何澤夏02008102畢業(yè)設計開題報告

畢業(yè)設計（論文）開題報告機械工程學院機械工程及自動化專業(yè)設計（論文）題目挖掘機駕駛室座椅的負剛度隔振設計學生姓名何澤夏 學號02008102指導教師 張建潤 顧問教師 孫小娟 2012年03月09日論文題目 挖掘機駕駛室座椅的負剛度隔振設計一、 選題背景和意義：工程機械一般行駛于無路和少路條件，作業(yè)的場地條件較差。駕駛室設計是工程機械設計中的重要部分，其舒適性一直倍受關注，因為直接關系駕駛員的安全、效率、舒適和健康。于是，提高車輛減振效果是提高車輛動態(tài)舒適性的重要環(huán)節(jié)。車輛振動系統(tǒng)主要由輪胎，汽車懸架和座椅三個減振環(huán)節(jié)，少部分車輛同時使用駕駛室懸置。降低輪胎氣壓，減少輪胎垂直高度雖然有利于提高汽車的平順性，但輪胎氣壓受到汽車承載能力的限制不允許有太大變化，另外輪胎氣壓的降低會增加輪胎的變形，影響其使用壽命。降低懸架剛度，增加阻尼，有利于提高汽車的平順性，但是懸架剛度的改變會影響汽車操縱穩(wěn)定性和制動性，而這些性能對懸架參數(shù)的要求往往是相互矛盾的，改動余地很小。值得說明的是，對于工程車輛而言，工作環(huán)境惡劣，在其行進或作業(yè)過程中會產生強烈的振動，而且由于承載能力要求和結構上的限制，更加局限了懸架等減振的效果，因此座椅的減振更為重要。此外，就座椅本身而言，其為外部環(huán)境與人體最后的直接接觸，其承載著人體的重量，緩解由路面不平傳遞給人的沖擊以及隨之而來的振動、發(fā)動機引起的振動等等。直接關系到駕駛員的工作條件。對于高檔轎車、客車以及長期行駛于路況較好路面上的車輛，由于其底盤懸架的減振效果已經相當優(yōu)良，故對其座椅懸架系統(tǒng)的要求不高。目前國內外對駕駛員座椅懸架系統(tǒng)的研究較多的是針對農用車輛及工程機械進行的。挖掘機作為最常見的工程機械之一，廣泛地應用于各種土方施工中，同時挖掘機幾乎完成工程施工中60%的土方石量。從20世紀后期開始，國際上挖掘機的生產向大型化、微型化、多功能化、專用化和自動化的方向發(fā)展。同時提倡以人為本，加強對駕駛員的勞動保護，改善駕駛員的勞動條件，根據(jù)人機工程學原理進行挖掘機用專業(yè)駕駛室設計。而駕駛座椅作為其中重要的環(huán)節(jié)之一，保證其良好的舒適性和駕駛安全性也是挖掘機的重要發(fā)展方向。座椅減振兀件從控制方面可以分為主動控制、半主動控制和被動控制。其中被動控制又可為線性和非線性。線性振動是指彈性恢復力與運動參數(shù)（位移、速度）成線性關系，否則成為非線性振動。傳統(tǒng)的線性被動控制減振元件結構鋼簡單，成本低，但隔振頻帶窄，自適應性差；新型的主動、半主動控制減振元件隔振效果好，但耗能大，可靠性不高。而非線性被動隔振元件，它既能克服主動控制元件耗能大的缺點，又能改善彈簧的自適應性，彈簧可以根據(jù)振動特性設計，呈非線性。負剛度結構并聯(lián)彈簧減振機構作為一種新興的非線性隔振元件，具有很多優(yōu)先，可以顯著提高隔振效果，特別是低頻隔振效果更好。本文基于正負剛度結構的隔振設計，對于行駛環(huán)境差的挖掘機減振具有重要意義。課題關鍵問題及難點：對負剛度、負剛度結構的理解。提出合理的含負剛度座椅結構，對含負剛度座椅結構進行理論分析。