隔振系統(tǒng)實驗臺總體方案設(shè)計

1、南通大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）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(yīng)用。8第二章 實驗臺總體方案設(shè)計。102.1 設(shè)計任務(wù)與目的。102.2 激振方案的選擇。10第三章 激振系統(tǒng)的設(shè)計。133.1 推桿的設(shè)計與校核。133.2 滑動軸承的設(shè)計與校核。133.3 滑塊與滑槽的設(shè)計與校核。143.4 滾動軸承,曲軸,滾針軸承的設(shè)計與校核。143.5 箱體的設(shè)計。17第四章 激振系統(tǒng)附件的設(shè)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

2、。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。226.1 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(shè)計小結(jié)。27參考文獻。28致謝。29英文資料。英文翻譯。附錄。前 言機械設(shè)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(jié)構(gòu)損壞及壽命降低的原因，同時，振動會導(dǎo)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(jié)構(gòu)的振動是產(chǎn)生結(jié)構(gòu)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

3、噪聲是構(gòu)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(dǎo)致疾病的發(fā)生，對人體造成危害，嚴(yán)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

4、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(shè)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?xí)霈F(xiàn)一些錯誤，希望讀者給予批評和指正。在此過程中，指導(dǎo)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(guān)心和指導(dǎo)，克服了許多的缺點、改正了許多錯誤。沒有他的幫助，本設(shè)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。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)(2Hz8Hz)阻止振源向人體的傳遞。本設(shè)計任務(wù)要設(shè)計出一套激振裝置，給予

5、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(yù)定的減振要求。推而廣之，本文所設(shè)計的激振裝置也可用于檢驗其它種類的隔振裝置。關(guān)鍵詞：振動，隔振，座椅，減振器Abstract:It is normal that there is the vibration in our daily lives everywhere. The vibration is prevented from vibration source to vibrate

6、d 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. Th

7、rough experimenting, the output amplitude was observed whether it is reduce in the frequency domain of 2Hz8Hz which is sensitivity to human body. If the result of experiment isnt met the ideal purpose, we can change either the spring stiffness or damp of seat or anti-vibration device, or change spri

8、ng 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第一章 隔振理論

9、1.1 振動 振動是自然界以及工程技術(shù)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(shè)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(dāng)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),

10、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(yán)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，即振動傳遞率為： (1-1)其中 式(1-1)中，為系統(tǒng)的固有頻率，為阻尼比，為被隔振物體的質(zhì)量、為隔振結(jié)構(gòu)的剛度、為隔振結(jié)構(gòu)的粘性阻尼系數(shù)。振動傳遞率的變化曲線如圖(1-1)所示。圖（1-1）振動傳遞率的變化曲線由圖(1-1)知只有當(dāng)時才有減振效果，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，以為分界線。諧振頻率在之間為振動傳遞特性曲線的增幅區(qū)

11、；諧振頻率大于為減振區(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(yīng)，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(guān)。一般地，相對阻尼比越大，隔振效果越好，但當(dāng)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?？?/p>

12、見對隔振系統(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(guān)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(jié)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(shè)計隔振系統(tǒng)。如滿足人體舒適性需要，則應(yīng)避開人體敏感性頻率的振動；如要滿足貨物的完整性，則應(yīng)考慮各頻率對其的損壞程度。對于要求有

13、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。（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(shè)計好它們之間的關(guān)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)的阻尼比關(guān)系不顯著。（4）一般地，相對阻尼比越大，隔振效果越好，但當(dāng)時阻尼大的系統(tǒng)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(shè)計減幅區(qū)域。（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，小阻尼情況下與系統(tǒng)的阻尼比關(guān)系不顯著；對于要求有特殊隔

14、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(yīng)用（在汽車上的應(yīng)用）現(xiàn)代汽車盡管有各種各樣的結(jié)構(gòu)，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(dǎo)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

15、，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(fù)雜的、多功能的、符合人體工程學(xué)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(dāng)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：ISO2631人體全身受振動評價標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。該標(biāo)準(zhǔn)將人體受振動影響的容許限度劃分為三個

16、準(zhǔn)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(yīng)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?biāo)準(zhǔn)，即以保存工作效率的“疲勞降低工作效率界限”為標(biāo)準(zhǔn)。 人體容許的振動感覺與振動的強度、頻率、方向、時間有關(guān)。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(guān)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(yīng)當(dāng)降低座椅在2 Hz6 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)

17、 8小時的座椅振動臨界范圍，如圖(1-2)。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 Hz8 Hz之間人體承受振動的能力最低、最敏感。 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 Hz20 Hz1，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，汽車座椅振動狀況及其評價標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)以在2 Hz8 Hz范圍內(nèi)的振動傳遞率和阻振(衰減振動)效果來考察。階數(shù)固有頻率Hz阻尼比%主振型頭胸腹1234.929.9213.0315.511

