2719 隔振系統(tǒng)實驗臺總體方案設計,系統(tǒng),實驗,試驗,總體,整體,方案設計 南通大學畢業(yè)設計（論文）1目 錄前言。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。3摘要。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。4第一章 隔振理論。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。61.1 振動。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。61.2 隔振概念。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。61.3 隔振原理。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。61.4 隔振裝置性能的影響因素。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。71.5 隔振理論在工程上的應用。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。8第二章 實驗臺總體方案設計。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。102.1 設計任務與目的。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。102.2 激振方案的選擇。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。10第三章 激振系統(tǒng)的設計。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。133.1 推桿的設計與校核。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。133.2 滑動軸承的設計與校核。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。133.3 滑塊與滑槽的設計與校核。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。143.4 滾動軸承,曲軸,滾針軸承的設計與校核。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。143.5 箱體的設計。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。17第四章 激振系統(tǒng)附件的設計。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。194.1 油塞。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。194.2 軸承蓋。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。194.3 視孔蓋。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。19第五章 振動系統(tǒng)的動力選擇。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。205.1 選擇電動機。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。205.2 選擇電動機的調(diào)速方法。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。21第六章 激振系統(tǒng)用于汽車部件振動的分析。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。22南通大學畢業(yè)設計（論文）26.1 汽車座椅振動分析。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。226.2 汽車減振器振動分析。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。23第七章 隔振系統(tǒng)測試與信號分析。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。257.1 傳感器。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。257.2 電荷放大器。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。267.3 示波器，采集器與電子計算機。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。26第八章 設計小結。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。27參考文獻。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。28致謝。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。