對MATLAB的學習和應用，并使用MATLAB解微分方程并繪制圖表建立挖掘機座椅負剛度結構的力學模型。對繪圖軟件（UG、SW、ProE三選一）和動力學仿真軟件ADAMS的學習和應用。使用ADAMS對設計的結構進行動力學分析。三、 文獻綜述（或調研報告）：（4000字以上）工程車輛的減振1.1工程車輛的減振途徑為了改善駕駛員的乘坐環(huán)境，國際標準化組織自1974年制定了國際標準ISO2631《人體承受全身振動的評價指南》后，又相繼制定了一系列針對農用車輛和土方機械等的標準，如IS05008-1979《農業(yè)輪式拖拉機-駕駛員座椅-傳遞振動的測量》、ISO7096-1982《土方機械-司機座椅-振動的傳遞》等，這些標準對駕駛員所承受振動的測量方法和評價體系做出了具體的規(guī)定。為了滿足上述標準中對工程車輛乘坐舒適性提出的要求，改善駕駛員的乘坐環(huán)境，人們一直在嘗試從車輛的輪胎、底盤懸架、發(fā)動機懸置、駕駛室懸置和座椅等各個環(huán)節(jié)尋找解決問題的方案。圖1車輛懸架系統(tǒng)的可能位置⑴研究發(fā)現(xiàn)，降低輪胎氣壓，減小輪胎的垂直剛度對提高車輛的乘坐舒適性具有一定的作用。但綜合考慮其他因素，這種辦法在實際中并不可?。阂驗檩喬サ臍鈮旱慕档蜁龃筝喬サ淖冃危瑢е螺喬L動阻力的增加，在輪胎內部產生大量的熱量，從而降低輪胎的使用壽命⑵。采用發(fā)動機懸置對工程車輛乘坐舒適性的改善效果也不顯著。對工程車輛的駕駛員來說,振動主要來自粗糙地面引起的低頻大幅振動，而不是發(fā)動機的高頻振動。理論分析和工程實踐表明，對這些載重量大、作業(yè)和行駛于惡劣環(huán)境中的工程車輛來說,提高其乘坐舒適性的最可行方法是在底盤、駕駛室或座椅上安裝彈性懸架。1.2挖掘機發(fā)展趨勢及座椅減振的必要性。挖掘機為常見的工程機械之一，如圖2、3所示。其可根據(jù)操作者意愿按照一定順序間隙地或連續(xù)地進行挖掘、裝車和平整地面等一系列作業(yè)，在各種土方施工中廣泛應用。圖2輪式挖掘機圖3履帶式挖掘機挖掘機技術含量相對較高,近年來中國挖掘機市場的競爭主要在日美與韓國企業(yè)間開展。國內挖掘機大都應用外國液壓系統(tǒng)，自制結構、外觀件，其他國內外配套，各企業(yè)特點各異。國內挖掘機隨著近幾年的跟隨發(fā)展，產品技術正日趨穩(wěn)定。挖掘機企業(yè)開發(fā)節(jié)奏時刻也沒停止過，現(xiàn)在開發(fā)節(jié)奏明顯加快，各公司新品種不斷推出，隨著技術進步和市場要求的發(fā)展，產品型號也在更新改進，幾乎每年都有新機型的出現(xiàn)。其具體提高不僅僅體現(xiàn)在高作業(yè)率、高耐久性、性能保養(yǎng)維護方便、先進的液壓系統(tǒng)等方面。良好的舒適性及安全性保障也是挖掘機發(fā)展的重要方向。根據(jù)人機工程學原理進行挖掘機用專業(yè)駕駛室設計，注重其寬敞舒適、視野廣闊、進出方便、隔熱隔噪、安全減振等要求，永遠是挖掘機開發(fā)研究的一個方向。某些企業(yè)把擴大駕駛室操作空間作為一項顯著特點推介，很多企業(yè)將駕駛室安裝在硅油橡膠基座上，既減小了駕駛室的振動，又可使操作人員免受作業(yè)場地艱苦環(huán)境的影響。進行與駕駛室相配套的內部附件優(yōu)化選擇安裝，室內裝有帶高靠背、可操縱扶手的可調懸浮座椅，某些機型還應用了全自動空調、安裝位置鮮明的監(jiān)控器、易調整、易操作的開關盤和操縱桿方便操作。