18、.415.922.4113.903.0137.02-21.717.9713.83-10.36-4.21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等感度曲線第二章 隔振系統(tǒng)實驗臺總體方案設(shè)計2.1 設(shè)計任務(wù)與目的2.1.1 實驗?zāi)康耐ㄟ^搭建實驗臺架，組建隔振能力檢測系統(tǒng)，設(shè)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(guān)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(shè)計提供有價值的建設(shè)性意見。2.1.2 設(shè)計目的座椅是作為客車的重要組成部分，直接關(guān)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

19、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(biāo)總加權(quán)加速度振級下降2 dB6 dB。本設(shè)計的主要目的是設(shè)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 Hz8 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)固有頻率與相對阻尼，所以對座椅動態(tài)舒適性的設(shè)計就轉(zhuǎn)化為對兩個動態(tài)參數(shù)的選擇。本設(shè)計主要是設(shè)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(yīng)信號

20、。通過試驗，調(diào)節(jié)相對阻尼和系統(tǒng)固有頻率，使人體敏感頻率范圍2 Hz8 Hz處于衰減區(qū)域。2.1.3 設(shè)計任務(wù)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(gòu)，設(shè)計機械部分（結(jié)構(gòu)）；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(jié)構(gòu)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(wù)是對系統(tǒng)進行激勵，測出其響應(yīng)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(dāng)系統(tǒng)達到穩(wěn)態(tài)時，其輸出與輸入的幅

21、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(yīng)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(yīng)用于一般大小的試件。3)隨機信號響應(yīng)法：隨機信號響應(yīng)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

22、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(yīng)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(shè)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，需要在不同頻率的情況下，對隔振系統(tǒng)進行激勵，當(dāng)輸入不同頻率的激

23、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(shè)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(gòu)的加速度的頻率特性，主要有如下三種機構(gòu): 分別如圖(2-1)圖(2-3)所示： 圖（2-1）推桿機構(gòu) 圖（2-2）滑塊機構(gòu) 圖（2-3）電動激振器 圖(2-1)中，凸輪機構(gòu)的推桿推程的運動方程式為： （2-1）凸輪機構(gòu)的推桿回程的運動方程式為： （2-2）式（2-1）式（2-2）中，h為凸輪的升程,推程角，為角速度。圖(2-2)中，滑塊機構(gòu)的推桿運動方程式為： （2-3）式（2-3）中：s為推桿的位移

24、，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： （2-4）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(gòu)的情況，凸輪機構(gòu)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(gòu)加工精度較高時，才能夠有標(biāo)準(zhǔn)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(biāo)準(zhǔn)的正弦波形，所以凸輪機構(gòu)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(jié)構(gòu)復(fù)雜，附屬設(shè)備多。動激

25、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(shè)計。滑塊機構(gòu)結(jié)構(gòu)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(shè)計比較簡單，且潤滑方式并不復(fù)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(gòu) 。第三章 激振系統(tǒng)的設(shè)計3.1推桿的設(shè)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，r為推桿的半徑。則： （3-1）式（3-1），F(xiàn)為正壓力，S為推桿的截面積

26、，取r=14mm，為壓應(yīng)力。KTZ70-2（可鍛鑄鐵）的=700 Mpa，選擇此材料是因為它有較高的耐磨性。 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(shè)計的時候，把推桿和振動平臺設(shè)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(dǎo)向支承作用的是滑動軸承。滑動軸承內(nèi)部設(shè)置兩個O型橡膠圈，起密封作用。滑動軸承與上機箱設(shè)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(shè)計與校核3.2.1計算滑動軸承的功耗值 軸

27、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：=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 <PV=15 MPa·m/s。表(3-1) ZCuSn10P1的許用值材料牌號Pp(MPa)Vp(

28、m/s)(PV)p（MP*m/s）最高工作溫度鑄錫青銅ZCuSn10P11510152803.2.2驗算滑動速度 =16=4.092m/s （3-3）式（3-3）中，V為推桿的速度，m/s；W為曲軸的角速度，rad/s；R為曲軸的半徑，m。查資料可知所選用的軸承材料ZCuSn10P1的許用速度V為10 m/s。所以，V=4 .092 m/s <V=10 m/s。3.2.3 潤滑方式的選擇根據(jù)K值確定軸承的潤滑方式K=3990P軸徑上的平均壓強（MPa）V軸徑的圓周速度（m/s）當(dāng)K1900時可用潤滑脂（可采用旋蓋式油杯）當(dāng)K>190016000時用潤滑油（可用針閥式注油油杯）當(dāng)K&

29、gt;1600030000時用飛濺式潤滑并用水或循環(huán)油冷卻）當(dāng)K>30000時必須用循環(huán)壓力潤滑故：本設(shè)計用針閥式注油油杯潤滑3.3滑塊與滑槽的設(shè)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?；瑝K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(gòu)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(shè)計與校核3.4.1 第一軸的設(shè)計與校核設(shè)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

30、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(jié)構(gòu)尺寸，亦即進行軸的機構(gòu)設(shè)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(yīng)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(shè)計中取h=0.085d2）求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和負(fù)載轉(zhuǎn)矩 （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、

