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1、前言3摘要4第一章隔振理论一61.1 振动61.2 flOooooaeaoaeaeaeoeaeaoaeaeaeaeaoaoaoaaoeooaoaoaoooaoaooeoeaoaoaoooooooo61.3 隔振原理61.4 隔振装置性能的影响因素71.5 隔振理论在工程上的应用8第二章实验台总体方案设计102.1 设计任务与目的102.2 激振方案的选择10第三章激振系统的设计：133.1 推杆的设计与校核133.2 滑动轴承的设计与校核133.3 滑块与滑槽的设计与校核143.4 滚动轴承，曲轴,滚针轴承的设计与校核143.5 箱体的设计17第四章激振系统附件的设计194.1 油塞。194.
2、2 轴承盖194.3 视孔盖19第五章振动系统的动力选择。204.4 1FX利LDOOOOQOOOaooaoOaoO0OOOOOOO0OOOO0OOOOOO0OOOO0OOOOOOaoOOOOooooo0OO205.2 选择电动机的调速方法21第六章激振系统用于汽车部件振动的分析226.1 汽车座椅振动分析226.2 汽车减振器振动分析23第七章隔振系统测试与信号分析一257.1 传感器257.2 电荷放大器267.3 示波器，采集器与电子计算机26第八章设计小结27参考文献28致谢。29英文资料。英文翻译。附录前言机械设备在运转时将不可避免地产生振动，振动是造成工程结构损坏及寿命降低的原因，
3、同时.，振动会导致机器和仪器仪表的工作效率、工作质量和工作精度的降低；此外，机械结构的振动是产生结构振动辐射噪声的主要原因，如建筑机械、交通运输机械等产生的噪声是构成城市噪声的主要来源；振动对人体也会产生很大的危害，振动会引起人体内部器官的振动或共振，从而导致疾病的发生，对人体造成危害，严重时会影响人们的生命安全，因此振动是一种不可忽略的公害。随着经济的发展，高等级公路里程的增加，长途客流已成为我国公路运输的主要特征。在这一背景下，长距离（2000km以上）、长时间（20h以上）的驾驶作业已是平常。隔振装置在汽车上发挥着越来越重要的作用，如轮胎、弹簧钢板、减振器、座椅、气囊等等。这些装置缓和了
4、路面不平传给人体的冲击和衰减了由此引起的振动，也给驾驶员和乘员提供舒适、安全的乘座条件及工作条件。所以检测汽车的座椅和减振器是必要和必行的。本文考虑仅对于汽车座椅和减振器的隔振性能进行检测，通过改变其阻尼或刚度，或同时改变其阻尼和刚度，而使其舒适性得以改善。在设计的过程中，感到理论水平和写作能力都比较低，难免会有缺点，甚至会出现一些错误，希望读者给予批评和指正。在此过程中，指导教师给予了很大的支持和鼓励，并提出许多的宝贵意见，也给予了很大的关心和指导，克服了许多的缺点、改正了许多错误。没有他的帮助，本设计也达不到现在的水平。在此，向吴努教授表示衷心的感谢。摘要振动在日常生活中是到处可见的。隔振
5、是阻止振源向隔振物体的传递。汽车座椅或减振器的功能都是在人体的敏感频率范围内(2Hz8Hz)阻止振源向人体的传递。本设计任务要设计出一套激振装置，给予座椅或减振器以宽频范围的正弦激励，通过检测汽车座椅或减振器的输出振幅，观察其是否在人体敏感频率范围内处于减振状态。如果没有达到理想的减振效果，则通过改变座椅或减振器的刚度或阻尼，或同时改变其刚度及阻尼，以期达到预定的减振要求。推而广之，本文所设计的激振装置也可用于检验其它种类的隔振装置。关键词：振动，隔振，座椅，减振器Abstract:Itisnormalthatthereisthevibrationinourdailyliveseverywhe
6、re.Thevibrationispreventedfromvibrationsourcetovibratedobjectbytechnologyofvibrationinsulation.TheAutomobileseatandanti-vibrationdeviceareallbelongedtoakindsofanti-vibration.Thepaperaimsatdesigningasetofvibrationexcitingdevice,gettingoutputamplitudewhilegivingsinusoidexcitationtotheseatorvibrationis