從而創(chuàng)造舒適宜人的操作空間，大大減輕了工作疲勞。根據(jù)用戶需求，可選擇防傾翻、防落物功能的鋼制駕駛棚和駕駛室等，有利于事故發(fā)生時減少對駕駛員的傷害。先進的液壓系統(tǒng)及其控制加強對駕駛員的勞動保護，改善駕駛員的勞動條件。液壓挖掘機采用帶有墜物保護結構和傾翻保護結構的駕駛室，安裝可調節(jié)的彈性座椅，用隔音措施降低噪聲干擾⑶。乘坐舒適性2.1振動環(huán)境對駕駛員及其操作的影響駕駛室的主要振源是路面的低頻激振和發(fā)動機不平衡慣性力中的中、高頻激振，駕駛員受到各種類型振動、沖擊，長時間在這種振動環(huán)境下工作，是產生身體不適甚至引發(fā)疾病的主要原因之一，如腰部疾病、胃病等，從而使工作效率下降，甚至導致錯誤操作而引發(fā)事故。從人體振動傳遞看，人體是一個復雜的共振系統(tǒng)，表1[4]列出了人體各器官和系統(tǒng)的共振頻率，當人體某一部位的固有頻率接近或等于所承受的振動頻率時，就會使這一部位產生共振，增大生理效應。在正常重力環(huán)境中，人體生理效應對于垂直方向4Hz-8Hz的振動能量傳遞率最大，稱為人體的第一共振峰，對10Hz-12Hz的振動頻率出現(xiàn)第二共振峰，生理效應僅次于第一共振峰，所以人體尤其對10Hz以下的低頻振動非常敏感。表1⑶人體及各部位、系統(tǒng)的固有頻率項目固有頻率(Hz)項目固有頻率(Hz)人體垂直振動4-8神經系統(tǒng)250人體水平振動(前后，左右)1-2胸腹系統(tǒng)3-4頭與頸部垂直方向20-30手臂系統(tǒng)2-5頭與頸部水平方向1.5-2.0軀干系統(tǒng)垂直方向4-5眼球18-50軀干系統(tǒng)水平方向1.5-2.0竇腔與鼻腔1000-1500脊柱垂直方向4-6心臟4-6平衡器官0.5-1.3胃2-3骨盆垂直方向4-6腎6-8骨盆水平方向1.5-2.0除了振動頻率，振動對人的影響主要決定于振動強度，一般用加速度有效值來度量。振動對人體的影響，因振幅或加速度的不同而表現(xiàn)出不同效應。振動頻率較高時，振幅起主要作用；振動頻率較低時，振動加速度起主要作用。人體在勻速運動狀態(tài)下無不適感覺，而處于變速運動狀態(tài)下，就會受到影響。變速運動對人體振動的影響以重力加速度g(g=9.8m/s2)為基準。此外，振動暴露時間也是一個非常重要的因素；試驗證明，對于同強度、同頻率的振動來說，振動的影響同振動暴露時間有關，短暫時間內可以容忍的振動，時間一長就很可能變成不能容忍。長期暴露在強振動環(huán)境下，人體的神經系統(tǒng)、心血管系統(tǒng)、骨骼系統(tǒng)和聽覺系統(tǒng)等方面都會發(fā)生病癥，同時也會引起人的心理反應。強振動對人的操作帶來的影響主要表現(xiàn)為視覺操作效率下降和操作動作精確性差。振動傳給人體，會使人手腳的穩(wěn)定性變差，操作動作精度差，而且振幅越大，其影響越大。在人-機系統(tǒng)中，起主導作用的是駕駛員視覺器官的視覺特性，包括視角、視力、視野、視距和視覺的運動規(guī)律等［5］。由表1知,眼球的固有頻率為18Hz-50Hz,若振動頻率在這個范圍時，就會引起眼球共振，視力下降；研究資料表明，振動頻率為10Hz-30Hz時，對視覺干擾最大［2］。