29英文資料。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。英文翻譯。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。附錄。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。南通大學畢業(yè)設計（論文）3前 言機械設備在運轉(zhuǎn)時將不可避免地產(chǎn)生振動，振動是造成工程結構損壞及壽命降低的原因，同時，振動會導致機器和儀器儀表的工作效率、工作質(zhì)量和工作精度的降低；此外，機械結構的振動是產(chǎn)生結構振動輻射噪聲的主要原因，如建筑機械、交通運輸機械等產(chǎn)生的噪聲是構成城市噪聲的主要來源；振動對人體也會產(chǎn)生很大的危害，振動會引起人體內(nèi)部器官的振動或共振，從而導致疾病的發(fā)生，對人體造成危害，嚴重時會影響人們的生命安全，因此振動是一種不可忽略的公害。隨著經(jīng)濟的發(fā)展，高等級公路里程的增加，長途客流已成為我國公路運輸?shù)闹饕卣?。在這一背景下，長距離(2000 km 以上)、長時間(20 h 以上)的駕駛作業(yè)已是平常。隔振裝置在汽車上發(fā)揮著越來越重要的作用，如輪胎、彈簧鋼板、減振器、座椅、氣囊等等。這些裝置緩和了路面不平傳給人體的沖擊和衰減了由此引起的振動，也給駕駛員和乘員提供舒適、安全的乘座條件及工作條件。所以檢測汽車的座椅和減振器是必要和必行的。本文考慮僅對于汽車座椅和減振器的隔振性能進行檢測，通過改變其阻尼或剛度，或同時改變其阻尼和剛度，而使其舒適性得以改善。在設計的過程中，感到理論水平和寫作能力都比較低，難免會有缺點，甚至會出現(xiàn)一些錯誤，希望讀者給予批評和指正。在此過程中，指導教師給予了很大的支持和鼓勵，并提出許多的寶貴意見，也給予了很大的關心和指導，克服了許多的缺點、改正了許多錯誤。沒有他的幫助，本設計也達不到現(xiàn)在的水平。在此，向吳努教授表示衷心的感謝。南通大學畢業(yè)設計（論文）4摘 要振 動 在 日 常 生 活 中 是 到 處 可 見 的 。 隔 振 是 阻 止 振 源 向 隔 振 物 體 的 傳 遞 。 汽 車 座 椅 或減 振 器 的 功 能 都 是 在 人 體 的 敏 感 頻 率 范 圍 內(nèi) (2Hz～ 8Hz)阻 止 振 源 向 人 體 的 傳 遞 。本 設 計 任 務 要 設 計 出 一 套 激 振 裝 置 ， 給 予 座 椅 或 減 振 器 以 寬 頻 范 圍 的 正 弦 激 勵 ， 通過 檢 測 汽 車 座 椅 或 減 振 器 的 輸 出 振 幅 ， 觀 察 其 是 否 在 人 體 敏 感 頻 率 范 圍 內(nèi) 處 于 減 振 狀 態(tài) 。如 果 沒 有 達 到 理 想 的 減 振 效 果 ， 則 通 過 改 變 座 椅 或 減 振 器 的 剛 度 或 阻 尼 ， 或 同 時 改 變 其剛 度 及 阻 尼 ， 以 期 達 到 預 定 的 減 振 要 求 。推 而 廣 之 ， 本 文 所 設 計 的 激 振 裝 置 也 可 用 于 檢 驗 其 它 種 類 的 隔 振 裝 置 。關鍵詞：振動，隔振，座椅，減振器南通大學畢業(yè)設計（論文）5Abstract:It is normal that there is the vibration in our daily lives everywhere. The vibration is prevented from vibration source to vibrated object by technology of vibration insulation. The Automobile seat and anti-vibration device are all belonged to a kinds of anti-vibration. The paper aims at designing a set of vibration exciting device, getting output amplitude while giving sinusoid excitation to the seat or vibration isolator. Through experimenting, the output amplitude was observed whether it is reduce in the frequency domain of 2Hz~8Hz which is sensitivity to human body. If the result of experiment isn’t met the ideal purpose, we can change either the spring stiffness or damp of seat or anti-vibration device, or change spring stiffness and damp of seat or anti-vibration device with the output amplitude was observed again, until the ideal purpose is attained. This set of vibration exciting device may also be used for the other anti-vibration devices.Keywords: vibration，anti-vibration，seat ，anti-vibration device南通大學畢業(yè)設計（論文）6第一章 隔振理論1.1 振動振動是自然界以及工程技術中普遍存在的自然現(xiàn)象。