商用汽車減振座椅設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)

1、河北工業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書 （ 論文 ）作 者：學(xué) 號(hào)：學(xué) 院：機(jī)械學(xué)院系（專業(yè) ）：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化題 目：商用汽車減振座椅設(shè)計(jì)指導(dǎo)者：李欣業(yè)教授（姓 名 ）（專業(yè)技術(shù)職務(wù) ）評(píng)閱者：（姓 名 ）（專業(yè)技術(shù)職務(wù) ）畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）中文摘要本文首先給出了現(xiàn)在被廣泛運(yùn)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(xué)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(xué)模型，有關(guān)文獻(xiàn) 13 稱它能寬頻范圍 內(nèi)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(jī)構(gòu)進(jìn)

2、行整合，組成 復(fù)合型減振座椅模型，并且給出了其數(shù)學(xué)模型。本文根據(jù)多種文獻(xiàn)， 確定了模型中阻尼系數(shù)、 彈簧剛度系數(shù)， 進(jìn)而運(yùn)用 MATLA 中仿真模擬技術(shù)，對(duì)各種減振座椅的數(shù)學(xué)模型在相同系數(shù)下進(jìn)行了模擬，綜合比 較仿真結(jié)果，得出串聯(lián)型彈性棒在上時(shí)減振座椅具有更好的減振效果，為座椅生 產(chǎn)提供參考。關(guān)鍵詞 ：減振座椅 并聯(lián)式減振模型 串聯(lián)式減振模型 復(fù)合式減振模型 MATLAB仿真1 緒論1.1 汽車座椅動(dòng)力學(xué)及其研究內(nèi)容隨著社會(huì)的發(fā)展， 汽車在世界各國國民經(jīng)濟(jì)和社會(huì)生活中起到越來越重要的 作用，它與人們的生活息息相關(guān)。 有車族們與車相伴的時(shí)間越來越長， 這使得汽 車座椅減振研究成為汽車技術(shù)中重要得

3、一個(gè)環(huán)節(jié)。車輛在行駛過程中，因不平路面（如搓板路面）激勵(lì)而引起車身振動(dòng)，通過 車底板、 坐墊傳遞給人的身體， 引起人全身的振動(dòng)。 超過人體生理界限的振動(dòng)會(huì) 對(duì)駕乘人員的生理和心理造成不良的影響， 主要表現(xiàn)為視力疲勞下降， 身體疲勞， 腰酸悲痛，從而導(dǎo)致駕駛中注意力不集中，甚至引發(fā)惡性交通事故。振動(dòng)影響人體健康主要取決于 4 方面：1）振動(dòng)的振幅值； 2）組成振動(dòng)的各種 頻率； 3） 處于振動(dòng)的時(shí)間長短； 4）振動(dòng)方向。人體工程學(xué)指出：在正常重力作用下，人體對(duì) 4-8Hz，10-12Hz ，20-25Hz 的頻率垂直振動(dòng)能量傳遞較大。 有關(guān)文獻(xiàn) 13 還指出，人體各個(gè)器官的共振頻率大 致如下：頭

4、部為 2-3Hz，眼部為18-50Hz，腹部為4-5Hz，手為30-40Hz ，神經(jīng)系 統(tǒng)為250Hz左右，為此避開人體各個(gè)器官的共振頻率將減小振動(dòng)對(duì)人體的影響。 振動(dòng)對(duì)人體的危害嚴(yán)重影響到人體健康， 消除或最大限度地減少振動(dòng)對(duì)人是有好 處的。座椅是“人-車 -路”系統(tǒng)中一個(gè)重要的組成部分， 提高座椅的減振性能， 會(huì)改善車輛的平順性，提高乘坐舒適度。汽車座椅動(dòng)力學(xué)主要研究在彈性棒和阻尼器在各種組合布置的情況下， 調(diào)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(dá)到最佳的減振效果。 這里最佳的 減振效果是指： 1）降低振源激勵(lì)導(dǎo)致坐墊振動(dòng)的坐墊振幅 ;2） 要爭取更短時(shí)間內(nèi) 把坐墊振動(dòng)幅值衰減