駕駛員在操作過程中，中樞神經系統(tǒng)和視覺器官（眼睛）始終處于注意力集中的緊張狀態(tài)：不斷進行信息收集、分析、判斷、發(fā)出指令等處理過程。信息接收-分析-處理過程是引起眼睛疲勞和中樞神經系統(tǒng)疲勞的主要因素。同時，由于工程機械行駛工況的頻繁變換，執(zhí)行器官操作控制系統(tǒng)，引起局部肌肉疲勞。該過程既有精神做功，又有體力做功。隨著操作時間的延長，精神疲勞與肌肉疲勞程度隨之加重。2.2駕駛員-座椅界面設計對駕駛員-座椅界面設計時，首先應選擇合理舒適的駕駛姿勢，降低靜力學負荷及做功。正確的駕駛姿勢是保持脊柱正常生理彎曲，避免腰部彎曲或變形。進行座椅設計時應對座椅靠背、座椅減振、座面、座高、座深和椅面傾角等進行設計，盡量滿足大多數(shù)人，保證駕駛員最舒適的駕駛姿勢。駕駛員最舒適的駕駛姿勢如圖2⑷。座椅振動能量集中在10Hz以下的低頻，人體對這個范圍的振動非常敏感；0.5-5HZ的超低頻振動對人體健康和人的行為更加有害和危險［5］，因為大部分內臟器官的固有頻率在這個范圍內（如表1），容易產生共振。因此，在各種車輛的座椅、懸架等結構的隔振設計中，人們對低頻、尤其超低頻隔振更加感興趣。設計座椅時，應考慮減小座椅共振頻率，降低對人體最有影響的高頻區(qū)，降低共振時的振動傳遞率，更進一步設計時，應將路面-輪胎、懸架、座椅-人三者整體看作一個大動力學系統(tǒng)，尋求在各種路面隨機輸入情況下使駕駛員舒適的最優(yōu)結構；座椅的動態(tài)特性還應與其他減振系統(tǒng)相匹配，使人體處于更合適的振動環(huán)境。改善座椅表面的溫濕度特性，同樣對提高駕駛員的工作舒適性非常重要。座椅制造商正試圖提咼座椅材料的呼吸能力，如杜邦公司正對會呼吸的聚酯材料進行實驗，提咼這種材料的透氣性。而奔馳轎車采用主動通風式座椅，使人體與座椅接觸區(qū)保持適宜的溫濕度。圖4駕駛員最舒適的駕駛姿勢⑹座椅懸架減振發(fā)展及現(xiàn)狀最早的汽車座椅沒有專門的減振機構，只有在座椅上放一個坐墊。然后汽車舒適性受到廣泛關注后，剛性連接的駕駛座椅已經被具有彈性懸架結構的座椅所取代。因此，再進一步提高座椅動態(tài)舒適性的原則就是合理地選擇（或控制）彈性和阻尼參數(shù)，懸架的結構，進而避開人體最敏感頻段，同時盡可能吸收振動。3.1被動座椅懸架被動座椅懸架如圖4所示，其內部無能源供給裝置，其彈性和阻尼系數(shù)按經驗或優(yōu)化設計的方法確定，參數(shù)確定后不隨外部狀態(tài)而改變。被動座椅懸架的研究集中在懸架參數(shù)的測

定、分析、優(yōu)化等方面，而且以懸架彈性特性研究為主。已有研究包括對拖拉機、工程機械、圖4被動座椅懸架⑺貨車等車輛的被動做以懸架進行優(yōu)化設計、分析、測試和評價。把懸架剛度設計為非線性彈性特性以彌補線性特性的缺陷，增加適應能力。圖4被動座椅懸架⑺總體來講，被動座椅懸架通過設計成非線性彈性特性等方法，隔振效果有較大改進，且對工況適應能力有所提高，但是剛度和阻尼不能實現(xiàn)實時調節(jié)，其隔振效果還達不到最佳，因此座椅懸架研究逐漸轉向剛度和阻尼實時可調的半主動、主動座椅懸架。3.2半主動座椅懸架半主動懸架由可控的阻尼元件(減振器)和彈簧組成，其無動力源且通常只能調節(jié)阻尼力，如圖5所示。S.B.choi和j.h.choi等研究了基于電流變液(ER)阻尼器半主動座椅懸架，建立了阻尼器的賓漢姆模型并采用滑模控制方法，基于整車模型的仿真表明該座椅懸架具有較好的減振效果，但是電流變需要高壓電源(2-5kV),因此實際應用比較困難。