7、olator.Throughexperimenting,theoutputamplitudewasobservedwhetheritisreduceinthefrequencydomainof2Hz8Hzwhichissensitivitytohumanbody.Iftheresultofexperimentisn,tmettheidealpurpose,wecanchangeeitherthespringstiffnessordampofseatoranti-vibrationdevice,orchangespringstiffnessanddampofseatoranti-vibratio
8、ndevicewiththeoutputamplitudewasobservedagain,untiltheidealpurposeisattained.Thissetofvibrationexcitingdevicemayalsobeusedfortheotheranti-vibrationdevices.Keywords:vibration,anti-vibration,seat,anti-vibrationdevice第一章隔振理论1.1 振动振动是自然界以及工程技术中普遍存在的自然现象。一方面，振动常常破坏机器的正常工作，加速机器的损坏，造成事故，也危害人体的健康；另一方面我们可以利用
9、隔振的原理，使消极的振动一面转变为积极的，有利于人身健康的一面。引起振动的原因很多。在长期的生活实践中，人们积累了丰富的宝贵经验，掌握了不少行之有效的减少和控制振动的方法。如减少扰动、采取有效的隔振措施等。本文将从隔振的角度出发，设计一种激振器，从而检验汽车驾驶座椅和减振器的隔振效果。1.2 隔振概念隔振是在振源和被隔振的物体之间的传递途径中插入适当量值的弹簧和阻尼，切断或阻止振动由振源向隔振物体传递。车辆振动是影响车辆性能的重要因数,这种振动不仅大大降低了车辆行使平顺性,也影响其操纵稳定性.车辆振动严重时,还影响其行使速度;同时车辆振动也是车内噪声的主要来源.研究隔振的原理,将大大的提高汽车
10、的舒适性和平稳性。1.3隔振原理对于二阶欠阻尼隔振系统，其幅频特性，即振动传递率|(口为:H(f)=i-()22+2()2(M)式(11)中，/0为系统的固有频率，4为阻尼比，山为被隔振物体的质量、攵为隔振结构的刚度、C为隔振结构的粘性阻尼系数。振动传递率I”(川的变化曲线如图(I-I)所示。.0 0 1110.(H)B 画sew 骗 图(IT)振动传递率HCn的变化曲线由图(IT)知只有当|，(川1时才有减振效果，|(川值越小，减振效果越好。振动传递率的大小是随信号频率的变化而变化的，以VIy0为分界线。谐振频率/在O同之间为振动传递特性曲线的增幅区；谐振频率大于后/。为减振区，只有在这个频
11、率区域内才具有减振效果。隔振系统的效果主要取决于两个特征参数：隔振系统的固有频率/和阻尼比g。这两个参数都需要通过计算和实验来调整。以某种激振方式给被测对象作用力，使之产生受迫振动，测量输入和输出，从而确定被测件的频率响应，然后进行模态分析，求得隔振系统的动态参数。1.4隔振装置性能的影响因素根据对二阶系统的振动传递率特性图(IT)的分析可知，隔振系统的隔振效能与隔振系统的弹簧刚度和阻尼系数密切相关。一般地，相对阻尼比cc0越大，隔振效果越好，但当0=痣时阻尼大的系统比阻尼小的振幅反而要小一些。因此在实际工作中要通盘考虑。系统固有频率的平方与刚度成反比，与质量成正比。可见对隔振系统的分析要综合
12、考虑激励、阻尼、刚度、质量这四个因数，以期获得最理想的隔振效果。然而这四个因数之间具有何种关系时隔振效果最佳呢？这可以通过隔振实验，固定四个因数中的三个因素，改变另外一个因素，考察隔振效果的改变来达到目的。根据前人总结的上述四因素对隔振效果的影响，可得以下几条规律：(1)激励频率fc(o,),增幅区，H1,不阻振；2y0,减幅区，Ht可以阻振。阻尼比增大可有效地抑制增幅区的共振现象，但同时却使减幅区的阻振效果下降。这一规律要求对激励频率充分了解的同时，要根据隔振的需要设计隔振系统。如满足人体舒适性需要，则应避开人体敏感性频率的振动；如要满足货物的完整性，则应考虑各频率对其的损坏程度。对于要求有