5、到最小 ;3） 還要爭取座椅的固有頻率避開車身的固有頻率， 避免產(chǎn)生共振 ;4） 避免減振座椅對(duì)振源激勵(lì)減振后座椅達(dá)到穩(wěn)定后的頻率與人敏 感頻率區(qū)重合，更應(yīng)該避開人體器官的固有頻率。汽車動(dòng)力學(xué)的主要研究內(nèi)容就是上述幾個(gè)方面， 在動(dòng)力學(xué)研究中不斷有新的 力學(xué)模型提出，這使得減振座椅的優(yōu)化成為可能。1.2 汽車座椅減振研究中的參數(shù)設(shè)定振動(dòng)是由不同的路面激勵(lì)引起的 , 在車輛座椅的研究中振源來自車輛的底 板。振源是由振幅和振動(dòng)頻率合成的 , 同時(shí)振動(dòng)危害的大小還取決于振動(dòng)的時(shí)間 與方向。 振幅、振頻、振動(dòng)時(shí)間和振動(dòng)方向 , 直接與路況和車輛運(yùn)行狀態(tài)有關(guān) , 其合成是一個(gè)隨機(jī)變量。 因?yàn)轳{乘人員是坐在

6、座椅上的 , 因此我們首先對(duì)設(shè)計(jì)參 數(shù)的確定做出如下規(guī)定 :1） 由于在重力場(chǎng)的作用下 , 垂直振動(dòng)的能量傳遞最大 , 因 此本課題主要研究垂直振動(dòng)的隔離和減少； 2） 振動(dòng)通過支承面 （即座椅坐墊） 而 整體地傳遞給身體的各個(gè)部分； 3） 對(duì)人體最有害地頻率是 4 8Hz在引起的振動(dòng) 最大幅度地降低； 4） 駕乘人員的體重適應(yīng)范圍是 45-110kg, 確保不同體重的人都 會(huì)有最佳隔振、減振效果； 5） 隔振減振架地固有頻率控制在 1-2Hz, 其目的是為 了避免與車輛底板發(fā)生共振。有關(guān)文獻(xiàn) 12 指出，在減振座椅設(shè)計(jì)中考慮到以下原則：1）框架應(yīng)有足夠的強(qiáng)度和剛度 , 確保與座椅連接方便；

7、2）支承運(yùn)動(dòng)部件采用 錳鋼矩管,確保重量輕 ,強(qiáng)度高； 3）運(yùn)動(dòng)部件全部采用滾動(dòng)軸承 ,最大限度減少阻 尼,有利于整個(gè)減振架固有頻率地降低； 4）對(duì)不同體重均有最佳減振效果 , 調(diào)節(jié)靈 活方便； 5） 用水平拉伸彈簧克服垂直振動(dòng)。1.3 本論文研究目的及內(nèi)容對(duì)于先在存在的多種減振座椅模型，本文運(yùn)用 MATLAB 數(shù)值計(jì)算功能，圖 形仿真功能， 針對(duì)幾種減振座椅模型的仿真比較， 得出其中減振效果最佳的， 作 為汽車生產(chǎn)的理論依；本文的仿真分析過程提供了一種新的座椅模型比較方法。不平路面激勵(lì)引起車身振動(dòng)， 振動(dòng)會(huì)使駕乘人員視力疲勞下降， 身體疲勞等 癥狀，在人們對(duì)汽車駕駛舒適度要求越來越高的時(shí)候，

8、 出現(xiàn)了各種減振座椅模型， 如傳統(tǒng)的被廣泛運(yùn)用的并聯(lián)型減振模型，有關(guān)文獻(xiàn) 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(gè)質(zhì)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(fù)合型減振模型。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(fù)合型減振 模型的簡述；然后給出了各種減振模型的數(shù)學(xué)模型，為以后運(yùn)用 MATLAB 技術(shù) 仿真打下基礎(chǔ)。在第 3章中，先做了仿真的方程轉(zhuǎn)換， 然后進(jìn)行了仿真， 來確定各個(gè)系數(shù)對(duì) 減振效果的影響， 在串聯(lián)和并聯(lián)模型仿真時(shí)， 先取某個(gè)確定的彈簧剛度系數(shù)， 然 后依次取阻尼系數(shù) 10、20、30、50N s/m ；

9、再取另外一個(gè)彈簧剛度系數(shù)，再依 次取阻尼系數(shù)為 10、20、30、50N s/m 。這樣在每種模型中取四組數(shù)據(jù)，經(jīng)過 詳實(shí)的數(shù)據(jù)分析， 可以得到更準(zhǔn)確的規(guī)律， 進(jìn)行合理的系數(shù)匹配， 達(dá)到更好的減 振效果。在復(fù)合型減振模型的仿真中，主彈簧彈性系數(shù)取 300、500 N / m時(shí), 主阻尼 系數(shù)分別取 20、30 N s/m, 附加彈簧彈性系數(shù)也分別取 300、500N /m, 附加阻 尼系數(shù) 2 也分別取 20、30 N s/m，在這 16 中組合數(shù)據(jù)下進(jìn)行仿真，這樣可以 得到更加準(zhǔn)確的規(guī)律。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(shí)減振效果更好； 而后比較

