【正文】 剛度機(jī)構(gòu)。如圖35。圖35　連桿彈簧負(fù)剛度機(jī)構(gòu)該機(jī)構(gòu)總剛度為 37當(dāng)x=0時，系統(tǒng)的剛度為 38 正負(fù)剛度彈簧并聯(lián)力學(xué)建模與分析由于汽車座椅懸架布置的空間較小，因此座椅減振機(jī)構(gòu)除了滿足振動特性外，還應(yīng)結(jié)構(gòu)緊湊、便于布置。單獨(dú)的負(fù)剛度機(jī)構(gòu)具有靜力不穩(wěn)定性，因此我們要將它與正剛度彈簧并聯(lián)，作為座椅的減振機(jī)構(gòu)，使其具有良好的支撐剛度的同時，具有很低的運(yùn)動剛度。在三種負(fù)剛度實現(xiàn)機(jī)構(gòu)中，倒立擺多用于水平隔振，歐拉壓桿不便于在座椅中的布置，因此我們選用了連桿彈簧負(fù)剛度機(jī)構(gòu)與正剛度彈簧并聯(lián)。正負(fù)剛度并聯(lián)座椅隔振機(jī)構(gòu)物理模型如圖36所示。在座椅的兩端連接連桿彈簧負(fù)剛度機(jī)構(gòu)，將正剛度彈簧S1并聯(lián)在座椅下端，構(gòu)成整體正負(fù)剛度彈簧并聯(lián)隔振機(jī)構(gòu)。圖中M為人和座椅的總質(zhì)量， L為連桿長度。圖36　正負(fù)剛度并聯(lián)機(jī)構(gòu)圖設(shè)正剛度彈簧S1的剛度為KS1。設(shè)負(fù)剛度彈簧S2的剛度為KS2，預(yù)壓縮量為，則當(dāng)連接點M產(chǎn)生豎直位移x時，彈簧S2的水平力為 39則FS2沿連桿方向的分量為 310忽略連桿質(zhì)量，則連桿作用于座椅的力在豎直方向的分量為 311 則正負(fù)剛度彈簧對座椅和人體的合力為 312將式(39)、(310)和(311)帶入式(312)得 313根據(jù)公式(313)可以分別作出正、負(fù)剛度彈簧及正負(fù)剛度彈簧并聯(lián)的載荷變形曲線如圖37所示。圖37　彈簧載荷變形曲線如圖37可知，在a到b范圍內(nèi)，負(fù)剛度曲線斜率Kn為負(fù)值，即表現(xiàn)出負(fù)剛度特性。正剛度曲線斜率Kp為正值，表現(xiàn)為正剛度特性。正負(fù)剛度彈簧并聯(lián)后，系統(tǒng)的總剛度為，比只有正剛度彈簧時的剛度減小，固有頻率隨之降低，由前面討論可知它的振動傳遞率也隨之減小，隔振效果更好。如前所述，這類隔振系統(tǒng)并沒有因為減小剛度而降低系統(tǒng)的承載能力或增大變形空間，它不僅克服了過去那種減小單一正剛度彈簧剛度所帶來的承載能力下降或變形空間增大的缺陷，而且還可以通過選擇Kn值使隔振系統(tǒng)獲得任意低的固有頻率。因此本設(shè)計就是要選取適當(dāng)?shù)膮?shù)，使系統(tǒng)特性曲線落在ab范圍內(nèi)，并取得最佳效果[11]。 本章小結(jié)本章首先引入了正剛度與負(fù)剛度的概念及其的載荷與變形關(guān)系。指出了正負(fù)剛度并聯(lián)機(jī)構(gòu)的剛度特性。給出了正負(fù)剛度并聯(lián)機(jī)構(gòu)的力學(xué)模型，運(yùn)用振動學(xué)基本原理和公式推導(dǎo)出了正負(fù)剛度并聯(lián)機(jī)構(gòu)的隔振原理，通過減小機(jī)構(gòu)的總剛度，降低固有頻率，減小隔振傳遞率，從而提高隔振效果。介紹了三種負(fù)剛度實現(xiàn)機(jī)構(gòu)，倒立擺、歐拉壓桿、連桿彈簧及它們的剛度計算公式。