一方面，振動常常破壞機器的正常工作，加速機器的損壞，造成事故，也危害人體的健康；另一方面我們可以利用隔振的原理，使消極的振動一面轉(zhuǎn)變?yōu)榉e極的，有利于人身健康的一面。引起振動的原因很多。在長期的生活實踐中，人們積累了豐富的寶貴經(jīng)驗，掌握了不少行之有效的減少和控制振動的方法。如減少擾動、采取有效的隔振措施等。本文將從隔振的角度出發(fā)，設計一種激振器，從而檢驗汽車駕駛座椅和減振器的隔振效果。1.2 隔振概念隔振是在振源和被隔振的物體之間的傳遞途徑中插入適當量值的彈簧和阻尼，切斷或阻止振動由振源向隔振物體傳遞。車輛振動是影響車輛性能的重要因數(shù),這種振動不僅大大降低了車輛行使平順性,也影響其操縱穩(wěn)定性.車輛振動嚴重時,還影響其行使速度;同時車輛振動也是車內(nèi)噪聲的主要來源.研究隔振的原理,將大大的提高汽車的舒適性和平穩(wěn)性。1.3 隔振原理對于二階欠阻尼隔振系統(tǒng)，其幅頻特性，即振動傳遞率 ??fH為：(1-1)??????20201fff ?????其中 mkf?20 mkc?式(1-1)中， 0f為系統(tǒng)的固有頻率， ?為阻尼比， 為被隔振物體的質(zhì)量、 k為隔振結構的剛度、 c為隔振結構的粘性阻尼系數(shù)。振動傳遞率 ??fH的變化曲線如圖(1-1)所示。南通大學畢業(yè)設計（論文）7圖（1-1）振動傳遞率 ??fH的變化曲線由圖(1-1)知只有當 ??1?fH時才有減振效果， f值越小，減振效果越好。振動傳遞率的大小是隨信號頻率的變化而變化的，以 02f為分界線。諧振頻率 f在 02~f之間為振動傳遞特性曲線的增幅區(qū)；諧振頻率大于 f為減振區(qū)，只有在這個頻率區(qū)域內(nèi)才具有減振效果。隔振系統(tǒng)的效果主要取決于兩個特征參數(shù)：隔振系統(tǒng)的固有頻率 0f和阻尼比 ?。這兩個參數(shù)都需要通過計算和實驗來調(diào)整。以某種激振方式給被測對象作用力，使之產(chǎn)生受迫振動，測量輸入和輸出，從而確定被測件的頻率響應，然后進行模態(tài)分析，求得隔振系統(tǒng)的動態(tài)參數(shù)。1.4 隔振裝置性能的影響因素根據(jù)對二階系統(tǒng)的振動傳遞率特性圖（1-1）的分析可知，隔振系統(tǒng)的隔振效能與隔振系統(tǒng)的彈簧剛度和阻尼系數(shù)密切相關。一般地，相對阻尼比 越大，隔振效果越好，0c但當 時阻尼大的系統(tǒng)比阻尼小的振幅反而要小一些。因此在實際工作中要通盤20?f考慮。系統(tǒng)固有頻率的平方與剛度成反比，與質(zhì)量成正比?？梢妼Ω粽裣到y(tǒng)的分析要綜合考慮激勵、阻尼、剛度、質(zhì)量這四個因數(shù)，以期獲得最理想的隔振效果。然而這四個因數(shù)之間具有何種關系時隔振效果最佳呢？這可以通過隔振實驗，固定四個因數(shù)中的三個因素，改變另外一個因素，考察隔振效果的改變來達到目的。根據(jù)前人總結的上述四因素對隔振效果的影響，可得以下幾條規(guī)律：（1）激勵頻率 ，增幅區(qū)， ，不阻振； ，減幅區(qū)， ，可以??02,ff?1?H02ff?1?H阻振。阻尼比 增大可有效地抑制增幅區(qū)的共振現(xiàn)象，但同時卻使減幅區(qū)的阻振效果下降。?這一規(guī)律要求對激勵頻率充分了解的同時，要根據(jù)隔振的需要設計隔振系統(tǒng)。如滿南通大學畢業(yè)設計（論文）8足人體舒適性需要，則應避開人體敏感性頻率的振動；如要滿足貨物的完整性，則應考慮各頻率對其的損壞程度。對于要求有特殊隔振頻率范圍的裝置，例如像汽車懸掛系統(tǒng)或載運工具儀表減振系統(tǒng)，它們的固有頻率 要求很低，隔振區(qū)域要求較寬。0f（2）隔振系統(tǒng)固有頻率的平方與剛度成反比，與質(zhì)量成正比。因此要得到理想的隔振系統(tǒng)頻率就必須設計好它們之間的關系。（3）線性隔振系統(tǒng)隔振作用域及其效果幾乎依賴于系統(tǒng)的固有頻率 ，與系統(tǒng)的阻0f尼比 關系不顯著。?（4）一般地，相對阻尼比 越大，隔振效果越好，但當 時阻尼大的系統(tǒng)0c 20?f比阻尼小的振幅反而要小一些 [5]。通過控制和改變振動傳遞系統(tǒng)(阻振器)的固有頻率和阻尼比 ，可以設計減幅區(qū)域。0f?（5）線性隔振系統(tǒng)的缺陷是：隔振作用域及其效果幾乎依賴于系統(tǒng)的固有頻率 ，0f小阻尼情況下與系統(tǒng)的阻尼比 關系不顯著；對于要求有特殊隔振頻率范圍的裝置，例如?像汽車懸掛系統(tǒng)或載運工具儀表減振系統(tǒng)，它們的固有頻率 要求很低，隔振域要求較0f寬，線性隔振系統(tǒng)機理給制造工藝帶來困難，且隔振域內(nèi)不同振動頻率的隔振效果不均勻。1.5 隔振理論在工程上的應用（在汽車上的應用）現(xiàn)代汽車盡管有各種各樣的結構，但由于汽車行駛的路面不可能絕對平坦，加上汽車本身的機械振動，它們產(chǎn)生一種沖擊力，沖擊力傳導車架及車身，可能引起的車身機件的早期損壞，傳遞給乘員和貨物時，將使乘員感到極不舒服,貨物也可能引起損傷。