10、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(fù)合型兩種模型的減振效 果，得出復(fù)合型附加阻尼器在上時(shí)具有更好的減振效果； 最后比較復(fù)合型附加阻 尼器和串聯(lián)型彈性棒在上時(shí)兩種模型的減振效果。在比較不同的模型時(shí)，通過大量的 MATLAB 仿真結(jié)果得出不同模型的衰減 時(shí)間和達(dá)到穩(wěn)態(tài)后的穩(wěn)態(tài)振幅， 根據(jù)各種模型總結(jié)出的數(shù)據(jù)表， 可以看出幾種模 型的減振效果。本文最后綜合得出， 這幾種模型中最優(yōu)的減振模型， 為汽車座椅研究提供理 論和數(shù)據(jù)上的支持2 減振座椅力學(xué)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(gè)物體 (質(zhì)量) 之 間，其中一個(gè)物體受

11、到激振， 并因而影響另一個(gè)物體。 通過彈簧和減振器的這種 布置以及它們與上述 2 個(gè)物體塊的連接構(gòu)成動(dòng)力學(xué)模型。2.1 并聯(lián)型減振座椅力學(xué)模型圖 2.1 并聯(lián)式減振座椅力學(xué)模型圖中， m為減振座椅和司機(jī)質(zhì)量和； k 為彈簧剛度系數(shù)； c 為阻尼器阻尼系 數(shù)； zs表示座椅位移， z0表示車底板位移。人們稱這種動(dòng)力學(xué)模型為剛性連接模型， 又稱為集中式彈簧 - 質(zhì)量- 阻尼系統(tǒng) 10 ，彈簧減振裝置上出現(xiàn)周期性的震蕩過程， 是由彈簧交替的加載和減載引起的。 其主要缺點(diǎn)是有效工作頻率范圍較窄，高頻時(shí)減振效果差。其數(shù)學(xué)模型可以寫作：mzs c(zs z0) k(zs z0) 0 ( 1)2.2 彈簧與

12、減振器串聯(lián)連接如圖 2.2-1 和 2.2-2 所示，這種結(jié)構(gòu)稱為分布式結(jié)構(gòu)單元， 有關(guān)文獻(xiàn) 13 指出： 在阻尼設(shè)計(jì)時(shí)，分布式結(jié)構(gòu)單元具有獨(dú)特的優(yōu)點(diǎn)，即能在寬頻范圍內(nèi)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(duì)結(jié)構(gòu)減振， 其減振 效果要高好幾個(gè)數(shù)量級(jí)。 如圖所示的有彈簧 (彈性棒) 和阻尼成串聯(lián)布置得阻尼 器是最簡單的一種形式。2.2- 1 串聯(lián)型阻尼器在上時(shí)的力學(xué)模型圖 2.2-1 串聯(lián)式減振座椅力學(xué)模型 1圖中，m為減振座椅和司機(jī)質(zhì)量和； k 1為彈簧剛度系數(shù)； c1為阻尼器阻尼系數(shù), z s表示座椅位移， zk 表示彈簧和阻尼器連接點(diǎn)的位移， z 0表示車底板位

13、移其數(shù)學(xué)模型可以寫作：mzs c1(zs zk) 0 ( 2)c1(zs zk) k1(zk z0) ( 3)2.2- 2 串聯(lián)型彈性棒在上時(shí)的力學(xué)模型圖 2.2-2 串聯(lián)式減振座椅力學(xué)模型 2圖中，m為減振座椅和司機(jī)質(zhì)量和； k 1為彈簧剛度系數(shù)； c1為阻尼器阻尼系數(shù), z s表示座椅位移， zk 表示彈簧和阻尼器連接點(diǎn)的位移， z 0表示車底板位移其數(shù)學(xué)模型可以寫作：mzs k1(zs zk) 0 ( 4)k1(zs zk) c1(zk z0) ( 5)2.3 彈簧和減振器的串并連接這種連接稱作彈性連接模型， 因?yàn)閺椈珊蜏p振器間是彈性連接的。 它是由圓 柱形軟彈簧和液力 （粘性）減震器組