13、特殊隔振频率范围的装置，例如像汽车悬挂系统或载运工具仪表减振系统，它们的固有频率人要求很低，隔振区域要求较宽。(2)隔振系统固有频率的平方与刚度成反比，与质量成正比。因此要得到理想的隔振系统频率就必须设计好它们之间的关系。(3)线性隔振系统隔振作用域及其效果几乎依赖于系统的固有频率/0,与系统的阻尼比4关系不显著。（4）一般地，相对阻尼比cc越大，隔振效果越好，但当70=近时阻尼大的系统比阻尼小的振幅反而要小一些。通过控制和改变振动传递系统（阻振器）的固有频率工）和阻尼比h可以设计减幅区域。（5）线性隔振系统的缺陷是：隔振作用域及其效果几乎依赖于系统的固有频率0,小阻尼情况下与系统的阻尼比J关
14、系不显著；对于要求有特殊隔振频率范围的装置，例如像汽车悬挂系统或载运工具仪表减振系统，它们的固有频率/“要求很低，隔振域要求较宽，线性隔振系统机理给制造工艺带来困难，且隔振域内不同振动频率的隔振效果不均匀。1.5隔振理论在工程上的应用（在汽车上的应用）现代汽车尽管有各种各样的结构，但由于汽车行驶的路面不可能绝对平坦，加上汽车本身的机械振动，它们产生一种冲击力，冲击力传导车架及车身，可能引起的车身机件的早期损坏，传递给乘员和货物时，将使乘员感到极不舒服,货物也可能引起损伤。因此为了缓冲冲击，除了在行驶系中采用弹性的充气轮胎，在悬架中安装使振动迅速衰减的弹性元件和减振器，还给乘员提供减振器座椅。减
15、振器主要包括单向作用式减振器，双向作用筒式减振器，充气式减振器，阻力可调式减振器。它们的作用主要是加速车身和车架振动的衰减，以提高汽车行使的平稳性。车架的弹性元件主要包括钢板弹簧,镶旋弹簧，扭杆弹簧，囊式空气弹簧，模式空气弹簧，油气弹簧等。而座椅是人与车相联系的重要部件，随着人类生活水平的不断提高及汽车性能的飞跃发展，汽车座椅已不在是仅仅满足于坐，今天座椅已成为一种复杂的、多功能的、符合人体工程学具有高科技水平的部件，它是决定驾驶员与乘客的舒适与安全的重要因素。座椅振动状况的好坏当以是否影响驾驶员正常作业为根据，可以从以下几方面考虑：IS02631人体全身受振动评价标准的规定。该标准将人体受振
16、动影响的容许限度划分为三个准则：a.降低舒适界限，b.疲劳降低工作效率界限，c.暴露界限。显然对于长途客车驾驶员座椅振动状况的评价，应以长时间驾车的驾驶员因为座椅振动而使其疲劳程度改变为标准，即以保存工作效率的“疲劳降低工作效率界限”为标准。人体容许的振动感觉与振动的强度、频率、方向、时间有关。给出了质量为73kg的男性青年坐在静刚度为691N的坐垫上时得到的身体有关部位前三阶模态参数，如表（IT）所示；根据试验指出为了提高驾驶员所能承受的暴露界限值，特别应当降低座椅在2Hz6Hz、振幅小于g/12范围的振动传递率；引用ISO2631振动加速度1/3倍频程图，给出了在垂直振动时能连续乘坐（驾驶
17、员能承受）8小时的座椅振动临界范围，如图（1-2）。由表（IT）和图（1-2）可见，人体一阶振动固有频率约5Hz,此时在头、胸、腹三处人体最容易发生不适（疲劳、晕车）的部位，其振型值均大于高阶的情形，在4Hz8Hz之间人体承受振动的能力最低、最敏感。我国一般大型车辆驾驶室地面的振动频率成分范围在常用车速时为2Hz-20HZ。恰好覆盖了人体的前三阶固有频率，这意味着客车驾驶员将在敏感振动区域内作业。综合上述的讨论，汽车座椅振动状况及其评价标准应以在2Hz8Hz范围内的振动传递率和阻振（衰减振动）效果来考察。表（11）男性青年人体前三阶主振型0.1251.252551020中心效率（HZ）图（12