在此基礎(chǔ)上，應(yīng)用連桿彈簧負(fù)剛度機(jī)構(gòu)與正剛度彈簧并聯(lián)，設(shè)計了汽車座椅減振機(jī)構(gòu)。并給出了它的力學(xué)及數(shù)學(xué)模型，分別得到其正、負(fù)剛度彈簧及正負(fù)剛度彈簧并聯(lián)的載荷變形曲線。由分析可知，所設(shè)計的座椅減振機(jī)構(gòu)可以獲得更好的減振效果。第四章 汽車座椅的隔振 汽車座椅振動研究汽車座椅動態(tài)舒適性的研究可分為試驗研究及計算機(jī)仿真分析兩種方法。座椅動態(tài)舒適性的試驗研究主要有座椅靜載試驗、頻響特性試驗和隨機(jī)振動試驗等，主要是通過使用各種專用設(shè)備如振動試驗臺，應(yīng)用不同測量方法來模擬不同的實際工況。同時，由于座椅上的振動直接傳遞給人，相應(yīng)的也有各種人體振動試驗。計算機(jī)仿真研究主要是應(yīng)用各種軟件進(jìn)行分析，即虛擬樣機(jī)技術(shù)。它可以實現(xiàn)在產(chǎn)品的設(shè)計階段預(yù)測產(chǎn)品的性能，從而縮短產(chǎn)品研發(fā)周期，節(jié)約開發(fā)費(fèi)用。隨著計算機(jī)的發(fā)展，出現(xiàn)了各種機(jī)械力學(xué)仿真分析軟件。如機(jī)械系統(tǒng)動力學(xué)軟件ADAMS，有限元分析軟件ANSYS等。但各種計算機(jī)仿真分析的研究方法都要是首先通過振動理論建立力學(xué)模型，然后根據(jù)數(shù)學(xué)方法求解分析[12]。理解振動理論和各種軟件的計算分析方法有助于更好的建立模型，進(jìn)行分析。 振動理論振動理論是研究機(jī)械系統(tǒng)和工程結(jié)構(gòu)的動力特性及其在動態(tài)激勵下振動響應(yīng)分析方法的一門科學(xué)[13]。其目的在于探究振動產(chǎn)生原因、分析運(yùn)動規(guī)律及其影響，尋求控制消除振動或利用振動的方法。我們把振動問題所涉及的對象可以看作是系統(tǒng)，外界對于系統(tǒng)的輸入稱為激勵，系統(tǒng)在輸入作用下產(chǎn)生的輸出稱為響應(yīng)。系統(tǒng)、激勵與輸出的關(guān)系可用下圖表示。系統(tǒng)特性響應(yīng)（輸出）y（t）p（t）激勵（輸入）圖41　系統(tǒng)輸入輸出圖振動力學(xué)問題的解決途徑如下。首先，根據(jù)具體工程問題的振動特點和要求提煉出合理的力學(xué)模型，接著應(yīng)用力學(xué)和數(shù)學(xué)知識建立該力學(xué)模型。所對應(yīng)的數(shù)學(xué)模型通常是微分方程組或代數(shù)方程組，然后對建立的模型分析計算，得出精確或近似解。最后將計算結(jié)果與工程實際進(jìn)行比較，如不能滿足則需重新修改模型，重復(fù)上述過程。具體方法如下。 力學(xué)模型振動系統(tǒng)的力學(xué)模型按特性參數(shù)分布特點可分為離散系統(tǒng)和連續(xù)系統(tǒng)。離散系統(tǒng)多從力學(xué)角度出發(fā)進(jìn)行分析，連續(xù)系統(tǒng)多從能量角度出發(fā)進(jìn)行分析[14]。本文采用離散系統(tǒng)分析了正負(fù)剛度隔振原理。離散系統(tǒng)分析方法如下。(1) 離散系統(tǒng)是由質(zhì)量、彈簧、阻尼器三種集中參數(shù)元件組成的。圖42為離散系統(tǒng)力學(xué)模型圖。圖42　離散系統(tǒng)力學(xué)模型圖質(zhì)量模型只具有慣性，在力學(xué)模型中被抽象為剛體。