折叠椅设计说明书

德州学院 折叠椅创新设计

系 别：机电工程系 姓 名：赵纪鹏 专 业：机械设计制造及其自动化 班 级：08机本一班 学 号：200801703042 指导老师：王志坤 目录 研制背景………………………………………………………1 设计方案……………………………………………………..1 一、折叠椅的受力分析.........................................................................................1 二、 三、多功能折叠椅强度条件的建立…………………………………….3 四、 五、折叠椅的计算…………………………………………………………………5

创新点及应用……………………………………………….8 参考文献…………………………………………………… 9 研制背景 当代现实中，一些不合理的椅子经常危害人们健康，我们常常看到打字员、会计、司机等因座椅不合人体尺寸而造成别扭的姿式，长期如此造成过度疲劳，脊柱弯曲、腰间盘突出、驼背等职业病；学生因座椅不适而坐姿不正、影响身体发育，使近视率上升； 日本办公室的选椅标准：“办事员是旋转椅，组长的椅子有扶手，科长的椅子靠背高，部长的椅子暄腾腾。”这种标准只从形式上考虑，而未顾及坐者是否舒服。而折叠椅也在其中，为此，我们有必要对折叠椅进行合理的设计。

设计方案 一、折叠椅的受力分析 折叠椅的受力分析情况如图2-1-1。靠近座板前边有载P作用，根据已知条件，可做如下受力分析 。 图2-1-1 分别在A、B点取距，前、后腿受力公式如下： )cos(1bfcsPsNA ;

)cos(1bcfPsNB

可得：

sPbfcsNA)cos(1

2.1;

PsbfcsNB1cos…2.2

分别取各杆件为研究对象，各铰支点摩擦忽略不计，如图2-1-2所示。计算结果如下：

根据座板受力情况，依M点取距，有 PcfNNDYDY'2.3;DYACYCYNNNN'=

Psbfcscf)cos(1…2.4

依C点取距可求出 )cossin()(cos211DYDXANNPbaN PasbabfcscfNDX)sincos)()cos(sincos(11111





………………2.5 由图2-1-2可知'''CXCXMXMXDXDXNNNNNN……………………2.6 若C点取距可有PccfNNMYMY'…………………………………2.7

a b

c d 二、多功能折叠椅强度条件的建立 前、后腿和座板的强度条件 前、后腿和座板是铰链，简化后均可看作是简支梁AC、DG和BC，三杆所受法向力及弯距如图2-1-3所示。后腿AC的危险点为D，将各支点的力都分解成垂直于杆件的弯曲力和沿着杆件作用的轴向力，A点的杆件垂直力：

1cosAANR…………………………………………………

…………2.8

1maxcosAANbADRM………………………………

…………2.9

ZAZWWNbW

M1maxcos

……………………………………

………2.10 式中：为D点后腿抗弯截面模量。 由后腿受力分析可知，AD段受轴向力作用：

1sinAYNP…………………………………………2.11

APYY

…………………………………………………2.12

YW

总=ANWNbAZA11sincos……2.13

式中： A—结点D处后腿截面面积；—后腿材料的许用应力

对于座板DG的危险点在M处。''DYDNRMYMNR PfcPcfcNMDY'max……………………2.14

ZZWWfPW

M

max

……………………………………2.15

ANMXL

………………………………………………2.16



ANW

fPMX

ZLW总

……………………2.17

式中：A—座板M处的截面积；ZW—座板M处的抗弯截面模量；

—座板材料的许用应力；

由于前腿BC的危险点在M处（如图2-1-3所示），前腿在结点C处垂直与前腿的分力为：

2'2''cossinCYCXeNNR…………………………2.18 eRMe'max=eNNCYCX)cossin(2'2'………2.19 ZWW

Mmax

=ZCYCXWeNN)cossin(2'2'……………2.20

作用在前腿C点的力，又沿着杆件的轴向力LR。由图2-1-3可知在MC上轴向力为：

2'2'cossinCXCYLNNP…………………………2.21

LW

总

=



ANNWeNNCXCYZCYCX2'2'2'2'cossin)cossin(

………2.22 式中：A—前腿在M处的截面积；ZW—前腿在M结点处的抗弯截面模量；

—前腿材料的许用应力；在静载荷作用下座板的变形为：

jjPEIfcfY3

)(2……………………………………2.23

式中：E—座板材料的弹性模量；I—座板惯性距。当座板受动载荷作用时，以往使用动载荷系数dK相乘，来求得各自应力及变形量。

①

② ③ 三、折叠椅的计算 已知折叠椅设计的数据： a=e=500mm; b=d=150mm;f=50mm; c=200mm;s=600mm; P=1960N ;41.6621 根据2.1至3.23的公式，不难求出折叠椅的各组数据。 前腿与后腿的受力公式如下:

sPbfcsNA)cos(1

=490N;

PsbfcsNB1cos=1470N

其中前、后腿为空心圆柱,可得前、后腿的抗弯截面模量计算公式:

)1(3243dWWYZ;其中dd0,d和0d分别为外径和内

径

根据座板受力情况，依M点取距，有 PcfNNDYDY'=490N

DYACYCYNNNN' =Psbfcscf)cos(1=980N

其中座板为实心长方体,可得其抗弯截面模量公式:

62bhWZ；62hb

WY

依C点取距可求出 PasbabfcscfNDX)sincos)()cos(sincos(11111





=1140.6N '''CXCXMXMXDXDXNNNNNN=1140.6N PccfNNMYMY'=2450N

A点的杆件垂直力:

1cosAANR=196N;1maxcosAANbADRM=98000N·mm

ZAZWWNbW

M1maxcos

=164.3MPa

后腿AD段受轴向力作用:

1sinAYNP=449N;APYY=0.7Mpa;YW总=165M

Pa

''DYDNR=490N;MYMNR=2450N

PfcPcfcNMDY'max=98000N·mm

ZZWWfPW

M

max

=0.61Mpa;ANMXL=0.11MPa

ANWfPMXZLW总=0.72MPa

由于前腿BC的危险点在M处，前腿在结点C处垂直与前腿的分力为：

2'2''cossinCYCXeNNR1436.827N

ZWW

Mmax

=361.3N·mm

在MC上轴向力为