18、）驾驶员作业8h等感度曲线,000,000,000,000,500,250& 4 2 1O.O,阶数固有频率Hz阻尼比主振型头胸月复14.9215.522.4137.0213.8329.9211.413.90-21.71-10.36313.0315.93.017.97-4.21第二章隔振系统实验台总体方案设计2.1 设计任务与目的2.1.1 实验目的通过搭建实验台架，组建隔振能力检测系统，设置试验方案，对于刚度、阻尼两个影响因素与隔振系统减振性能之间的关系作出较为深入的分析，并进一步进行隔振性能影响因素的敏感性分析。为载运工具（汽车）的隔振装置设计提供有价值的建设性意见。2.1.2 设计目的座
19、椅是作为客车的重要组成部分，直接关系到客车的乘座舒适性、方便性和安全性，并在感情上影响乘员对客车的评价驾驶座椅的舒适性包括动态舒适性、静态舒适性和操作舒适性。动态舒适性主要是指座椅的振动传递性，它对汽车的平顺性有较大的影响。一个传递特性与振动输入匹配良好的座椅，可以使平顺性评价指标总加权加速度振级下降2dB6dBo本设计的主要目的是设计一套针对汽车座椅和减振器的激振装置，通过检测它们对于激振输入的输出信号，观察在人体敏感频率2Hz8Hz的范围内，它们的振动传递率是否是小于1,即处于衰减区域。由于座椅的动态舒适性取决于座椅系统的动态参数固有频率%与相对阻尼C所以对座椅动态舒适性的设计就转化为对两
20、个动态参数的选择。本设计主要是设计一套激振系统，给座椅和减振器输入一系列稳定的激振响应信号。通过试验，调节相对阻尼J和系统固有频率%，使人体敏感频率范围2Hz8Hz处于衰减区域。2.1.3设计任务与要求1）了解隔振系统的工作原理和影响因素；2）选择一类激振机构，设计机械部分（结构）；对动力系统进行选型、校核；对测试环节进行分析与选择；3）（1）出图：隔振系统实验台结构总图,隔振系统实验台主要零件图和数据处理流程图；说明书：动力系统选型校核；测试环节分析与选择。2.2激振方案的选择2.2.1 选取激振信号激振器的主要任务是对系统进行激励，测出其响应频率。隔振实验中主要有以下几种激励：1)快速正弦
21、扫描激振：对测试系统施以正弦激励，当系统达到稳态时，其输出与输入的幅值比和相位差即为该激励频率下被测系统的传递特性。该方法的特点是：在频域内能量集中，而在时域内具有最大峰值/平均能量比，信噪比高，能检测出系统的非线性，可任意选择测试频率点或测试频率密度。但测试速度慢。2)阶跃信号响应法：这是一种宽频带激励方法。其特点是：试件尺寸选择范围广，加载方向和大小易于控制，能提供较大低频能量，与脉冲相比，难以应用于一般大小的试件。3)随机信号响应法：随机信号响应法是给系统施加一个不能用确定函数描述的激励信号，使系统作随机振动。这是一种宽频带激励方法。该方法常分为纯随机激励、伪随机激励和周期激励三类。纯随
22、机激励的平均能量较好，能消除噪声、非线性等的影响，可用来在线识别；伪随机激励的特点是速度快，平均能量较低，激励信号的大小和频率易于控制;周期随机激励则是一种理想的激励信号，特别适用于用曲线拟和方法求取系统模态参数的场合，既综合了纯随机和伪随机的优点，又扬弃了缺点，缺陷是速度慢。4)脉冲信号响应法：该方法是用脉冲锤对被测系统进行敲击，给系统施加一个脉冲力，使之发生振动。其特点是：所需的安装调试时间最短、设备最少、速度最快。在空间狭小或激振器难于安装的情况下，是一种理想的测试方法；但其信噪比低，易出现过载、连击等现象。且不适用于非现象性强的系统。综合以上几种激励方案，各有优点和缺点。但是根据研究要
23、求，需要在不同频率的情况下，对隔振系统进行激励，当输入不同频率的激励时，测量系统的输出。由于隔振系统的动态特性可以通过不同频率的稳态正弦激励方法求得，快速正弦扫描激励符合本设计的要求。所以，选择快速正弦扫描激振方法。2.2.2激振方案选择通过查阅资料和分析机构的加速度的频率特性，主要有如下三种机构：分别如图(2-1)图(2-3)所示：图（21）推杆机构图（22）滑块机构图（2-3）电动激振器图（2-1）中，凸轮机构的推杆推程的运动方程式为：S=h/2S0-sin2彷/品V=z6l-cos2a=lh2sin2谑（2-1）凸轮机构的推杆回程的运动方程式为：s=h-l0+sin2卯/（夕）/2HU=