磁流變液具有良好的可控性和力學性，和電流變液相比，其屈服強度高(50-100kpa)、驅動電壓低(2-25v)，因而具有極高的應用價值。基于磁流變的半主動懸架逐漸成為座椅研究的熱點。目前的半主動懸架具有只采用單一變阻尼的方法，采用剛度和阻尼聯(lián)合調節(jié)會更好，其實時性也有待進一步研究。圖5半主動座椅懸架⑺3.3主動座椅懸架主動座椅懸架可以采取兩種形式，一種是在被動懸架中附加一個產生可控制作用力的裝TK億感器土可控力發(fā)十黠置，如圖5所示。該裝置的執(zhí)行機構一般是液壓缸或電動滾珠絲杠等力發(fā)生器，其可根據(jù)路面狀況，借助控制算法實時調節(jié)懸架的剛度和阻尼，使其處于最佳減振狀態(tài)。另一種形式不用彈簧和固定阻尼，只米用可控力發(fā)生器連接。TK億感器土可控力發(fā)十黠主動座椅懸架通過力控制實現(xiàn)對彈性與阻尼的聯(lián)合調節(jié)，效果最好，但能耗大，成本高。非線性剛度被動懸架一一負剛度隔振技術4.1國內外負剛度研究現(xiàn)狀正負剛度并聯(lián)隔振作為一種非線性被動振動控制技術很早就被提出，其原理為在正剛度彈簧上并聯(lián)負剛度彈簧機構。正剛度彈簧作為承載彈簧，負剛度彈簧用于動態(tài)時抵消正剛度,從而使減振系統(tǒng)的總剛度減小，固有頻率降低。該機構結構簡單、價格低廉、可靠性高且適用面廣。但由于負剛度機構共尺寸設計時計算復雜，所以一直處于理論研究中，未得到廣泛應用，隨著計算機計算和仿真技術的發(fā)展，使計算和驗證更加簡便。近年來出現(xiàn)了連桿彈簧機構、倒立擺機構、歐拉壓桿機構等負剛度機構并得到了迅速的發(fā)展。目前，已廣泛應用于航空航天、空間微重力、引力波探測等領域。

早在1979年斯里蘭卡科倫坡大學的j.vanEijk就將負剛度用于板簧的機械設計中，以減小系統(tǒng)的總剛度⑻。1985年杭州電子工業(yè)學院的范元卿，顧培民研制出了一種正負剛度彈性元件并聯(lián)的減振裝置，該裝置利用正負剛度相消的原理，將正負剛度彈性元件并聯(lián)使用，其剛度可以做到任意低，而且還可以通過調節(jié)正負剛度彈性元件的預變形量，實現(xiàn)對減振裝置額定載荷能力的大幅度調整。從而為減振尤其是低頻及超低頻減振提供了有效的手段％20世紀末美國航空和航天局langley研究中心采用了這一技術為航天飛行器研制隔振器,使最低頻率達到10Hz以下，實現(xiàn)對振動與沖擊十分理想的隔離效果。利用正負彈簧并聯(lián)作為彈性元件的GDP型低頻隔振器和隔振與緩沖同時兼顧的GMH型隔振緩沖器也已應運而生。圖7負剛度彈簧結構問1989圖7負剛度彈簧結構問在此基礎上，設計了含負彈簧的等頻振動系統(tǒng)。負彈簧結構如圖7所示［⑹。2004年，哈爾濱工業(yè)大學的張建卓、董申研究了正負剛度并聯(lián)系統(tǒng)的力學及動態(tài)特性，分析了正負剛度并聯(lián)各鎮(zhèn)系統(tǒng)的阻尼特性，提出了歐拉壓桿等多種實現(xiàn)負剛度機構共的力學模型，首次研制了多自由度超低頻隔振平臺，其垂直振動方向固有頻率由原來的6Hz降低為0.75Hz，同時提高了系統(tǒng)產生內共振的頻率，實現(xiàn)了系統(tǒng)的超低頻寬頻帶振動隔離，取得了很好的效果⑴-⑵。