因此為了緩沖沖擊，除了在行駛系中采用彈性的充氣輪胎，在懸架中安裝使振動迅速衰減的彈性元件和減振器，還給乘員提供減振器座椅。減振器主要包括單向作用式減振器，雙向作用筒式減振器，充氣式減振器，阻力可調(diào)式減振器。它們的作用主要是加速車身和車架振動的衰減，以提高汽車行使的平穩(wěn)性。車架的彈性元件主要包括鋼板彈簧,鏍旋彈簧，扭桿彈簧，囊式空氣彈簧，模式空氣彈簧，油氣彈簧等。而座椅是人與車相聯(lián)系的重要部件，隨著人類生活水平的不斷提高及汽車性能的飛躍發(fā)展，汽車座椅已不在是僅僅滿足于坐，今天座椅已成為一種復雜的、多功能的、符合人體工程學具有高科技水平的部件，它是決定駕駛員與乘客的舒適與安全的重要因素。座椅振動狀況的好壞當以是否影響駕駛員正常作業(yè)為根據(jù)，可以從以下幾方面考慮：①ISO2631《人體全身受振動評價標準》的規(guī)定。該標準將人體受振動影響的容許限南通大學畢業(yè)設計（論文）9度劃分為三個準則：a.降低舒適界限，b.疲勞降低工作效率界限，c.暴露界限。顯然對于長途客車駕駛員座椅振動狀況的評價，應以長時間駕車的駕駛員因為座椅振動而使其疲勞程度改變?yōu)闃藴?，即以保存工作效率的“疲勞降低工作效率界限”為標準。②人體容許的振動感覺與振動的強度、頻率、方向、時間有關。給出了質(zhì)量為 73 kg的男性青年坐在靜剛度為 691 N/m 的坐墊上時得到的身體有關部位前三階模態(tài)參數(shù)，如表(1-1)所示；根據(jù)試驗指出為了提高駕駛員所能承受的暴露界限值，特別應當降低座椅在 2 Hz~6 Hz、振幅小于 g/12 范圍的振動傳遞率；引用 ISO2631 振動加速度 1/3 倍頻程圖，給出了在垂直振動時能連續(xù)乘坐(駕駛員能承受) 8 小時的座椅振動臨界范圍，如圖(1-2)。③由表(1-1)和圖(1-2)可見，人體一階振動固有頻率約 5 Hz，此時在頭、胸、腹三處人體最容易發(fā)生不適(疲勞、暈車)的部位，其振型值均大于高階的情形，在 4 Hz～8 Hz 之間人體承受振動的能力最低、最敏感。④我國一般大型車輛駕駛室地面的振動頻率成分范圍在常用車速時為 2 Hz～20 Hz [1]，恰好覆蓋了人體的前三階固有頻率，這意味著客車駕駛員將在敏感振動區(qū)域內(nèi)作業(yè)。⑤綜合上述的討論，汽車座椅振動狀況及其評價標準應 以在 2 Hz～8 Hz 范圍內(nèi)的振動傳遞率和阻振(衰減振動)效果來考察。表(1-1) 男性青年人體前三階主振型圖(1-2) 駕駛員作業(yè) 8h 等感度曲線主振型階數(shù) 固有頻率 Hz 阻尼比%頭 胸 腹1234.929.9213.0315.511.415.922.4113.903.0137.02-21.717.9713.83-10.36-4.21南通大學畢業(yè)設計（論文）10第二章 隔振系統(tǒng)實驗臺總體方案設計2.1 設計任務與目的2.1.1 實驗目的通過搭建實驗臺架，組建隔振能力檢測系統(tǒng)，設置試驗方案，對于剛度、阻尼兩個影響因素與隔振系統(tǒng)減振性能之間的關系作出較為深入的分析，并進一步進行隔振性能影響因素的敏感性分析。為載運工具（汽車）的隔振裝置設計提供有價值的建設性意見。2.1.2 設計目的座椅是作為客車的重要組成部分，直接關系到客車的乘座舒適性、方便性和安全性，并在感情上影響乘員對客車的評價駕駛座椅的舒適性包括動態(tài)舒適性、靜態(tài)舒適性和操作舒適性。動態(tài)舒適性主要是指座椅的振動傳遞性，它對汽車的平順性有較大的影響。一個傳遞特性與振動輸入匹配良好的座椅，可以使平順性評價指標總加權加速度振級下降 2 dB~6 dB。本設計的主要目的是設計一套針對汽車座椅和減振器的激振裝置，通過檢測它們對于激振輸入的輸出信號，觀察在人體敏感頻率 2 Hz~8 Hz 的范圍內(nèi)，它們的振動傳遞率是否是小于 1，即處于衰減區(qū)域。由于座椅的動態(tài)舒適性取決于座椅系統(tǒng)的動態(tài)參數(shù)固有頻率 0w與相對阻尼 ?，所以對座椅動態(tài)舒適性的設計就轉(zhuǎn)化為對兩個動態(tài)參數(shù)的選擇。本設計主要是設計一套激振系統(tǒng)，給座椅和減振器輸入一系列穩(wěn)定的激振響應信號。通過試驗，調(diào)節(jié)相對阻尼 和系統(tǒng)固有頻率 0w，使人體敏感頻率范圍 2 Hz~8 Hz 處于衰減區(qū)域。南通大學畢業(yè)設計（論文）112.1.3 設計任務與要求1) 了解隔振系統(tǒng)的工作原理和影響因素；2) 選擇一類激振機構，設計機械部分（結構） ；對動力系統(tǒng)進行選型、校核；對測試環(huán)節(jié)進行分析與選擇；3) (1)出圖： 隔振系統(tǒng)實驗臺結構總圖,隔振系統(tǒng)實驗臺主要零件圖和數(shù)據(jù)處理流程圖；(2)說明書：動力系統(tǒng)選型校核；測試環(huán)節(jié)分析與選擇。2.2 激振方案的選擇2.2.1 選取激振信號激振器的主要任務是對系統(tǒng)進行激勵，測出其響應頻率。隔振實驗中主要有以下幾種激勵：1)快速正弦掃描激振：對測試系統(tǒng)施以正弦激勵，當系統(tǒng)達到穩(wěn)態(tài)時，其輸出與輸入的幅值比和相位差即為該激勵頻率下被測系統(tǒng)的傳遞特性。該方法的特點是：在頻域內(nèi)能量集中，而在時域內(nèi)具有最大峰值/平均能量比，信噪比高，能檢測出系統(tǒng)的非線性，可任意選擇測試頻率點或測試頻率密度。但測試速度慢。2)階躍信號響應法：這是一種寬頻帶激勵方法。