與力和加速度存在如下關(guān)系 41線性彈簧模型被抽象為無質(zhì)量和阻尼的元件，只具有彈性，質(zhì)量不計。當(dāng)存在相對位移x時，產(chǎn)生恢復(fù)力，恢復(fù)力公式為 42對于非線性彈簧，其彈性元件的剛度可表示為 43阻尼器是耗能元件，沒有慣性也沒有彈性，在相對運(yùn)動時產(chǎn)生阻力。當(dāng)阻尼兩端存在相對速度時，產(chǎn)生阻尼力。用公式表示為 44(2) 連續(xù)系統(tǒng)的慣性、彈性和阻力等是連續(xù)分布的。連續(xù)系統(tǒng)主要由弦、梁、桿、板、殼或組成。 本文并未涉及，故不做詳細(xì)介紹。 數(shù)學(xué)模型數(shù)學(xué)模型的研究包括建立運(yùn)動方程、求解運(yùn)動方程、分析求得的解。振動運(yùn)動方程的建立方法有很多，主要分為兩大類：一是基于牛頓第二定律的動靜法，也稱為達(dá)朗貝爾原理方法；二是基于能量描述與變分方法的拉格朗日方法和哈密爾頓原理方法。動靜法多用于分析簡單的力學(xué)問題；哈密爾頓原理經(jīng)常應(yīng)用于建立連續(xù)彈性體的運(yùn)動微分方程；拉格朗日方程主要應(yīng)用于建立有限自由度系統(tǒng)的運(yùn)動微分方程[15]。本文應(yīng)用的是動靜法。我們假想有一個慣性力，慣性力大小等于質(zhì)點質(zhì)量與加速度大小的乘積，方向與質(zhì)點加速度方向相反，根據(jù)牛頓第二定律，質(zhì)點上所有力的矢量和等于其慣性質(zhì)量與其加速度矢量之積。 45上式可改寫為 46則式（46）表明，作用在質(zhì)點上的所有實際存在的力（F）的合力同與加速度相反的慣性力（）平衡。這樣一個復(fù)雜的動力學(xué)問題就變成了一個簡單的靜力平衡問題，通過靜力學(xué)平衡方程即可得到質(zhì)點的運(yùn)動微分方程。這就是動靜法。 求解方法常用的求解方法包括：求解微分方程的標(biāo)準(zhǔn)方法、拉普拉斯（Laplace）變換、矩陣方法、數(shù)值方法、模態(tài)綜合法和實驗方法（如振動響應(yīng)測試、模態(tài)參數(shù)識別）等。非線性微分方程很難得到精確解，但可以根據(jù)復(fù)雜程度，采取定性分析法、精確分析法、近似解析法、數(shù)值解析法。其中定性分析可以了解系統(tǒng)的平衡形態(tài)，精確分析法適用于簡單系統(tǒng)，近似解析法和數(shù)值解析法適用于復(fù)雜的非線性問題。在第三章中我們應(yīng)用了動力學(xué)仿真分析軟件ADAMS進(jìn)行分析求解，ADAMS的求解應(yīng)用的是吉爾（Gear）的剛性分析計算法以及稀疏矩陣技術(shù)。可以求解靜力學(xué)、運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)等相關(guān)問題，大大提高了計算效率。 汽車座椅設(shè)計 汽車座椅舒適性設(shè)計通過對座椅靜態(tài)舒適性、動態(tài)舒適性的分析，對我們座椅的設(shè)計提供了很多舒適性方面的要求，我們要得到乘坐舒適的座椅，應(yīng)該要從以下幾個方面去考慮：確保座椅的實際H點在測量時，與其設(shè)計位置的偏差在規(guī)定的范圍內(nèi)；座椅的各個外形尺寸必須設(shè)計在合適的范圍內(nèi)，以滿足人機(jī)工程不的要求；測評過調(diào)整泡綿、座椅面套等座椅零部件材料的相關(guān)性能來獲得合理的體壓分布；選用增加舒適性能的座椅結(jié)構(gòu)及部件，如座墊采用懸架系統(tǒng)，座墊和靠背用彈簧結(jié)構(gòu)來吸收振動，增加腰部支撐機(jī)構(gòu)，選用透氣、透濕性能好的座椅面套材料等；減小座椅的共振頻率，降低對體最有影響的高頻區(qū)，降低共振時的振動傳遞率，與汽車的其它減振系統(tǒng)相匹配，降低乘員10Hz附近的振動傳動率；在設(shè)計驗證時，對座椅舒適性進(jìn)行主觀性評價試驗，通過選取不同身高、體重人員來對汽車座椅具體項目進(jìn)行評分，以驗證座椅的舒適性。