【正文】 , c=20 mN/ 圖 串聯(lián)式減振座椅仿真結果 k=3000 msN /? , c=30 mN/ 20xx 級本科生畢業(yè)論文 第 27 頁 共 64 頁 圖 串聯(lián)式減振座椅仿真結果 k=3000 msN /? , c=50 mN/ 根據(jù)以上的幾組 仿真結果 ，我們可以得到以下的統(tǒng)計數(shù)據(jù)： 表 2 圖號 剛度系數(shù) k1 mN/ 阻尼系數(shù) c1 msN /? 衰減時間 t t 穩(wěn)態(tài)振幅 A cm 300 10 11 20 8 30 6 50 4 500 10 12 20 8 30 6 50 4 1000 10 12 20 8 30 6 50 4 3000 10 12 20 8 30 6 50 4 20xx 級本科生畢業(yè)論文 第 28 頁 共 64 頁 從上 表 可以看出，當 k 一定時， c 越大衰減時間越短， 穩(wěn)態(tài)振幅稍有增加；c 一定時， k 值越大，穩(wěn)態(tài)振幅 稍有增加 ，衰減時間基本不變； 為了取得更好的減振效果，我們取較大的 c，取較小的 k。在進行參數(shù)優(yōu)化中，本文取了以下幾組數(shù)據(jù)。 20xx 級本科生畢業(yè)論文 第 8 頁 共 64 頁 復合型附加阻尼器 在上 時力學模型 圖 復合式減振座椅力學模型 1 圖中， m 為減振座椅和司機質量和； k 為彈簧剛度系數(shù)； c為阻尼器阻尼系數(shù)； k1為附加彈簧剛度系數(shù)； c1為附加阻尼器阻尼系數(shù) , zs表示座椅位移， zk表示彈簧和阻尼器連接點的位移， z0為車底板位移。 其 數(shù)學 模型可以寫作： 0)(1 ??? kss zzczm ???? ?? ( 2) )()( 011 zzkzzc kks ??? ?? ?? ( 3) 串聯(lián)型彈性棒 在上 時的 力學 模型 圖 串聯(lián)式減振座椅力學模型 2 圖中， m 為減振座椅和司機質量和； k1為彈簧剛度系數(shù)； c1為阻尼器阻尼系數(shù) , zs表示座椅位移， zk表示彈簧和阻尼器連接點的位移， z0表示車底板位移。其主要缺點是有效工作頻率范圍較窄，高頻時減振效果差。 20xx 級本科生畢業(yè)論文 第 6 頁 共 64 頁 2 減振座椅力學模型 減振座椅的減振裝置由彈簧和 阻尼 器組成，它們布置在兩個物體（質量）之間，其中一個物體受到激振，并因而影響另一個物體。 在復合型減振模型的仿真中，主彈簧彈性系數(shù)取 300、 500 mN/ 時 , 主阻尼系數(shù)分別取 30 msN /? , 附加彈簧彈性系數(shù)也分別取 300、 500 mN/ , 附加阻尼系數(shù) 2 也分別取 30 msN /? ， 在這 16 中組合數(shù)據(jù)下進行仿真，這樣可以得到更加準確的規(guī)律 。 不平路面激勵引起車身振動，振動會使駕乘人員視力疲勞下降，身體疲勞等癥狀， 在人們對汽車駕駛舒適度要求越來越高的時候，出現(xiàn)了各種減振座椅模型，如傳統(tǒng)的被廣泛運用的并聯(lián)型減振模型，有關文獻 [13]提到的串聯(lián)模型（即彈性棒與阻尼器串聯(lián)后布置在兩個質量塊之間，又稱分布式減振 模型） ，本文還研究了并聯(lián)減振裝置與附加串聯(lián)裝置組成的復合型減振模型。 振幅、振頻、振動時間和振動方向 ,直接與路況和車輛運行狀態(tài)有關 ,其合成是一個隨機變量。4)避免減振 座椅對振源激勵減振后座椅達到穩(wěn)定后的頻率與人敏感頻率區(qū)重合，更應該避開人體器官的固有頻率。 汽車座椅動 力學主要研究在彈性棒和阻尼器在各種組合布置的情況下，調節(jié)彈性棒的剛度系數(shù) k和阻尼器的阻尼系數(shù) c以達到最佳的減振效果。 人體工程學指出：在 正常重力作用下，人體對 48Hz， 1012Hz， 2025Hz的頻率垂直振動能量傳遞較大。有車族們與車相伴的時間越來越長，這使得汽車座椅減振研究成為汽車技術中重要得一個環(huán)節(jié)。 