14、成。 本文由串聯(lián)模型提出了兩種復(fù)合型減振 座椅模型，在第四章中同樣運(yùn)用 MATLAB仿真技術(shù)進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化，通過多組數(shù)據(jù) 的仿真，得出各個(gè)系數(shù)對(duì)減振效果的影響。2.3- 1 復(fù)合型附加阻尼器在上時(shí)力學(xué)模型圖 2.3-1 復(fù)合式減振座椅力學(xué)模型 1圖中， m為減振座椅和司機(jī)質(zhì)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) , z s表示座椅位移， zk表 示彈簧和阻尼器連接點(diǎn)的位移， z0 為車底板位移。其數(shù)學(xué)模型可以寫作：mzs c(zs z0) k(zs z0) c1(zs zk) ( 6)c1(zs zk) k1(zk z0) (

15、7)2.3- 2 復(fù)合型附加彈性棒與坐墊連接時(shí)的力學(xué)模型圖 2.3-2 復(fù)合式減振座椅力學(xué)模型 2圖中， m為減振座椅和司機(jī)質(zhì)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) , z s表示座椅位移， zk表 示彈簧和阻尼器連接點(diǎn)的位移， z0 為車底板位移。其數(shù)學(xué)模型可以寫作：mzs c(zs z0) k(zs z0) k1(zs zk ) 0 ( 8)k1(zs zk ) c1(zk z0)( 9)3 基于 MATLAB的仿真分析3.1 并聯(lián)系統(tǒng)仿真分析對(duì)并聯(lián)型減振座椅模型進(jìn)行仿真，首先必須進(jìn)行方程式的轉(zhuǎn)換，令 zs=z1, 那 么

16、方程 (1) 可以寫成：mz1 c(z1 z0) k(z1 z0 ) 0 ( 10)運(yùn)用 MATLAB 仿真時(shí)，需要將上式寫成以下的方程組：z1 z2 ( 11)1z2c(z2 z0) k(z1 z0) ( 12)m在并聯(lián)型減振座椅模型中， 本文進(jìn)行仿真時(shí)， 我們先把彈簧剛度系數(shù)固定下 來，然后變化阻尼器的阻尼系數(shù)， 得到一組坐墊的位移在時(shí)間域上的輸出。 再取 另外一個(gè)彈簧剛度系數(shù)， 再依次變化阻尼器阻尼系數(shù)， 得到另外一組坐墊的位移 在時(shí)間域上的輸出。在進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化中，本文取了以下幾組數(shù)據(jù)。第一組 k=300N /m, c=10、20、30、50 N s/m圖 3.1-1 并聯(lián)式減振座椅仿真

17、結(jié)果 k=300 N s/m, c=10 N/m圖 3.1-2 并聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=300 N s/m, c=20 N/m圖 3.1-3 并聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=300 N s/m, c=30 N/m圖 3.1-4 并聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=300 N s/m, c=50 N/m第二組： k=500N / m , c=10、20、30、50N s/m圖 3.1-5 并聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=500 N s/m, c=10 N/m圖 3.1-6 并聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=500 N s/m, c=20 N/m圖 3.1-7 并聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=500 N s/m, c=

18、30 N/m圖 3.1-8 并聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=500 N s/m, c=50 N/m第三組： k=1000N / m , c=10、20、30、50N s/m圖 3.1-9 并聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=1000 N s/m, c=10 N /m圖 3.1-10 并聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=1000 N s/m, c=20 N/m圖 3.1-11 并聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=1000 N s/m, c=30 N/m圖 3.1-12 并聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=1000 N s/m, c=50 N/m第四組： k=3000N / m , c=10、20、30、50N s/m圖 3.1-1

19、3 并聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=5000 N s/m, c=10 N/m圖 3.1-14 并聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=5000 N s/m, c=20 N/m圖 3.1-15 并聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=5000 N s/m, c=30 N/m圖 3.1-16 并聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=5000 N s/m, c=50 N/m從上面四組數(shù)據(jù)和仿真圖，本文得出如下表的統(tǒng)計(jì)結(jié)果：表-1圖號(hào)剛度系數(shù) k n/m阻尼系數(shù) c ns/m衰減時(shí)間 t s穩(wěn)態(tài)振幅 A cm3.1-1300108013.1-220301.23.1-330181.63.1-450122.33.1-550010701.83.1