由于座椅與人體直接接觸，而且在大多數(shù)情況下，座椅懸架系統(tǒng)是用來控制低頻和大振幅振動的僅有的機(jī)械裝置，所以，座椅的懸架實際上是削弱垂直振動的最簡單，最有效的選擇。汽車運(yùn)行時，會產(chǎn)生強(qiáng)烈的橫向和縱向振動，目前的研究表明固有頻率低的極柔軟的座椅懸架能有效的降低橫向振動，但是這種懸架帶來的相當(dāng)大的動態(tài)和靜態(tài)變形會造成人體的不舒適。因此，我們通常不考慮提高低頻振動，而只考慮垂直方向振動即座椅的懸架系統(tǒng)。 座椅舒適度設(shè)計指標(biāo)根據(jù)人機(jī)工程學(xué)原理，為保證良好的舒適度，針對靜態(tài)舒適度，設(shè)計中應(yīng)遵循以下原則：(1) 座椅尺寸應(yīng)與人體測量尺寸d相適宜（一般d取40～60cm）；(2) 汽車內(nèi)部座椅應(yīng)按人體坐高坐姿不同而合理設(shè)計成可自由調(diào)節(jié)，以便不同駕乘人員根據(jù)自己的客觀條件和需求來達(dá)到滿足自身坐姿要求的舒適度，如沃爾沃公司的F7型汽車坐高可調(diào)65mm；傾斜度可調(diào)64176。；縱向位置可調(diào)130mm等；(3) 同時汽車座椅應(yīng)有使駕乘人員隨時保持舒適坐姿的能力，座椅靠背設(shè)計應(yīng)根據(jù)需求設(shè)計合理結(jié)構(gòu)和尺寸以給腰部充分的支撐，達(dá)到使人乘坐時其腰脊能正常彎曲狀態(tài)。同時，座椅安裝位置的尺寸也很重要，它直接影響到使用者的便利性和舒適性，座椅布置需符合人體工程學(xué)的要求。 汽車座椅隔振機(jī)構(gòu)設(shè)計座椅作為一個重要的、最方便并利于改進(jìn)的減振環(huán)節(jié)，其振動特性參數(shù)主要有兩個：即剛度和阻尼系數(shù)，它們決定座椅的共振頻率和振動衰減特性（傳遞率）。一般來說，當(dāng)其共振頻率在合適的頻率范圍內(nèi)，并且最大傳遞率盡量小時，座椅的減振性能好，其動態(tài)舒適性也好。座椅的設(shè)計就是要調(diào)節(jié)剛度和阻尼，使其符合人體生理特性，降低振動傳遞率。人體是一個復(fù)雜的系統(tǒng)，人體對各段頻率的生理反應(yīng)并不相同，實驗證明，人對頻率為4赫茲到8赫茲的振動感覺最敏感，頻率高于8赫茲或低于4赫茲，敏感性就逐漸減弱。對于同樣強(qiáng)度、同樣頻率的振動來說，振動的影響還同振動的暴露時間有關(guān)。短暫時間內(nèi)可以容忍的振動，時間一長就很可能變成不能容忍的了。除此之外，人體在不同的姿態(tài)下所表現(xiàn)出來的振動特性也各不相同。研究結(jié)果表明：椅面垂直軸向的頻率加權(quán)函數(shù)最敏感頻率范圍按國際標(biāo)準(zhǔn)ISO ，在48Hz這個頻率范圍內(nèi)，人的內(nèi)臟器官產(chǎn)生共振；，對人的脊椎系統(tǒng)影響很大；隨著頻率的增高，敏感度下降。椅面水平軸向x軸、大約在2Hz以下水平振動比垂直振動更敏感，而且車身部分系統(tǒng)在此頻率范圍產(chǎn)生共振。