河 北 工 業(yè) 大 學 畢業(yè)設計說明書 (論文 ) 作 者： 學 號： 學 院： 機械學院 系 (專業(yè) )： 機械設計制造及其自動化 題 目： 商用汽車減振座椅設計 指導者： 李欣業(yè) 教授 (姓 名 ) (專業(yè)技術職務 ) 評閱者 ： (姓 名 ) (專業(yè)技術職務 ) 畢業(yè)設計（論文）中文摘要 本文首先給出了現(xiàn)在被廣泛運用的并聯(lián) 型減振座椅模型，即阻尼器和彈性棒成并聯(lián)布置（也稱集中式減振模型 ） ]，給出了其數(shù)學模型；然而并聯(lián)式減振座椅的有效工作頻率范圍較窄，本文給出串聯(lián)型減振座椅模型，即阻尼器和彈簧串聯(lián)布置（也稱為分布式減振模型），并給出其數(shù)學模型，有關文獻 [13]稱它能寬頻范圍內放大阻尼，大大提高減振效果；本文還嘗試將串聯(lián) 、 并聯(lián)機構進行整合， 組成復合型減振座椅模型，并且給出了其數(shù)學模型。 車輛在行駛過程中，因不平路面（如搓板路面）激勵而引起車身振動，通過車底板、坐墊傳遞給人的身體，引起人全身的振動。有關文獻 [13]還指出，人體各個器官的共振頻率大致如下：頭部為 23Hz，眼部為 1850Hz，腹部為 45Hz，手為 3040Hz，神經(jīng)系統(tǒng)為 250Hz左右，為此避開人體各個器官的共振頻率將減小振動對人體的影響。 這里最佳的減振效果是指： 1)降 低振源激勵導致坐墊振動的坐墊振幅 。 汽車動力學的主要研究內容就是上述幾個方面，在動力學研究中不斷有新的力學模型提出，這使得減振座椅的優(yōu)化成為可能。 因為駕乘人員是坐在座椅上的 ,因此我們首先對設計參數(shù)的確定做出如下規(guī)定 :1)由于在重力場的作用下 ,垂直振動的能量傳遞最大 ,因此本課題主要研究垂直振動的隔離和減少 ； 2)振動通過支承面（即座椅坐墊）而整體地傳遞給身體的各個部分 ； 3)對人體最有害地頻率是 4— 8Hz 在 引起的振動最大幅度地降低 ； 4)駕乘人員的體重適應范圍是 45110kg,確保不同體重的人都會有最佳隔振、減振 效果 ； 5)隔振減振架地固有頻率控制在 12Hz,其目的是為了避免與車輛底板發(fā)生共振。 本文在第 2 章中首先給出了并聯(lián)型減振模型，串聯(lián)型減振模型，復合型減振模型的簡述；然后給出了各種減振模型的 數(shù)學 模型， 為以后運用 MATLAB 技術仿真 打下 基礎。 在第 4 章中， 首先 比較 了兩種串聯(lián)型減振座椅模型的減振效果，得到彈性棒在上時減振效果更好；而后比較了 并聯(lián)型和串聯(lián)型中彈性棒 在上 型兩種模型 的減振效果， 得出后者明顯具有更佳的減振效果； 然后比較復合型兩種模型的減振效果， 得出復合型附加阻尼器在上時具有更好的減振效果；最后比較復合型附加阻尼器 和串聯(lián)型彈性棒 在上時 兩種模型的減振效果。通過彈簧和減振器的這種布置以及它們與上述 2個物體 塊 的連接構成動力學模型。 其 數(shù)學 模型可以寫作： 0)()( 00 ????? zzkzzczm sss ???? ?? ( 1) 彈簧與減振器串聯(lián)連接 如圖 和 ，這種結構稱為分布式結構單元，有關文獻 [13]指出：在阻尼設計時，分布式結構單元具有獨特的優(yōu)點，即能在寬頻范圍內放大阻尼，因而它和傳統(tǒng)的集中式減振器相比，能在寬 頻帶范圍有效的對結構減振，其減振效果要高好幾個數(shù)量級。 其 數(shù)學 模型可以寫作： 0)(1 ??? kss zzkzm ?? ?? ( 4) )()( 011 zzczzk kks ?? ??? ?? ( 5) 彈簧和減振器的串并連接 這種連接稱作彈性連接模型，因為彈簧和減振器間是彈性連接的。 其 數(shù)學 模型可以寫作： )()()( 100 kssss zzczzkzzczm ?????? ?????? ?? ( 6) )()( 011 zzkzzc kks ??? ?? ( 7) 復合型附加彈性棒與坐墊連接時的力學模型 圖 復合式減振座椅力學模型 2 圖中， m 為減振座椅和司機質量和； k 為彈簧剛度系數(shù)； c為阻尼器阻尼系數(shù)； k1為附加彈簧剛度系數(shù)； c1為附加阻尼器阻尼系數(shù) , zs表示座椅位移， zk表示彈簧和阻尼器連接點的位移， z0為車底板位移。 第一組 k=300 mN/ , c= 50 msN /? 20xx 級本科生畢業(yè)論文 第 10 頁 共 64 頁 圖 并聯(lián)式減振座椅 仿真 結果 k=300 msN /? , c=10 mN/ 圖 并聯(lián)式減振座椅仿真結果 k=300 msN /? , c=20 mN/