2007年韓國的C.M.Lee和俄羅斯的V.N.Goverdovskiy基于薄殼理論共同研制了帶有負剛度的座椅隔振機構，并給出了理論推導和實驗驗證，取得了很好的效果［13］。該機構將桿狀薄殼彈簧均勻地繞一個中心周圍排列，以實現(xiàn)機構的負剛度，如圖8所示。在理論分析的基礎上研制了應用在汽車懸架及其座椅懸架的彈簧機構，如圖9所示。圖8基于薄殼理論的負剛度結構問0.1140.0570.00()圖8基于薄殼理論的負剛度結構問0.1140.0570.00()-0.057-0.114-0.1710.2280.171-23 -17.25 -5.75 0 5.75 11.5 17.25 23Angleofrotation,(deg)(kNm)圖9基于薄殼理論的負剛度實物圖及有限元分析［13］2008年英國的A.Carrella,M.J.Brennan,I.PWaters和K.Shin共同研制出一種高靜剛度-低運動剛度的隔振系統(tǒng)，并建立了數(shù)學模型，給出了理論分析和實驗驗證。它的原理也是通

過增加負剛度機構，降低振動頻率，提高隔振效果。該機構的剛度是非線性的，但在平衡點附近較小振動范圍內是可近似為線性的。該機構在正剛度彈簧的外端增加磁性裝置來實現(xiàn)負剛度。被隔振物體放在了兩根垂直正剛度彈簧的中間，然后在彈簧的另外兩端加上磁鐵裝置來實現(xiàn)負剛度。通過實驗可知，應用這種裝置可使系統(tǒng)的固有頻率從14hz降到7hz。其結構如圖10所示［14］。Uppermagnet /SmoothbarLowermagnetattachediothehoststructureLowermagnetattachediothehoststructurespringsCentralmagnetsofmass,m(isolatedtuass)圖10高靜剛度一低動剛度隔振系統(tǒng)MlInitialoosition'2012年韓國的ThanhDanhLe和KyoungKwanAhn正負彈簧并聯(lián)的基礎上設計出適用連桿一彈簧結構的駕駛座椅負剛度減振的座椅模型，其結構如圖11所示。其主要特點在于，有完整的理論基礎和實驗數(shù)據(jù)，為實際工程做鋪墊史-⑺。Initialoosition'圖11座椅隔振模型［⑸4.2實際生活中的負剛度現(xiàn)象及結構4.2.1金屬材料拉伸時的負剛度現(xiàn)象金屬材料拉伸時，在超過極限屈服強度二時，也會出現(xiàn)負剛度現(xiàn)象。其應力隨著應變的增加而減小，即是單位面積的力隨著單位長度的增加減小。此時，材料產生了負剛度特性，如圖8所示。

圖12金屬材料拉伸特性曲線4.2.2歐拉壓桿實現(xiàn)的負剛度特性。如圖9所示，AB為一受壓聯(lián)合作用的細長桿件，中點處受一橫向力F作用，兩端作用軸向力P。在AC和CB兩端內，繞曲軸的微分方程是(4-3)y-Pv(0<r<(I-d)曲W—氏((】一0<^<o(4-3)式中右端第二項既表示軸向力對彎曲變形的影響，如壓力P取絕對值，因為「負值，所以軸向壓力事實上增大了彎矩的數(shù)值。引入記號(4-4)求出在：汀￡:-:的范圍內，繞曲軸的方程式為vv=-^^sm(-kx)+7lx(4-5)求出在:「范圍內，繞曲軸的方程式為v=v=—啤竺礬抽仏口-Q)+警位一町(4-6)在特殊情況下，橫向力F作用于中點，；=「：，由式求得界面C處的撓度§為(4-7)令1.