31、V=WR=16××0.08=4.0192 m/s，得P=1.97 KW。由于人的敏感頻率為2Hz8Hz，所以曲軸的最高轉(zhuǎn)速定為480 r/min。負(fù)載轉(zhuǎn)矩M=F×曲柄半徑49000.06=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(yīng)力集中敏感性，容易制成復(fù)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： （3-5）式（3-5）中，P3為曲軸的傳遞功率，n3曲軸的轉(zhuǎn)速，A0為計算系數(shù)。表(3-2)為QT80-2強度的有關(guān)參數(shù)。由表（3-2）查得

32、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(guān)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QT80-2800480290250 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(yīng)，應(yīng)當(dāng)在選取軸徑的同時選取聯(lián)軸器的型號。4） 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)軸肩的定位h=0.08530=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。 初步選擇滾動軸承和滾針軸承 因軸承受徑向力的

33、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?；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。 確定曲軸的長度 根據(jù)箱體的設(shè)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(shè)計出來。 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(guān)系 單位mmd>1018>1830>3050>5080C或r0.811.22 表(3-3)為有關(guān)規(guī)范給出的軸段直徑與倒角或圓角的關(guān)系。由表(3-3)

34、查得軸段的倒角c為1.245°，圓角的半徑r為2 mm。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(jié)構(gòu)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

35、MC1數(shù) 據(jù)4900N6860002940006864000按彎扭合成校核曲軸的強度進行校核時，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)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)，mm3。已選定軸的材料為QT80-2（球墨鑄鐵），它的許用彎曲應(yīng)力為560 Mpa，故符合設(shè)計要求。3.4.2 第二軸的設(shè)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=0.08530=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

36、6006，其尺寸為。滑塊軸的半徑為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(shè)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1.245°，圓角的半徑為2mm。3.5箱體的設(shè)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

37、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(shè)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 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(shè)計采用的剖分式箱體。箱體的聯(lián)結(jié)處用螺栓和螺母聯(lián)結(jié)，中間加上紙墊。第四章 激振系統(tǒng)附件的設(shè)計4.1油塞放油孔應(yīng)設(shè)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(guān)規(guī)范，油塞的尺寸見表（4-1

38、），符號含義略。表（4-1） 油塞尺寸 單位mmdDeLlasd1H16261923123171724.2軸承蓋軸承外徑：D=45mm；螺釘直徑：d3=6mm；螺釘數(shù)：n=4。 設(shè)計軸承蓋的公式和計算結(jié)果為： 螺栓孔直徑：d0=d3+1，故：d0=4mm； 螺栓間距：D0=D+2.5d3，故：D0=73mm；軸承蓋直徑：D2=D0+2.5d3，故：D2=101mm； 軸承蓋壁厚：e=1.2d3，故：e=7.2mm； 軸承蓋擋肩內(nèi)徑：D4=D-，故：D4=37mm； 軸承蓋擋肩外徑：D6=D-2，故：D6=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

39、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(guān)。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(yīng)由機器工作運動參數(shù)計算決定。已知機構(gòu)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

40、·n/9550= 294·480/9550=14.8 KW2 電動機的輸出功率 考慮到傳動裝置的功率損耗，電動機的輸出功率為： （5-1） 式（5-1）中，為電動機的輸出功率，主動軸所需功率，為從電動機至工作機主動軸之間的總效率，即 （5-2） 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/（0.9550.9850.9925）=15.9KW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0.940.970.980.990.990.9953 確定電動機的額定功率根據(jù)

41、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(yīng)使額定功率稍大于。根據(jù)機械零件設(shè)計手冊，選擇直流電動機的類型為Z272型，具體數(shù)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17K W1500 r/min22 0 V90 A280 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(dāng)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(yīng)和換向元件中電流的去磁效應(yīng)對電動機運

42、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

43、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(shè)計要求將直流電動機的轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)在240 r/min480 r/min之間，也就是頻率在2Hz8Hz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6.1.1 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)，

44、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(guān)，它的任務(wù)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(guān)系到駕駛員的工作效率、安全、舒適與健康，因此，設(shè)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(shè)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

45、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(dāng)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(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。該標(biāo)準(zhǔn)將人體受振動影響的容許限度劃分為三個準(zhǔn)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(yīng)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?biāo)準(zhǔn)，即以保存工作效率的“疲勞降低工作效率界限”為標(biāo)準(zhǔn)。2)人體容許的振動感覺與振動的強度、頻率、方向、時間有關(guān)。根據(jù)試驗應(yīng)當(dāng)降低座椅在2 Hz6 Hz、振幅小于g/12范圍的振動傳遞

46、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 Hz8 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 Hz20 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(biāo)準(zhǔn)應(yīng)以2 Hz8 Hz范圍內(nèi)的振動傳遞率和阻振(衰減振動)效果來考察。6.1.2 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(yīng)當(dāng)針對人體敏感的2 Hz8 Hz振動頻率范圍，選擇并設(shè)計合適