其特點是：試件尺寸選擇范圍廣，加載方向和大小易于控制，能提供較大低頻能量，與脈沖相比，難以應用于一般大小的試件。3)隨機信號響應法：隨機信號響應法是給系統(tǒng)施加一個不能用確定函數(shù)描述的激勵信號，使系統(tǒng)作隨機振動。這是一種寬頻帶激勵方法。該方法常分為純隨機激勵、偽隨機激勵和周期激勵三類。純隨機激勵的平均能量較好，能消除噪聲、非線性等的影響，可用來在線識別；偽隨機激勵的特點是速度快，平均能量較低，激勵信號的大小和頻率易于控制；周期隨機激勵則是一種理想的激勵信號，特別適用于用曲線擬和方法求取系統(tǒng)模態(tài)參數(shù)的場合，既綜合了純隨機和偽隨機的優(yōu)點，又揚棄了缺點，缺陷是速度慢。4)脈沖信號響應法：該方法是用脈沖錘對被測系統(tǒng)進行敲擊，給系統(tǒng)施加一個脈沖力，使之發(fā)生振動。其特點是：所需的安裝調(diào)試時間最短、設備最少、速度最快。在空間狹小或激振器難于安裝的情況下，是一種理想的測試方法；但其信噪比低，易出現(xiàn)過載、連擊等現(xiàn)象。且不適用于非現(xiàn)象性強的系統(tǒng)。綜合以上幾種激勵方案， 各有優(yōu)點和缺點。但是根據(jù)研究要求，需要在不同頻率的南通大學畢業(yè)設計（論文）12情況下，對隔振系統(tǒng)進行激勵，當輸入不同頻率的激勵時，測量系統(tǒng)的輸出。由于隔振系統(tǒng)的動態(tài)特性可以通過不同頻率的穩(wěn)態(tài)正弦激勵方法求得，快速正弦掃描激勵符合本設計的要求。所以，選擇快速正弦掃描激振方法。 2.2.2 激振方案選擇通過查閱資料和分析機構的加速度的頻率特性，主要有如下三種機構: 分別如圖(2-1)～圖(2-3)所示：圖（2-1）推桿機構 圖（ 2-2）滑塊機構 圖（2-3）電動激振器 圖(2-1)中，凸輪機構的推桿推程的運動方程式為：（2-??00200/sin/co1/i/?????hVS??1）凸輪機構的推桿回程的運動方程式為：（2-??'0'02' ''0/sin/co12/)(i/?????havs???2）式（2-1 ）~式（2-2）中， h 為凸輪的升程, 推程角， 為角速度。0??圖(2-2)中，滑塊機構的推桿運動方程式為：（2-?sincoi???lavl3）式（2-3 ）中：s 為推桿的位移，v 為推桿的速度， a 為推桿的加速度 L 為曲軸的半徑。圖(2-3)中，電動激振器推桿的加速度方程式為：（2-??pmpa/動靜 ??南通大學畢業(yè)設計（論文）134）式（2-4 ）中，p 靜 為激振器靜止時的壓力，p 動 為通電時的電磁力。綜合以上幾種激振機構的情況，凸輪機構的加工比較困難，精度要求較高，而且它產(chǎn)生的激振頻率只有在機構加工精度較高時，才能夠有標準的頻率輸入，并且凸輪與推桿之間的摩擦力很難控制潤滑方式較難，最重要的一點是它的加速度波形在一個周期內(nèi)不是標準的正弦波形，所以凸輪機構的加速度的波形不符合快速正弦掃描激勵的要求。電動激振器是利用電流來控制電磁線圈對推桿的磁力使推桿做上下做周期性的運動，產(chǎn)生正弦波形，其缺點是結構復雜，附屬設備多。動激振器主要是用來對被測物體做絕對激振，因而在激振時最好使激振器在空間基本保持靜止，在實際中間很難這樣做到。因此電動激振器不適合本設計?；瑝K機構結構簡單，材料來源廣泛，價格便宜，運動路線簡單，加速度的運動曲線圖符合正弦曲線，總體設計比較簡單，且潤滑方式并不復雜，可以通過控制轉(zhuǎn)速實現(xiàn)不同頻率的穩(wěn)態(tài)正弦激勵輸入。所以選取滑塊機構 。第三章 激振系統(tǒng)的設計3.1 推桿的設計與校核檢驗汽車駕駛座椅和減振器的隔振效能。首先考慮一般中國車上每一個減振器承受的質(zhì)量大約為 1000 kg，所以選取推桿上承受的軸向力為 1000 kg，它的面積為 2rs???，r 為推桿的半徑。則：MpaSFB9.702.1438????（3-1）式（3-1） ，F(xiàn) 為正壓力，S 為推桿的截面積，取 r=14mm， 為壓應力。KTZ70-2（可B?鍛鑄鐵）的 B?=700 Mpa，選擇此材料是因為它有較高的耐磨性。 南通大學畢業(yè)設計（論文）14由于安裝的需要，推桿不能和振動平臺同時穿過動軸承而進入機箱內(nèi)。所以，在設計的時候，把推桿和振動平臺設計成兩個部件，中間用螺栓連接。如圖（3-1）所示。 圖(3-1) 推桿和振動平臺的聯(lián)接 如圖(3-1)所示，推桿作上下運動，帶動平臺做周期性振動。其中，起導向支承作用的是滑動軸承?；瑒虞S承內(nèi)部設置兩個 O 型橡膠圈，起密封作用?；瑒虞S承與上機箱設計成止口配合，可以很好地起到定位作用，選用的材料是 ZCuSn10P1(鑄錫青銅)材料。 3.2 滑動軸承的設計與校核3.2.1 計算滑動軸承的功耗值軸承的發(fā)熱量與其單位面積上的摩擦功耗 fPV 成正比，f 是摩擦系數(shù)，限制 fPV 值就是限制溫升。由 F=9800 N，B=0.043 m，n=8 m/s，故：BFndBFpV19060????=0.95M·m/s （3-2）式（3-2）中，PV 為軸承功耗值，MPa·m/s,V 為推桿的速度，m/s；B 為軸承與推桿接觸的高度，mm；F 為軸承承受的最大徑向力，N。查表(3-1)可知所選用的軸承材料ZCuSn10P1 的功耗許用值[PV]為 15 MPa·m/s，所以，PV=0.95 MPa·m/s 1900—16000 時用潤滑油（可用針閥式注油油杯）當 K>16000—30000 時用飛濺式潤滑并用水或循環(huán)油冷卻）當 K>30000 時必須用循環(huán)壓力潤滑故：本設計用針閥式注油油杯潤滑3.3 滑塊與滑槽的設計在滑塊與滑槽運動副中，滑塊在滑槽中移動的同時做圓周運動，從而推動滑槽上下運動，產(chǎn)生正弦激勵。