纹中径
e——当量摩擦角，对滑动丝杠e=5°4’
所以 tan1、126/tan13、026=54%
4、1、2驱动扭矩m
设所驱动得轴向力为p，则螺纹中径d2处得圆周力为Q,
驱动扭矩
而
所以