20、-6202723.1-730192.23.1-850122.53.1-91000106033.1-1020253.53.1-1130154.23.1-12501053.1-1330001060113.1-142025123.1-153018133.1-16501014從上表可以看出，當(dāng) k 一定時(shí)， c 越大衰減時(shí)間越短，穩(wěn)態(tài)振幅稍有增加； c 一定時(shí)， k 值越大，穩(wěn)態(tài)振幅越大，衰減時(shí)間稍有變化； k=3000 后穩(wěn)態(tài)振幅太 大，所以為了取得更好的減振效果，我們?nèi)≥^小的 k，取較大的 c，綜合各組數(shù) 據(jù)，我們?nèi)?k=300或500,c=20 或 30時(shí)，減振座椅有理想的減振效果。3.2 串聯(lián)

21、系統(tǒng)仿真分析3.2-1 對(duì)串聯(lián)聯(lián)型減振座椅模型進(jìn)行仿真， 首先必須進(jìn)行方程式的轉(zhuǎn)換， 令 zs=z1, zk=z2, 那么方程 (2)和(3)可以寫成：mz1 c1(z1 z2) 0 ( 13)c1(z1 z2) k1(z2 z0) ( 14)運(yùn)用MATLAB 仿真時(shí)，令 z1 z3,那么方程(13) 和(14)需要寫成：z1 z3 ( 15)1z2 z3(z2 z0) ( 16)c1z3(z2 z0)m( 17)在仿真時(shí)，我們先取某個(gè)彈簧剛度系數(shù) k，然后阻尼系數(shù) c 依次取 10、20、 30、50N s/ m ，得到一組坐墊位移在時(shí)間域上的輸出。再取另外一個(gè)彈簧剛度 系數(shù) k，阻尼系數(shù)

22、c 依次取 10、20、30、50 N s/ m得到另外一組坐墊位移在時(shí) 間域上的輸出。第一組： k=300 N /m, c=10、 20、30、50 N s/m圖 3.2-1 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k 1=300 N s/m, c 1=10N /m圖 3.2-2 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k 1=300 N s/m, c 1=20N /m圖 3.2-3 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k 1=300 N s/m, c 1=30N /m第二組：圖 3.2-5 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k 1=500 N s/m, c 1=10N /m圖 3.2-4 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k 1=300 N s/m,

23、c 1=50N /m k=500N / m , c=10、 20、30、 50 N s/m圖 3.2-7 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k 1=500 N s/m, c 1=30N /m圖 3.2-6 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k 1=500 N s/m, c 1=20N /m圖 3.2-8 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k 1=500 N s/m, c 1=50N /m第三組： k=1000N / m , c=10、20、30、50N s/m圖 3.2-9 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=1000 N s/m , c=10 N /m圖 3.2-10 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=1000 N s/m, c=20

24、 N/m圖 3.2-11 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=1000 N s/m, c=30 N/m圖 3.2-12 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=1000 N s/m, c=50 N/m第四組： k=3000N / m , c=10、20、30、50N s/m圖 3.2-13 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=3000 N s/m, c=10 N/m圖 3.2-14 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=3000 N s/m, c=20 N/m圖 3.2-15 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=3000 N s/m, c=30 N/m圖 3.2-16 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=3000 N s/m, c=50 N/m根

25、據(jù)以上的幾組仿真結(jié)果，我們可以得到以下的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)：表2圖號(hào)剛度系數(shù) k1N/m阻尼系數(shù) c1 N s/m衰減時(shí)間 t t穩(wěn)態(tài)振幅 A cm3.2-110110.43.2-23002080.73.2-33060.93.2-45041.03.2-510120.53.2-65002080.93.2-73061.23.2-85041.43.2-910120.53.2-1010002081.03.2-113061.43.2-125042.03.2-1310120.53.2-1430002081.03.2-153061.63.2-165042.4從上表可以看出，當(dāng) k 一定時(shí)， c 越大衰減時(shí)間越短，穩(wěn)態(tài)

26、振幅稍有增加； c 一定時(shí)， k 值越大，穩(wěn)態(tài)振幅稍有增加，衰減時(shí)間基本不變；為了取得更好的 減振效果，我們?nèi)≥^大的 c，取較小的 k。但是當(dāng)激勵(lì)振幅為 20cm時(shí)，穩(wěn)態(tài)振幅 都穩(wěn)定在 10cm上下，所以這種模型不適合被座椅生產(chǎn)選用。3.2-2 串聯(lián)型減振座椅模型仿真時(shí)， 首先對(duì)方程 (4) 和(5) 進(jìn)行如下變換：令 zs=z1, zk=z2, 那么方程 (4) 和 (5) 可以寫成：mz1 k1(z1 z2 ) 0 ( 17)k1(z1 z2) c1(z2 z0) ( 18)運(yùn)用 MATLAB仿真時(shí)，需要將上式寫成以下的方程組：z1 z3 ( 19)z2 k1 (z1 z2) z0 ( 2