滑塊與滑槽之間有較大的摩擦，這需要增大滑塊與滑槽的接觸面積減少壓力，從而提高機構的使用壽命，滑塊的材料為 KTZ70-2。由于安裝的需要，滑槽采用兩部分，中間用螺栓連接，螺栓采用的是 M8。3.4 滾針軸承、曲軸、滾動軸承的設計與校核3.4.1 第一軸的設計與校核設計軸時，為了保證其具有足夠的工作能力，一般必須對軸進行強度計算；對于具有剛度要求的軸，則要進行剛度計算；對于高速轉(zhuǎn)動的軸，根據(jù)需要還要進行振動穩(wěn)定性的計算。為了保證安裝在軸上的零件能正確定位和固定，以及滿足軸的加工和裝配的要求，必須合理地確定軸各部分的形狀和結構尺寸，亦即進行軸的機構設計。1）零件的軸向定位軸 肩 分 為 軸 肩 定 位 和 非 定 位 軸 肩 。 利 用 軸 肩 定 位 是 最 可 靠 最 方 便 的 方 法 ， 但 采 用 軸 肩就 必 然 會 使 軸 的 直 徑 加 大 ， 而 且 軸 肩 處 因 截 面 突 變 引 起 應 力 集 中 。 另 外 ， 軸 肩 過 多 不 利 于加 工 。 定 位 軸 肩 的 高 度 h=（ 0.07-0.1） d， d 為 零 件 相 配 處 的 軸 徑 尺 寸 。 本 設 計 中 取h=0.085d2） 求 輸 出 軸 上 的 功 率 、 轉(zhuǎn) 速 和 負 載 轉(zhuǎn) 矩南通大學畢業(yè)設計（論文）16VFp?? （ 3-4）式 （ 3-4） 中 ， P 為 功 率 ， W； F 為 壓 力 ， N； V 為 速 度 ， m/s。 由 F=4900 N、 V=WR=16×π ×0.08=4.0192 m/s， 得 P=1.97 KW。 由 于 人 的 敏 感 頻 率 為 2Hz~8Hz， 所 以曲 軸 的 最 高 轉(zhuǎn) 速 定 為 480 r/min。 負 載 轉(zhuǎn) 矩 M=F×曲 柄 半 徑 ＝ 4900?0.06=294 N·m。3） 初 估 軸 的 最 小 直 徑按 式 （ 3-5） 初 步 估 算 軸 的 最 小 直 徑 。 高 強 度 的 球 墨 鑄 鐵 具 有 價 廉 ， 良 好 的 吸 振 性 和 耐磨 性 以 及 對 應 力 集 中 敏 感 性 ， 容 易 制 成 復 雜 的 形 狀 等 優(yōu) 點 。 故 選 取 軸 的 材 料 為 QT80-2（ 球墨 鑄 鐵 ） 。 則 軸 的 最 小 直 徑 為 ：30minPAd??（3-5）式（3-5）中，P 3為曲軸的傳遞功率，n 3曲軸的轉(zhuǎn)速，A 0為計算系數(shù)。表(3-2)為QT80-2 強 度 的 有 關 參 數(shù) 。 由表（3-2）查得 A0=110 Mpa。由式（3-5）得 dmin =22.18 mm，根據(jù)實際情況，取 d=30 mm。表(3-2) QT80-2 強度的有關參數(shù) 單位 MPa材料牌號 抗拉強度極限 屈服強度極限 彎曲疲勞極限 剪切疲勞極限QT80-2 800 480 290 250輸出軸最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑。為了使所選軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，應當在選取軸徑的同時選取聯(lián)軸器的型號。4）軸的結構設計(1)軸肩的定位 h=0.085?30=2.55 mm=2.6mm；(2)根據(jù)軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度；為了滿足聯(lián)軸器的要求，露出箱體外面的曲軸長度為 80 mm。① 初步選擇滾動軸承和滾針軸承因軸承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)軸徑 d=30mm，選擇軸承 6006。其規(guī)格為 1350???BDd?；瑝K端軸的半徑為 30mm，所以滾針軸承的型號選取為 4524906。右端的滾動軸承采用軸肩定位，查得 6006 的軸肩定位的高度為3mm。② 確定曲軸的長度南通大學畢業(yè)設計（論文）17根據(jù)箱體的設計要求和對稱分布要求曲軸的第一段長度為 140mm，曲軸的曲拐根據(jù)要求其半徑為 60 mm。則曲軸的長度已經(jīng)設計出來。③ 確定軸段的圓角和倒角尺寸表（3-3） 軸段直徑與倒角或圓角的關系 單位 mmd >10～18 >18～30 >30～50 >50～80C 或 r 0.8 1 1.2 2表(3-3)為有關規(guī)范給出的軸段直徑與倒角或圓角的關系。由表(3-3)查得軸段的倒角 c 為 1.2?45°，圓角的半徑 r 為 2 mm。⑤求曲軸上的載荷在確定軸的支撐點的位置時，首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖、扭矩圖、和計算彎矩圖。曲軸的計算簡圖如圖（3-2）所示圖(3-2) 曲軸的計算簡圖如圖(3-3)、(3-4)所示，從軸的計算簡圖可以看出滾動軸承處截面的計算彎矩最大，是軸的危險截面。圖(3-3) 受力圖 圖(3-4)彎矩圖圖（3-5）扭矩圖 圖(3-6)總圖現(xiàn)計算出曲軸的支反力、彎矩、和扭矩，數(shù)據(jù)如表(3-4)所示.