另外振動頻率高，人體會感覺不舒適。因此，座椅應(yīng)能減小人體敏感的48Hz的振動。且不與車身發(fā)生共振。 汽車座椅舒適度影響因素試驗證明，影響座椅動態(tài)特性的因素有：座墊的剛度和阻尼系數(shù)，懸掛系統(tǒng)的質(zhì)量、剛度和阻尼系數(shù)以及座椅剛架結(jié)構(gòu)的動態(tài)性能，其中起決定性作用的是剛度和阻尼系統(tǒng)，剛度參數(shù)決定座椅的共振頻率，而阻尼系數(shù)決定座椅的振動衰減特性。目前的研究工作實踐證明，座椅懸架系統(tǒng)的質(zhì)量較大時對人體動態(tài)舒適性有利，但需考慮到與座椅剛度的配合，座椅連接間的摩擦系數(shù)越小，對人體動態(tài)舒適性越有利，適當(dāng)降低座椅懸架的阻尼系數(shù)對舒適性有利。座椅的幾何尺寸是影響座椅舒適度的因素，但研究發(fā)現(xiàn)這并非唯一最主要的影響因素。許多文獻(xiàn)都提及腰部支撐的重要作用。腰托的形狀和位置，對于是否能使人保持良好坐姿，減少人體疲勞具有重要作用。從人機(jī)工程學(xué)的角度來講，腰部是體現(xiàn)座椅功能的關(guān)鍵部位。因此，座椅的腰托是影響舒適性的關(guān)鍵因素。腰托的安裝位置在座椅靠背結(jié)構(gòu)設(shè)計中十分重要。乘員正常入座時，人體身軀與大腿的連接點——胯點（hip point）簡稱H點，H點的位置是決定駕駛員操作方便、乘坐舒適性相關(guān)的車內(nèi)尺寸的基準(zhǔn)。此外，座椅的調(diào)節(jié)特性對座椅的舒適度影響很大，已成為座椅舒適度設(shè)計中重點考慮的因素。壓力分布是導(dǎo)致不舒適的最主要的生物力學(xué)因素，通過界面壓力對座椅舒適度進(jìn)行評價是一種重要客觀、有效的方法。 汽車座椅舒適性設(shè)計的重要性關(guān)于人機(jī)工程學(xué)在汽車座椅設(shè)計中的應(yīng)用的提出，其可行性可以分為概念化階段、具體化階段、周詳設(shè)計階段及檢驗校核階段等多階段進(jìn)行設(shè)計。概念化階段是整體設(shè)計的理念和宗旨，是保證今后具體設(shè)計得以順利進(jìn)行的前提條件。對椅子設(shè)計概念化進(jìn)行設(shè)定的過程，涉及椅子相關(guān)的功能性、構(gòu)造和材料以及形狀等問題。具體化階段是按照在概念化階段設(shè)定的設(shè)計方案，解決座椅的構(gòu)造、功能和美觀問題并創(chuàng)造出其基本形狀；座椅周詳設(shè)計的關(guān)鍵是將重點放在符合整體的外觀和核心架構(gòu)的設(shè)計上。產(chǎn)品的外觀、座椅的造型以及穩(wěn)定的構(gòu)造應(yīng)該既反映其精湛設(shè)計，又能實現(xiàn)人們對舒適的要求，這就是汽車座椅設(shè)計的重點。 座椅舒適度的研究方法從汽車座椅設(shè)計及改善的角度出發(fā)，消除座椅不舒適性最理想的方法是能建立定量模型，預(yù)測座椅的不舒適性。國內(nèi)外研究中，建立的模型主要有如下3種：利用模糊理論建立的模型、線性模型和神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)模型。目前，國內(nèi)在座椅舒適度的研究上還存在一些缺陷：沒有針對中國人體特征尺寸的座椅舒適性研究；對于座椅靜態(tài)舒適性評價還沒有形成一套客觀系統(tǒng)的體系；在應(yīng)用神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)建模方