27、0)c1k1z31(z1 z2) ( 21)m在此種串聯(lián)型仿真時(shí)，我們同樣先取彈簧剛度系數(shù) k 一定，然后阻尼系數(shù) c 依次取 10、20、30、50N s/m ，得到一組坐墊位移在時(shí)間域上的輸出。然后再 取另外一個(gè)彈簧剛度系數(shù) k，在這個(gè)剛度系數(shù) k 下再次變換阻尼系數(shù) c，依次取 10、20、30、50 N s/ m得到另外一組坐墊位移在時(shí)間域上的輸出。這樣我們?cè)?取四組數(shù)據(jù)后，得到詳實(shí)的數(shù)據(jù)結(jié)果，以期得到準(zhǔn)確的規(guī)律。 第一組： k=300N / m , c=10、20、30、50N s/m圖 3.2-17 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=300 N s/m, c=10 N/m圖 3.2-18

28、 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=300 N s/m, c=20 N/m圖 3.2-19 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=300 N s/m, c=30 N/m圖 3.2-20 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=300 N s/m, c=50 N/m第二組： k=500N / m , c=10、20、30、50N s/m圖 3.2-21 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=500 N s/m , c=10 N/m圖 3.2-22 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=500 N s/m , c=20 N/m圖 3.2-23 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=500 N s/m , c=30 N/m圖 3.2-24 串聯(lián)式減振座椅仿

29、真結(jié)果 k=500 N s/m , c=50 N/m第三組： k=1000N / m , c=10、20、30、50N s/m圖 3.2-25 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=1000 N s/m, c=10 N/m圖 3.2-26 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=1000 N s/m, c=20 N/m圖 3.2-27 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=1000 N s/m, c=30 N/m圖 3.2-28 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=1000 N s/m, c=50 N/m第四組： k=3000N / m , c=10、20、30、50N s/m圖 3.2-29 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=3000

30、N s/m, c=10 N/m圖 3.2-30 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=3000 N s/m, c=20 N/m圖 3.2-31 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=3000 N s/m, c=30 N/m圖 3.2-32 串聯(lián)式減振座椅仿真結(jié)果 k=3000 N s/m, c=50 N/m從以上幾組數(shù)據(jù)得到的仿真結(jié)果，得出下面圖標(biāo)中的數(shù)據(jù)：表3圖號(hào)剛度系數(shù) k1 N/m阻尼系數(shù) c1N s/m衰減時(shí)間 t s穩(wěn)態(tài)振幅 A cm3.2-1730010300.33.2-1820150.63.2-1930100.83.2-2050513.2-2150010350.33.2-2220150.73.2-2

31、3301013.2-245051.43.2-25100010350.33.2-2620150.83.2-2730101.73.2-2850523.2-29300010350.53.2-3020151.13.2-3130101.83.2-325052.5從上圖可以看出，當(dāng) k 一定時(shí)， c 越大衰減時(shí)間越短，穩(wěn)態(tài)振幅稍有增加； c 一定時(shí)， k 值越大，穩(wěn)態(tài)振幅稍有增加，在剛度系數(shù)低于 1000n/m 時(shí)，剛度系 數(shù)對(duì)穩(wěn)態(tài)振幅基本沒有影響， 衰減時(shí)間基本不變； 為了取得更好的減振效果， 我 們?nèi)≥^大的 c，取較小的 k。當(dāng)激勵(lì)的振幅為 20cm 時(shí)，穩(wěn)態(tài)振幅都穩(wěn)定在 0cm 上下，所以這種模型比

32、 cc 型具有更好的減振效果。3.3 復(fù)合型減振座椅模型 鑒于前面所述串聯(lián)型減振座椅較傳統(tǒng)的串聯(lián)型減振座椅具有更好的減振效 果，它不僅比后者能更快的使坐墊振動(dòng)趨于穩(wěn)態(tài)， 而且可以使振幅衰減到更低， 使駕乘人員感覺更舒適。 本文提出了復(fù)合型減振座椅模型 （即在傳統(tǒng)的串聯(lián)型減 振座椅中增加附加彈性棒 k1 和阻尼器 c1），在接下來的分析中，將選取多組數(shù)據(jù) 綜合比較復(fù)合型減振座椅，對(duì)彈簧的剛度系數(shù)和阻尼器的阻尼系數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。3.3-1 對(duì)復(fù)合型減振座椅數(shù)學(xué)模型進(jìn)行仿真時(shí)，必須對(duì)方程（ 6）（7）進(jìn)行如下 變換：令 zs=z1, z k=z2, 那么（ 6）（7）可以寫成：mz1 c（z1 z0）