24、?%1-c0$2碑/%（2.2）a=-2rh/（POsin2n/0式（21）式（2-2）中，h为凸轮的升程，/推程角，。为角速度。图（2-2）中，滑块机构的推杆运动方程式为：IXsin0U=/xcos0（2-3）a=IxSin0式（2-3）中：S为推杆的位移，V为推杆的速度，a为推杆的加速度L为曲轴的半径。图（2-3）中，电动激振器推杆的加速度方程式为：（P静-P动）/吗，（2-4）式（2-4）中，P静为激振器静止时的压力，P动为通电时的电磁力。综合以上几种激振机构的情况，凸轮机构的加工比较困难，精度要求较高，而且它产生的激振频率只有在机构加工精度较高时，才能够有标准的频率输入，并且凸轮与推杆
25、之间的摩擦力很难控制润滑方式较难，最重要的点是它的加速度波形在一个周期内不是标准的正弦波形，所以凸轮机构的加速度的波形不符合快速正弦扫描激励的要求。电动激振器是利用电流来控制电磁线圈对推杆的磁力使推杆做上下做周期性的运动，产生正弦波形，其缺点是结构复杂，附属设备多。动激振器主要是用来对被测物体做绝对激振，因而在激振时最好使激振器在空间基本保持静止，在实际中间很难这样做到。因此电动激振器不适合本设计。滑块机构结构简单，材料来源广泛，价格便宜，运动路线简单，加速度的运动曲线图符合正弦曲线，总体设计比较简单，且润滑方式并不复杂，可以通过控制转速实现不同频率的稳态正弦激励输入。所以选取滑块机构。第三章
26、激振系统的设计3.1 推杆的设计与校核检验汽车驾驶座椅和减振器的隔振效能。首先考虑一般中国车上每一个减振器承受的质量大约为100Okg,所以选取推杆上承受的轴向力为1000kg,它的面积为S=万x/,r为推杆的半径。则：F 1000x9.8-3.14xO.O22=7.9MPa(3-1)式(3-1),F为正压力，S为推杆的截面积，取r=14mm,分为压应力。KTZ70-2(可锻铸铁)的b700Mpa,选择此材料是因为它有较高的耐磨性。由于安装的需要，推杆不能和振动平台同时穿过动轴承而进入机箱内。所以，在设计的时候，把推杆和振动平台设计成两个部件，中间用螺栓连接。如图(3-1)所示。T图(3-1)
27、推杆和振动平台的联接如图(3-1)所示，推杆作上下运动，带动平台做周期性振动。其中，起导向支承作用的是滑动轴承。滑动轴承内部设置两个。型橡胶圈，起密封作用。滑动轴承与上机箱设计成止口配合，可以很好地起到定位作用，选用的材料是ZeUSnlOPI(铸锡青铜)材料。3.2 滑动轴承的设计与校核3.2.1 计算滑动轴承的功耗值轴承的发热量与其单位面积上的摩擦功耗fPV成正比，f是摩擦系数，限制fPV值就是限制温升。由限9800N,B=O.043m,n=8是s,故:=0. 95M m/s(3-2)F7tdnFnBd60100O-19100B式（3-2）中，PV为轴承功耗值，MPa-m/s,V为推杆的速度
28、，m/s；B为轴承与推杆接触的高度，mm；F为轴承承受的最大径向力，No查表（3-1）可知所选用的轴承材料ZCuSnlOPl的功耗许用值PV为15MPam/s,所以，PV=O.95MPam/sPV=15MPam/s。表(3-1)ZCuSnlOPl的许用值材料牌号Pp(MPa)Vp(m/s)(PV)p(MP*ms)最高工作温度铸锡青铜ZCuSnlOPl1510152803.2.2 验算滑动速度V=WR=60.08=4.092mS（3-3）式（3-3）中，V为推杆的速度，m/s；W为曲轴的角速度，rad/s；R为曲轴的半径，mo查资料可知所选用的轴承材料ZCUSnlOPI的许用速度V为10m/s。
29、所以，V=4.092m/s190016000时用润滑油（可用针阀式注油油杯）当K16000-30000时用飞溅式润滑并用水或循环油冷却）当K30000时必须用循环压力润滑故：本设计用针阀式注油油杯润滑3. 3滑块与滑槽的设计在滑块与滑槽运动副中，滑块在滑槽中移动的同时做圆周运动，从而推动滑槽上下运动，产生正弦激励。滑块与滑槽之间有较大的摩擦，这需要增大滑块与滑槽的接触面积减少压力，从而提高机构的使用寿命，滑块的材料为KTZ70-2o由于安装的需要，滑槽采用两部分，中间用螺栓连接，螺栓采用的是M8。3.4滚针轴承、曲轴、滚动轴承的设计与校核3.4.1 第一轴的设计与校核设计轴时,为了保证其具有足