=.<：二則§可寫成(4-8)5=—2旦怙譏+竺=—止徉竺嚴)Pk 4P 4SZ7Xti3丿(4-8)則壓桿在C點處的剛度K為(4-9)式中， ，為軸向力P=0時桿在C點處的橫向剛度。對幾何參數(shù)確定的負剛度結構來說門是固定不變的，邛隨?變化而變化，若取門二】，二隨:變化曲線如圖10所示。圖14■'隨:?變化曲線由圖可知，由于軸向力P的作用，使桿在C點處的橫向剛度減小，在:工I二于二時出現(xiàn)負剛度。4.2.3水平彈簧受壓在豎直方向的負剛度特性在這里考慮時，該負剛度結構去除了支撐彈簧和阻尼器且忽略了隔振設備的重量，如圖9所示。圖15隔振結構示意圖該質量塊在力F的驅動下，從初始位置向下偏移x的位移。這樣導致水平彈簧被壓縮并產生豎直方向的回復力支撐質量塊。該隔振設備在豎直方向產生的虛功導出如下：f匚二Fft— 甘:(4-10)根據(jù)虛功原理，該方程變換成：丁匕打一：廠：工.二甘:? (4—11)其中1 - 水平彈簧力甘——桿件與水平方向的夾角 水平彈簧的原長-■——水平彈簧任意位置的長度在這里忽略滑塊的長度。在任意位置時，F(xiàn)由下式決定：(4-12)tun?)=(4-12)lh=lh=b一恥一（加d—尤尸(4-13)(4-14)將式（3）-（5）帶入（2）,該系統(tǒng)的回復力Fh導出如下：尸=2畸片=G ，—: 五 m+護如尸—刃（4-15）Ba1-Ch-Zn}:-xJ 冷!a2-口口三一債一乩尸一工） y將所有變量無因次化如下式（7）表達了無因次回復力與無因次位移的參數(shù)關系。圖3表達了表1中下一、下：各范圍內無因次力與變形的特性關系：其中 -r——無因次回復力■■■■——無因次位移jy：——無因次空間配置參數(shù)二——支撐彈簧的無因次初始偏移量a——桿長b——墻壁到質量塊的距離由此，無因次回復力能寫成：(4-16)(4-16)式（7）表達了（無因次）回復力與無因次位移的參數(shù)關系。圖11表達了表1中下」下：各范圍內（無因次）力與變形的特性關系。我們能夠從圖11中得到一些關于負剛度機構設計的啟示。當下「:：】時，回復力總是隨著位移增加而減少，如圖11（a）所示。在這種情況下的結構將具有負剛度特性，但是這個條件將不會在本設計模型的負剛度機構設計中考慮，其原因將在下一章詳細說明。當-三下「:：…二時，回復力在位置二和二分別存在最大和最小值。當物體位移在:之內，物體（無因次）回復力隨著物體（無因次）位移的增加而減少。而當超出該區(qū)域時，物體（無因次）回復力隨著物體（無因次）位移的增加而增加。即是講，在這種情況下，該結構的正負剛度特性取決于物體的位移。例如，當：二時，在位移域I的剛度為負，而在位移域II的剛度

為正，如圖12所示。當. 時，(無因次)回復力總是增加的。即是講，該剛度恒為正。因此，此種條件下不能作為負剛度結構。當下一上二時，此時的情況與--^2<丁湘似，該系統(tǒng)擁有一個負剛度區(qū)間，如圖11(b)所示。當7.<二,該系統(tǒng)始終擁有正剛度。LL⑴o」2crtcrta)-up-s.ua)LUQ.2