33、k（z1 z0） c1（z1 z2） 0 （ 22）c1(z1 z2) k1(z2 z0) ( 23)運(yùn)用 MATLAB仿真時(shí)，需要將上式寫成以下的方程組：z1 z3 ( 24)k1z2 z3(z2 z0) ( 25)c1z3c(z3 z0) k(z1 z0) k1(z2 z0 ) ( 26)m鑒于前面串聯(lián)和串聯(lián)模型仿真得到的規(guī)律，為了使座椅具有更好的減振效 果，應(yīng)該取較大的阻尼系數(shù)，取較小的彈簧剛度系數(shù)，所以在 fc 型仿真中本文 只選了較典型的幾組數(shù)據(jù)，在表 -3 中有詳細(xì)的說明。在復(fù)合模型 fc 的仿真時(shí)，我們先取主彈簧剛度系數(shù) k=300 N / m和主阻尼系 數(shù) c=20N s/m一

34、定，然后固定附加彈簧系數(shù) k1=300 N / m ，只把附加阻尼系數(shù) c1依次取為 20、30N s/m ，得到一組坐墊位移在時(shí)間域上的輸出；改變附加彈 簧剛度系數(shù) k1=500N/m, 把 c1依次取為 20、 30 N s/ m ，得到另外一組坐墊位 移在時(shí)間域上的輸出。這樣主彈簧剛度系數(shù) k依次取 300、500 N / m，主阻尼系 數(shù) c 依次取 20、30 N s / m ，附加彈簧剛度系數(shù) k1也依次取 300、500N/m，主 阻尼系數(shù) c1也依次取 20、30 N s/ m ，這樣共有 16 組數(shù)據(jù)，這樣取值可以更準(zhǔn) 確的反映模型的減振性能。仿真結(jié)果如下： 本文仿真結(jié)果中

35、k 的單位均為 N/m，c 的單位均為 N s/m ，以下各節(jié)相同。復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-1 k=300 c=20 k1=300 c 1=20復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-2 k=300 c=20 k1=300 c 1=30復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-3 k=300 c=20 k1=500 c 1=20復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-4 k=300 c=20 k1=500 c 1=30復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-5 k=300 c=30 k1=300 c 1=201=300 c 1=30復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-6 k=300 c=30 k復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-7 k=300 c=30 k1=500 c 1=20

36、復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-8 k=300 c=30 k1=500 c 1=30復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-9 k=500 c=20 k1=300 c 1=20復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-10 k=500 c=20 k1=300 c 1=30復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-11 k=500 c=20 k1=500 c 1=201=500 c 1=30復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-12 k=500 c=20 k復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-13 k=500 c=30 k1=300 c 1=20復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-14 k=500 c=30 k1=300 c 1=30復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-15 k=500 c=30 k1=

37、500 c 1=20復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-16 k=500 c=30 k1=500 c 1=30表4圖號(hào)主彈簧 k(n/m)主阻尼 c(ns/m)附加彈簧 k1 (n/m)附加阻尼 c1 (ns/m)衰減時(shí)間 t(s)穩(wěn)態(tài)振幅 A (cm)3.3-130020131.63.3-22030121.93.3-350020141.43.3-430030121.73.3-530020111.73.3-6303092.03.3-750020121.83.3-830102.13.3-930020142.23.3-102030112.43.3-1150020142.23.3-1250030112.43.3

38、-1330020112.43.3-14303092.83.3-1550020112.43.3-163092.8通過上面的結(jié)果可以看出，在其他參數(shù)確定的情況下，附加阻尼系數(shù)增加， 振動(dòng)衰減到穩(wěn)態(tài)的時(shí)間變小， 穩(wěn)態(tài)振幅稍有增大； 在其他參數(shù)確定的情況下， 改 變附加彈簧剛度系數(shù)， 振動(dòng)衰減到穩(wěn)態(tài)的時(shí)間和穩(wěn)態(tài)振幅變化很微小。 所以附加 彈簧剛度系數(shù)對(duì)減振效果的影響不大， 而附加阻尼系數(shù)的改變可以改變振動(dòng)衰減 到穩(wěn)態(tài)的時(shí)間和穩(wěn)態(tài)振幅的大小。其他系數(shù)固定， 改變主阻尼系數(shù)， 可以看出衰減到穩(wěn)態(tài)的時(shí)間變小， 而穩(wěn)態(tài) 振幅稍變大， 我們還可以看出在其他系數(shù)固定的情況下， 當(dāng)主阻尼系數(shù)和附加阻 尼系數(shù)改變相同