表(3-4) 曲軸的支反力、彎矩、和扭矩 單位：N· mm類別 支反力 彎 矩 扭 矩 計算彎矩 MC1數(shù) 據(jù) 4900N 686000 294000 6864000⑥按彎扭合成校核曲軸的強度南通大學畢業(yè)設計（論文）18進行校核時，通常只校核曲軸上承受組計算彎矩的截面即危險截面的強度。(3-6)MPaWM254301.68????式(3-6)中， 為第一軸的計算彎矩，N· mm ； 為軸的抗彎截面系數(shù)，mm 3。已選W定軸的材料為 QT80-2（球墨鑄鐵） ，它的許用彎曲應力為 560 Mpa，故符合設計要求。3.4.2 第二軸的設計1)確定軸的最小直徑選取第二軸的直徑與第一軸的直徑相同，為 35 mm。2)軸肩的定位 r=0.085?30=2.6 mm。3)選擇滾動軸承和滾針軸承因軸承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) D=30mm，選擇軸承為型號 6006，其尺寸為 1350???BDd?；瑝K軸的半徑為 30 mm，通過校核計算，滾針軸承的型號為 4524906 型。4)確定曲軸的長度采用對稱的原則，且使箱體能夠設計的合理，所以第二軸的長度為 120mm ，曲軸的曲拐根據(jù)要求半徑為 60mm。5)確定軸上圓角和倒角尺寸第二軸的倒角的尺寸見表（3-3） ?？傻幂S上的倒角為 1.2?45°，圓角的半徑為2mm。3.5 箱體的設計1）按滑塊與滑槽的運動極限確定箱體內(nèi)壁滑塊的運動軌跡是一個圓，而滑槽的運動軌跡是一條直線?？紤]運動部件與靜止部件之間的間隙為 10 mm，箱體的上半部分的高度為曲軸的半徑加上滑槽高度的一半加上10mm，為 60+31+10=101 mm；箱 體的下半部分的高度為曲軸的半徑加滑槽高度的一半加10 mm，為 60+31+10=101 mm?？紤]到箱體的整體設計模型，箱體的下半部分的高度為151 mm。2）箱體的高度箱體的內(nèi)壁高度為 101+151=252 mm，箱體的內(nèi)壁厚度為 15 mm ，則箱體的整體高度為 252+30=282 mm。3) 剖分式箱體南通大學畢業(yè)設計（論文）19剖分式箱體對于組合軸的安裝、拆卸和調(diào)整都十分方便，所以本設計采用的剖分式箱體。箱體的聯(lián)結處用螺栓和螺母聯(lián)結，中間加上紙墊。第四章 激振系統(tǒng)附件的設計4.1 油塞南通大學畢業(yè)設計（論文）20放油孔應設計在油池的最低處，平時用螺塞堵住，并加封油墊片。放油孔不能高于油池底面，以免油排不凈。根據(jù)有關規(guī)范，油塞的尺寸見表（4-1） ，符號含義略。表（4-1） 油塞尺寸 單位 mmd D e L l a s d1 H16 26 19 23 12 3 17 17 24.2 軸承蓋軸承外徑：D=45mm；螺釘直徑：d 3=6mm；螺釘數(shù)：n=4。設計軸承蓋的公式和計算結果為：螺栓孔直徑：d 0=d3+1，故：d 0=4mm；螺栓間距：D 0=D+2.5d3，故：D 0=73mm；軸承蓋直徑：D 2=D0+2.5d3，故：D 2=101mm； 軸承蓋壁厚：e=1.2d 3，故：e=7.2mm；軸承蓋擋肩內(nèi)徑：D 4=D-，故：D 4=37mm；軸承蓋擋肩外徑：D 6=D-2，故：D 6=43mm。此軸承蓋位于曲軸的主動軸上，是透蓋。而另外的一個軸承蓋是悶蓋。4.3 視孔蓋視孔蓋的作用是添加潤滑油，另一個作用是通過視孔蓋可以看出油面的高低。視孔蓋的材料是塑料。第五章 激振系統(tǒng)的動力選擇5.1 選擇電動機南通大學畢業(yè)設計（論文）21選擇電動機容量就是合理地確定電動機的額定功率。決定電動機功率時要考慮電動機的發(fā)熱、過載能力和起動能力三方面因素，但一般情況下電動機容量主要由運行發(fā)熱條件決定。電動機發(fā)熱與工作情況有關。對于載荷不變或變化不大，且在常溫下連續(xù)運轉(zhuǎn)的電動機，只要其輸出功率不超過其額定功率，工作時就不會發(fā)熱。1 工作機所需功率 PW 工作機所需功率 PW應由機器工作運動參數(shù)計算決定。已知機構的扭矩為 Mn=294 N·m，轉(zhuǎn)速 n=480 r/min，則工作主動軸所需功率為：PW = Mn·n/9550= 294·480/9550=14.8 KW2 電動機的輸出功率 DP考慮到傳動裝置的功率損耗，電動機的輸出功率為：（5-?WDp?1）式（5-1）中， 為電動機的輸出功率， 主動軸所需功率， 為從電動機至工作DPWP?機主動軸之間的總效率，即（5-n?????212）式（5-2）中， 1、 2為傳動系中各傳動副、聯(lián)軸器及各對軸承的效率，其數(shù)值見表（5-1） 。因此，電動機的輸出效率為 =3.940/（0.955 0.985 0.9925）=15.9KWDP?表（5-1） 各傳動副、聯(lián)軸器及各對軸承的效率類別 滑動軸承 滾動軸承 聯(lián)軸器傳動效率 0.94～0.97 0.98～0.99 0.99～0.9953 確定電動機的額定功率根據(jù)計算的輸出功率 ，可選定電動機的額定功率 PED。在選擇電動機的時候，應使DP額定功率稍大于 。根據(jù)機械零件設計手冊，選擇直流電動機的類型為 Z272 型，具體數(shù)D據(jù)如表(5-2)。表(5-2) 電動機額定功率額定功率 滿載轉(zhuǎn)速 額定電壓 額定電流 質(zhì)量南通大學畢業(yè)設計（論文）2217K W 1500 r/min 22 0 V 90 A 280 Kg5.2 調(diào)速方法的選擇直流電動機可以在寬廣的范圍內(nèi)平滑的調(diào)速。