30、够的工作能力，一般必须对轴进行强度计算；对于具有刚度要求的轴，则要进行刚度计算；对于高速转动的轴，根据需要还要进行振动稳定性的计算。为了保证安装在轴上的零件能正确定位和固定，以及满足轴的加工和装配的要求，必须合理地确定轴各部分的形状和结构尺寸，亦即进行轴的机构设计。1)零件的轴向定位轴肩分为轴肩定位和非定位轴肩。利用轴肩定位是最可靠最方便的方法，但采用轴肩就必然会使轴的直径加大，而且轴肩处因截面突变引起应力集中。另外，轴肩过多不利于加工。定位轴肩的高度h=(0.07-0.1)d,d为零件相配处的轴径尺寸。本设计中取h=0.085d2)求输出轴上的功率、转速和负载转矩P=八V(3-4)式(3-4
31、)中，P为功率,W；F为压力,N；V为速度,ms。由F=4900N、V=WR=160.08=4.0192ms,得P=L97KW。由于人的敏感频率为2Hz8Hz,所以曲轴的最高转速定为480rmi11o负载转矩M=FX曲柄半径=4900x0.06=294Nu3)初估轴的最小直径按式(3-5)初步估算轴的最小直径。高强度的球墨铸铁具有价廉，良好的吸振性和耐磨性以及对应力集中敏感性，容易制成复杂的形状等优点。故选取轴的材料为QT80-2(球墨铸铁)。则轴的最小直径为：min=AOXdlL,%(3-5)式(3-5)中，P3为曲轴的传递功率，m曲轴的转速,AO为计算系数。表(3-2)为QT80-2强度的
32、有关参数。由表(3-2)查得AD=IlOMpa。由式(3-5)得(U=22.18mm,根据实际情况，取d=30mm。表(3-2)QT80-2强度的有关参数单位MPa材料牌号抗拉强度极限屈服强度极限弯曲疲劳极限剪切疲劳极限QT80-2800480290250输出轴最小直径是安装联轴器处的轴的直径。为了使所选轴的直径与联轴器的孔径相适应，应当在选取轴径的同时选取联轴器的型号。4)轴的结构设计(1)轴肩的定位h=0.085X30=2.55mm=2.6mm；(2)根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度;为了满足联轴器的要求，露出箱体外面的曲轴长度为80mm初步选择滚动轴承和滚针轴承因轴承受径向力的
33、作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据轴径d=30mm,选择轴承6006。其规格为1x0x8=30x55x13。滑块端轴的半径为30mm,所以滚针轴承的型号选取为4524906。右端的滚动轴承采用轴肩定位，查得6006的轴肩定位的高度为3mm。确定曲轴的长度根据箱体的设计要求和对称分布要求曲轴的第一段长度为14Omnb曲轴的曲拐根据要求其半径为60mmo则曲轴的长度已经设计出来。确定轴段的圆角和倒角尺寸表(3-3)为有关规范给出的轴段直径与倒角或圆角的关系。由表(3-3)查得轴段的倒角C为1.2x45,圆角的半径r为2mm。求曲轴上的载荷在确定轴的支撑点的位置时，首先根据轴的结构图作出轴的
34、计算简图。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图、和计算弯矩图。曲轴的计算简图如图(3-2)所示图(3-2)曲轴的计算简图如图(3-3)、(3-4)所示，从轴的计算简图可以看出滚动轴承处截面的计算弯矩最大,是轴的危险截面。图(3-6)总图图(3-5)扭矩图现计算出曲轴的支反力、弯矩、和扭矩，数据如表(3-4)所示.表(3-4)曲轴的支反力、弯矩、和扭矩单位：Nmm类别支反力弯矩扭矩计算弯矩Mci数据4900N6860002940006864000按弯扭合成校核曲轴的强度进行校核时，通常只校核曲轴上承受组计算弯矩的截面即危险截面的强度。68640000.1 303(3-6)MCr=W式(3-6)