39、大小時(shí)，對(duì)衰減到穩(wěn)態(tài)的時(shí)間和穩(wěn)態(tài)幅值的影響是基本一致的。其他系數(shù)固定， 增大主彈簧剛度系數(shù)， 衰減到穩(wěn)態(tài)的時(shí)間變化不大， 而穩(wěn)態(tài) 幅值增加明顯。在主彈簧剛度系數(shù)和附加彈簧剛度系數(shù)變動(dòng)幅度一樣的情況下， 改變主彈簧剛度系數(shù)時(shí)對(duì)穩(wěn)態(tài)幅值的影響更加顯著， 而改變附加剛度系數(shù)對(duì)二者 的影響很微小。 所以為了達(dá)到更好的減振效果， 主彈簧系數(shù)盡可能取較小值， 而 附加彈簧剛度系數(shù)可以適當(dāng)?shù)淖儎?dòng)，其選擇相對(duì)寬松。綜上所述，適當(dāng)加大主阻尼系數(shù)或者附加阻尼系數(shù)， 或者兩者都適當(dāng)取大時(shí)， 可以使衰減到穩(wěn)態(tài)的時(shí)間變短； 適當(dāng)取小主彈簧剛度系數(shù)可以有效地降低穩(wěn)態(tài)振幅，而附加彈簧剛度系數(shù)可以在較寬地范圍內(nèi)選取。3.3-

40、2 附加裝置中附加彈性棒在上時(shí) , 進(jìn)行仿真需要對(duì)方程 (8) 和 (9) 進(jìn)行變換： 令 zs=z1, z k=z2, 那么上式可以寫成：mz1 c(z1 z0) k(z1 z0) k1(z1 z2) 0 ( 27)k1(z1 z2) c1(z2 z0) ( 28)運(yùn)用 MATLAB仿真時(shí)，需要將上式寫成以下的方程組：z1 z3 ( 29)z2 k1(z1 z2) z0 ( 30)c11z3c(z3 z0) k(z1 z0) k1(z1 z2 ) ( 31)m在 fk 型減振模型的仿真中， 跟在 fc 型仿真中一樣本文只選了較典型的幾組 數(shù)據(jù)，在表 -5 中有詳細(xì)的說明。在復(fù)合模型 fk 的

41、仿真時(shí)，我們同樣先取主彈簧剛度系數(shù) k=300n/m 和主阻尼 系數(shù) c=20ns/m 一定，然后固定附加彈簧系數(shù) k1=300，只把附加阻尼系數(shù) c1 依次 取為 20、30ns/m，得到一組坐墊位移在時(shí)間域上的輸出；改變附加彈簧剛度系 數(shù) k1=500, 把 c1 依次取為 20、30ns/m，得到另外一組坐墊位移在時(shí)間域上的輸 出。這樣主彈簧剛度系數(shù) k 依次取 300、500n/m，主阻尼系數(shù) c 依次取 20、30ns/m， 附加彈簧剛度系數(shù) k1 也依次取 300、500n/m，主阻尼系數(shù) c1 也依次取 20、30ns/m， 這樣共有 16 組數(shù)據(jù)，這樣取值可以更準(zhǔn)確的反映模型的

42、減振性能。仿真圖如下： 本文仿真結(jié)果中 k 的單位均為 N/m，c 的單位均為 N s/m ，以下各節(jié)相同。復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-17 k=300, c=20, k1=300, c 1=20復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-18 k=300, c=20, k1=300, c 1=30復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-19 k=300, c=20, k1=500, c 1=20復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-20 k=300, c=20, k1=500, c 1=30復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-21 k=300, c=30, k1=300, c 1=20復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-22 k=300, c=30, k1=300, c 1=30復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-23 k=300, c=30, k1=500, c 1=20復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-24 k=300, c=30, k1=500, c 1=30復(fù)合型仿真結(jié)果 3.3-25 k=500, c=20,