當電樞回路內(nèi)接入調(diào)節(jié)電阻 r 時，直流電動機可采用調(diào)節(jié)激磁電流、電樞端電壓或電樞回路電阻等方法進行調(diào)速。1 調(diào)節(jié)激磁電流主要特點：1)U=常值，轉(zhuǎn)速隨激磁電流 I 和磁通的減少而升高；2)轉(zhuǎn)速愈高，換向愈困難，電樞反應和換向元件中電流的去磁效應對電動機運行穩(wěn)定性的影響愈大。最高轉(zhuǎn)速受機械因素、換向和運行穩(wěn)定性的限制；3)電樞電流保持額定值不變時，T 與磁通成正比，與磁通成反比，輸入、輸出功率及功率基本不變。適用范圍：適用于額定轉(zhuǎn)速以上的恒功率調(diào)速。2 調(diào)節(jié)電樞端電壓主要特點：1) =常值，轉(zhuǎn)速 n 隨電樞端電壓 U 的減少而降低；2)低速時，機械特性?的斜率不變，穩(wěn)定性好，由發(fā)電機組供電時，最地轉(zhuǎn)速受發(fā)電機剩磁的限制；3)電樞電流保持不變時，T 保持不變，n 與 U 成正比，輸入、輸出功率隨 U 和 n 的降低而減少，效率基本不變。適用范圍：適用于額定轉(zhuǎn)速以下的恒轉(zhuǎn)矩調(diào)速。3 調(diào)節(jié)電樞回路電阻主要特點：1)U=常值，轉(zhuǎn)速 n 隨電樞回路電阻 r 的增加而降低；2)轉(zhuǎn)速愈低，機械特性愈軟。才用此方法調(diào)速時，調(diào)速變阻器可作啟動變阻器用；3)電樞電流保持額定值不變時，T 保持不變，可作恒轉(zhuǎn)矩調(diào)速，但低速時輸出功率隨 n 的降低而減少，而輸入功率不變，效率將隨 n 的降低而降低，經(jīng)濟性很差。適用范圍：只適用于額定轉(zhuǎn)速下，不需經(jīng)常調(diào)速，且機械特性要求較軟的調(diào)速。所以，本設計要求將直流電動機的轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)在 240 r/min~480 r/min 之間，也就是頻率在 2Hz~8Hz 之間。根據(jù)要求采用調(diào)節(jié)激磁電流方式。第六章 激振系統(tǒng)用于汽車部件震動的分析6.1 汽車座椅振動分析南通大學畢業(yè)設計（論文）236.1.1 座椅的振動汽車座椅是汽車中將人體和車身聯(lián)系在一起的重要附件，是汽車振動系統(tǒng)中與人體直接接觸的一個重要的減振環(huán)節(jié)，它與汽車的行駛平順性、乘座舒適性、安全性以及操作方便性密切相關，它的任務是支承人體的質(zhì)量，緩和路面不平傳給人體的沖擊和衰減由此引起的振動，使乘員有舒適和安全的乘坐條件，使駕駛員有良好的工作條件。因為駕駛座椅的舒適與否，直接關系到駕駛員的工作效率、安全、舒適與健康，因此，設計一種激振裝置來檢驗駕駛座椅是很必要的。駕駛座椅的舒適性主要包括動態(tài)舒適性、靜態(tài)舒適性和操作舒適性。本設計的主要目的是檢驗座椅和減振器的動態(tài)舒適性。因此涉及的主要內(nèi)容是汽車的動態(tài)舒適性。動態(tài)舒適性主要是座椅傳遞特性。汽車的動態(tài)舒適性是指在不改變車輛輪胎、懸架的情況下，通過對座椅動態(tài)參數(shù)的選擇和優(yōu)化，使得由座椅底版上傳遞過來的振動，在經(jīng)過座椅后得到明顯的衰減，從而使振動對人工作效率及身心健康的影響盡可能的減少。座椅振動狀況的好壞當以是否影響駕駛員正常作業(yè)為根據(jù)，可以從以下幾方面考慮：1)ISO2631《人體全身受振動評價標準》的規(guī)定。該標準將人體受振動影響的容許限度劃分為三個準則：a. 降低舒適界限， b.疲勞降低工作效率界限，c. 暴露界限。顯然對于長途客車駕駛員座椅振動狀況的評價，應以長時間駕車的駕駛員因為座椅振動而使其疲勞程度改變?yōu)闃藴?，即以保存工作效率的“疲勞降低工作效率界限”為標準?)人體容許的振動感覺與振動的強度、頻率、方向、時間有關。根據(jù)試驗應當降低座椅在 2 Hz~6 Hz、振幅小于 g/12 范圍的振動傳遞率；引用 ISO2631振動加速度 1/3 倍頻程圖，給出了在垂直振動時能連續(xù)乘坐 (駕駛員能承受) 8 小時的座椅振動臨界范圍，如圖(1-1)。3)由表(1-1)和圖(1-1)可見，人體一階振動固有頻率約 5 Hz，此時在頭、胸、腹三處人體最容易發(fā)生不適(疲勞、暈車)的部位，其振型值均大于高階的情形，在 2 Hz~8 Hz 之間人體承受振動的能力最低、最敏感。4)我國一般大型車輛駕駛室地面的振動頻率成分范圍在常用車速時為 2 Hz~20 Hz，恰好覆蓋了人體的前三階固有頻率，這意味著客車駕駛員將在敏感振動區(qū)域內(nèi)作業(yè)。綜合上述的討論，客車座椅振動狀況及其評價標準應以 2 Hz~8 Hz 范圍內(nèi)的振動傳遞率和阻振( 衰減振動) 效果來考察。南通大學畢業(yè)設計（論文）246.1.2 解決座椅振動問題的思路 由以上的分析可知，對于改善長途客車駕駛員的問題，應當針對人體敏感的 2 Hz~8 Hz 振動頻率范圍，選擇并設計合適的阻振結構，使得這一頻率范圍落入減幅區(qū)，在常用車速條件下具有阻礙環(huán)境(駕駛室)振動向駕駛員座椅傳遞的能力，具體是：①確定環(huán)境振動頻率范圍 2 Hz~20 Hz，預定的阻振區(qū)域頻率范圍 2 Hz~8 Hz；②對于座椅的關鍵阻振元件，選擇合適的形式，設計