35、中，M为第一轴的计算弯矩，Nmm;W为轴的抗弯截面系数，mm己选定轴的材料为QT80-2(球墨铸铁)，它的许用弯曲应力为560Mpa,故符合设计要求。3.4.2 第二轴的设计D确定轴的最小直径选取第二轴的直径与第一轴的直径相同，为35mm。2)轴肩的定位r=0.08530=2.6mm03)选择滚动轴承和滚针轴承因轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据D=30mm,选择轴承为型号6006,其尺寸为dxDB=30x55xl30滑块轴的半径为30mm,通过校核计算，滚针轴承的型号为4524906型。4)确定曲轴的长度采用对称的原则，且使箱体能够设计的合理，所以第二轴的长度为12Om
36、m,曲轴的曲拐根据要求半径为60mm。5)确定轴上圆角和倒角尺寸第二轴的倒角的尺寸见表(3-3)o可得轴上的倒角为1.2x45,圆角的半径为2mm。3. 5箱体的设计1)按滑块与滑槽的运动极限确定箱体内壁滑块的运动轨迹是一个圆，而滑槽的运动轨迹是一条直线。考虑运动部件与静止部件之间的间隙为10mm,箱体的上半部分的高度为曲轴的半径加上滑槽高度的一半加上10mm,为60+31+10=101mm；箱体的下半部分的高度为曲轴的半径加滑槽高度的一半加10mm,为60+31+10=101mm。考虑到箱体的整体设计模型，箱体的下半部分的高度为151mm。2）箱体的高度箱体的内壁高度为101+151=252
37、mm,箱体的内壁厚度为15mm,则箱体的整体高度为252+30=282mm。3）剖分式箱体剖分式箱体对于组合轴的安装、拆卸和调整都十分方便，所以本设计采用的剖分式箱体。箱体的联结处用螺栓和螺母联结，中间加上纸垫。第四章激振系统附件的设计4.1油塞放油孔应设计在油池的最低处，平时用螺塞堵住，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以免油排不净。根据有关规范，油塞的尺寸见表(4-1),符号含义略。表(4-1)油塞尺寸单位mmdDeL1aSd1H16261923123171724. 2轴承盖轴承外径：D=45mm；螺钉直径：d3=6mm;螺钉数：n=4。设计轴承盖的公式和计算结果为：螺栓孔直径:d0=
38、d3+b:d0=4mm;螺栓间距：D0=D+2.5d3,故：Dk73mm;轴承盖直径：D2=D0+2.5d3,故：D2=IOlinm;轴承盖壁厚：e=1.2d3,故：e=7.2mm；轴承盖挡肩内径：DfD-,故：D1=37mm;轴承盖挡肩外径：D6=D-2,故：D6=43mmo此轴承盖位于曲轴的主动轴上，是透盖。而另外的一个轴承盖是闷盖。4. 3视孔盖视孔盖的作用是添加润滑油，另一个作用是通过视孔盖可以看出油面的高低。视孔盖的材料是塑料。第五章激振系统的动力选择5.1 选择电动机选择电动机容量就是合理地确定电动机的额定功率。决定电动机功率时要考虑电动机的发热、过载能力和起动能力三方面因素，但一
39、般情况下电动机容量主要由运行发热条件决定。电动机发热与工作情况有关。对于载荷不变或变化不大，且在常温下连续运转的电动机，只要其输出功率不超过其额定功率，工作时就不会发热。1工作机所需功率PA工作机所需功率PU应由机器工作运动参数计算决定。已知机构的扭矩为Mn=294N-m,转速n=480rmin,则工作主动轴所需功率为：R=Mnn9550=294480/9550=14.8KW2电动机的输出功率也考虑到传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为：pn=-（5T）式（5-1）中，匕为电动机的输出功率，/主动轴所需功率，为从电动机至工作机主动轴之间的总效率，即*%*一%（5-2）式（5-2）中，小、力为
40、传动系中各传动副、联轴器及各对轴承的效率，其数值见表（5-l）o因此，电动机的输出效率为到=3.940/（0.9550.9850.9925）=15.9KW表（5-1）各传动副、联轴器及各对轴承的效率类别滑动轴承滚动轴承联轴器传动效率0.94-0.970.980.990.99-0.9953确定电动机的额定功率根据计算的输出功率匕，可选定电动机的额定功率Ped。在选择电动机的时候，应使额定功率稍大于。根据机械零件设计手册，选择直流电动机的类型为Z272型，具体数据如表（5-2）。表（5-2）电动机额定功率额定功率满载转速额定电压额定电流质量17KW1500r/min220V90A280Kg5. 2