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o.2.0 2.4DiniensiunIessdisplacementx圖16[15]-1.2RegionII7J/agionl[1-1.2RegionII7J/agionl[111-0.20.0 d衛(wèi) 0.4 0.&0.S 1.0 T.2 1.4Dimensionl&ssdisplacementx圖17mnO-.4O-.8-O-.8O-.40ParameterCase1:匚fiarigeofthevalueofC^se2.：匚h^ngeofrhevalueof嘰0.75U2-_0.4_U6_O.S,1.0and1.20.92,1.0,1.0S,1.2,1.37,1.44,1.5and1.751.21'.6表2口5］主要參考文獻［1］徐曉美.基于磁力彈簧的非公路車輛駕駛員座椅懸架系統(tǒng)研究［D］：［博士學位論文］.南京：南京農業(yè)大學機械學院，2006J.Lines,M.StilesandR.Whyte.Wholebodyvibrationduringtractordriving[J].Journaloflowfrequencynoiseandvibration,1995(14);87-95李洪忠.淺析我國液壓挖掘機的發(fā)展[J].礦山機械,9(2005),36-38豆立新，龔烈航.礦山工程機械駕駛室動態(tài)舒適性理論及分析[J].礦山機械，3(1998),74-77［5］鄭艷玲.人機工程學在轎車駕駛室設計中的應用研究［D］.長春理工大學,2008,4丁玉蘭.人機工程學[M].北京：北京理工大學出版社,2005徐曉美.基于磁力彈簧的非公路車輛駕駛員座椅懸架系統(tǒng)研究[D]：[博士學位論文].南京：南京農業(yè)大學機械學院，2006J.vanEijk,J.F.Dijksman.Platespringmechanismwitheconstantnegativestiffness.MechanismandMachineTheory,1979,14(1):1-9范元卿，顧培民?正負剛度彈性元件并聯(lián)的減振裝置，CN8510917.1985.11.01彭獻，陳樹年，宋福磐?負剛度工作原理的初期探討?湖南大學學報，1992,19(4):89-94張建卓，李旦，董申，陳明君?歐拉壓桿在超低頻垂直隔振系統(tǒng)中的應用研究[J].機械強度，2004,26(3):237-241張建卓，李旦，董申，陳明君?精密儀器用超低頻非線性并聯(lián)隔振系統(tǒng)研究[J].中國機械工程，2004,15(1):69-71A.Carrella,M.J.Brennan,T.PWaters,K.ShinOnthedesignofahigh-static-low-dynamicstiffnessisolatorusinglinearmechanicalspringsandmagnets,JournalofSoundandVibration,2008,315:712-720C.-M.Lee,V.N.Goverdovskiy,A.I.Temnikov.Designofspringswith‘'negative''stiffnesstoimprovevehicledrivervibrationisolationJournalofSoundandVibration,2007,302:865-874LeTD,AhnKK.Avibrationisolationsysteminlowfrequencyexcitationregionusingnegativestiffn