41、调速方法的选择直流电动机可以在宽广的范围内平滑的调速。当电枢回路内接入调节电阻r时，直流电动机可采用调节激磁电流、电枢端电压或电枢回路电阻等方法进行调速。1调节激磁电流主要特点：DU=常值，转速随激磁电流I和磁通的减少而升高；2）转速愈高，换向愈困难，电枢反应和换向元件中电流的去磁效应对电动机运行稳定性的影响愈大。最高转速受机械因素、换向和运行稳定性的限制；3）电枢电流保持额定值不变时，T与磁通成正比,与磁通成反比，输入、输出功率及功率基本不变。适用范围：适用于额定转速以上的恒功率调速。2调节电枢端电压主要特点：D。二常值，转速n随电枢端电压U的减少而降低；2）低速时，机械特性的斜率不变，稳定
42、性好，由发电机组供电时，最地转速受发电机剩磁的限制；3）电枢电流保持不变时，T保持不变，n与U成正比，输入、输出功率随U和n的降低而减少，效率基本不变。适用范围：适用于额定转速以下的恒转矩调速。3调节电枢回路电阻主要特点：DU=常值，转速n随电枢回路电阻r的增加而降低；2）转速愈低，机械特性愈软。才用此方法调速时，调速变阻器可作启动变阻器用；3）电枢电流保持额定值不变时，T保持不变，可作恒转矩调速，但低速时输出功率随n的降低而减少，而输入功率不变，效率将随n的降低而降低，经济性很差。适用范围：只适用于额定转速下，不需经常调速，且机械特性要求较软的调速。所以，本设计要求将直流电动机的转速调节在2
43、40rmin480r/min之间，也就是频率在2Hz8Hz之间。根据要求采用调节激磁电流方式。第六章激振系统用于汽车部件震动的分析6.1 汽车座椅振动分析6.1.1 座椅的振动汽车座椅是汽车中将人体和车身联系在一起的重要附件，是汽车振动系统中与人体直接接触的一个重要的减振环节，它与汽车的行驶平顺性、乘座舒适性、安全性以及操作方便性密切相关，它的任务是支承人体的质量，缓和路面不平传给人体的冲击和衰减由此引起的振动，使乘员有舒适和安全的乘坐条件，使驾驶员有良好的工作条件。因为驾驶座椅的舒适与否，直接关系到驾驶员的工作效率、安全、舒适与健康，因此，设计一种激振装置来检验驾驶座椅是很必要的。驾驶座椅的
44、舒适性主要包括动态舒适性、静态舒适性和操作舒适性。本设计的主要目的是检验座椅和减振器的动态舒适性。因此涉及的主要内容是汽车的动态舒适性。动态舒适性主要是座椅传递特性。汽车的动态舒适性是指在不改变车辆轮胎、悬架的情况下，通过对座椅动态参数的选择和优化，使得由座椅底版上传递过来的振动，在经过座椅后得到明显的衰减，从而使振动对人工作效率及身心健康的影响尽可能的减少。座椅振动状况的好坏当以是否影响驾驶员正常作业为根据，可以从以下几方面考虑：I)ISO2631人体全身受振动评价标准的规定。该标准将人体受振动影响的容许限度划分为三个准则：a.降低舒适界限，b.疲劳降低工作效率界限，c.暴露界限。显然对于长
45、途客车驾驶员座椅振动状况的评价，应以长时间驾车的驾驶员因为座椅振动而使其疲劳程度改变为标准，即以保存工作效率的“疲劳降低工作效率界限”为标准。2)人体容许的振动感觉与振动的强度、频率、方向、时间有关。根据试验应当降低座椅在2Hz6Hz、振幅小于g/12范围的振动传递率；引用ISO2631振动加速度1/3倍频程图,给出了在垂直振动时能连续乘坐(驾驶员能承受)8小时的座椅振动临界范围，如图(1-1)。3)由表(I-I)和图(I-I)可见，人体一阶振动固有频率约5Hz,此时在头、胸、腹三处人体最容易发生不适(疲劳、晕车)的部位，其振型值均大于高阶的情形，在2Hz8HZ之间人体承受振动的能力最低、最敏感。4)我国一般大型车辆驾驶室地面的振动频率成分范围在常用车速时为2Hz20Hz,恰好覆盖了人体的前三阶固有频率，这意味着客车驾驶员将在敏感振动区域内作业。综合上述的讨论，客车座椅振动状况及其评价标准应以2Hz8Hz范围内的振动传递率和阻振(衰减振动)效果来考察。6.1.2 解决座椅振动问题的思路由以上的分析可知，对于改善长途客车驾驶员的问题，应当针对人体敏感的2Hz8Hz振动频率范围，选择并设计合适的阻振结构，使得这一频率范围落入减幅区，在常用车速条件下具有阻碍环境(驾驶室)振动向驾驶员
