車輛座椅阻尼器結(jié)構(gòu)設(shè)計計算案例目錄TOC\o"1-3"\h\u5357車輛座椅阻尼器結(jié)構(gòu)設(shè)計計算案例 1269401.1阻尼器阻尼力的計算 1174041.1.1頻率的匹配選取 1297381.1.2阻尼器等效力學(xué)模型 230751.1.3阻尼力范圍 3200291.1.4阻尼器材料選取 485621.2參數(shù)選取計算 6298461.2.1工作缸 614221.2.2活塞桿d 685561.2.3阻尼間隙h 7224431.2.4工作缸壁厚 7299101.2.5鐵芯半徑 713631.2.6阻尼通道長L 7258091.2.7匝數(shù)計算 7308811.2.8導(dǎo)線及其它參數(shù) 8阻尼器阻尼力的計算頻率的匹配選取在汽車駕駛過程中會受到不同頻率干擾的影響，為了避免不同頻率之間的共振，在頻率選取時應(yīng)當謹慎對待。參考文獻[1]，可得到駕駛員座椅和駕駛室地板之間的共振頻率如下：共振頻率范圍垂直頻率（Hz）俯仰頻率（Hz）側(cè)傾頻率（Hz）駕駛員座椅0.943～2.9011.185～3.1991.485～3.882駕駛員地板2.520～3.7212.393～3.5690.969～1.229參考文獻[1]，車輛整車的各向固有頻率分別為：垂向頻率2.5Hz，俯仰頻率2Hz，橫向和縱向頻率1.6Hz，側(cè)傾頻率4.3Hz，橫擺頻率1.7Hz。再根據(jù)表3.1，得到駕駛室的各向共振頻率分別為：垂向頻率2.520～3.721Hz，俯仰頻率2.393～3.569Hz，側(cè)傾頻率0.969～1.229Hz。同時還要考慮人體各部位所敏感的頻率范圍及其共振頻率[2],有：人體各部位共振頻率身體部位全身頭部眼部胸部肩部手臂脊柱胃部共振頻率(Hz)5-620-3020-254-62-610-203-54-5由隔振理論可知，無論阻尼比ζ多大，只有頻率比大于，且放大因子小于1才有隔振作用，所以需要進行頻率配置。垂直方向垂直方向為產(chǎn)生阻尼力的主要方向。在駕駛過程中參考表3.2，振動頻率最低為3Hz，最高為6Hz，頻率配置過高會起不到減振作用，太低會使座椅過軟，也不適于駕駛。參考表3.1選取垂直方向的固有頻率為1~2Hz.俯仰方向在避開整車的俯仰方向振動頻率之外，參考表3.1選取俯仰方向的固有頻率為1~1.4Hz側(cè)傾方向在駕駛過程中，當車輛轉(zhuǎn)彎或路面左右高度不一時會導(dǎo)致車輛有一定的機會發(fā)生側(cè)翻，參考整車側(cè)傾頻率和表3.1，選取側(cè)傾方向的頻率為1.2~3Hz阻尼器等效力學(xué)模型由于減振器阻尼力主要來自垂直方向，在簡化時整個系統(tǒng)可以用彈簧、帶有阻尼效應(yīng)的裝置和帶有一定質(zhì)量的鐵塊表示，如圖3.1所示。當系統(tǒng)無其它干擾的情況下，因阻尼的存在使鐵塊做自由衰減振動。根據(jù)牛頓第二定律，彈簧阻尼并聯(lián)的振動系統(tǒng)的振動微分方程可寫為：(3.1)式中，為系統(tǒng)無阻尼固有原頻率，ζ為阻尼比，其中(3.2)(3.3)式中，k為彈簧彈性模量，m為鐵塊質(zhì)量，為臨界阻尼。簡化力學(xué)模型由于ζ＜1時才為衰減振動，且阻尼與振頻和周期有關(guān)，設(shè)T為系統(tǒng)無阻尼振動的周期，則有：(3.4)(3.5)式中為有阻尼固有頻率，為有阻尼系統(tǒng)振動周期?？捎捎凶枘崆闆r下的固有頻率、周期和阻尼比公式推算出在垂直方向上的剛度k和阻尼c為：(3.6)(3.7)對于俯仰和側(cè)傾方向，由于其為扭轉(zhuǎn)形式，根據(jù)剛度的計算公式：(3.8)式中J為轉(zhuǎn)動慣量，參考垂直方向的計算方法，可得俯仰和側(cè)傾方向的剛度和阻尼計算公式為：(3.9)(3.10)阻尼力范圍等效簧載質(zhì)量選取根據(jù)人體重測算，我國的成年男性的平均體重在70kg左右。估算全體駕駛員平均體重在50-100kg之間，座椅重約為10-16kg?？紤]到身體其他部分的支撐，取等效簧載質(zhì)量取為55-95kg。系統(tǒng)阻尼比選取在阻尼器壓縮行程中，為保證整個系統(tǒng)運行的穩(wěn)定性并且保證阻尼器的減振效果，通常去阻尼比ζ在0.2-0.35之間，本設(shè)計取ζ為0.25。阻尼力范圍減振器開始工作，根據(jù)《汽車筒式減振器尺寸系列及技術(shù)條件》，阻尼系數(shù)c是在活塞速度為0.52m/s時測定的，其產(chǎn)生的最大阻尼力F=0.52c（取阻尼系數(shù)c為：175.29~603.50N/m·s2）。通常，減振器的卸荷速度為0.15~0.52m/s之間。因此根據(jù)實驗及上述計算公式，參考文獻[3]，磁流變減振器可提供理論上的阻尼力范圍為：減振器阻尼力估算值垂直方向俯仰方向側(cè)傾方向理論阻尼力89.8511.3510.3291.15310.3927.4537.25313.82阻尼器材料選取根據(jù)所設(shè)計阻尼器類型，阻尼器的結(jié)構(gòu)油活塞，活塞桿，缸筒，鐵芯及套筒組成。選取活塞和鐵芯和缸筒材料時，因其位置的特殊性，距離線圈的位置很近，因此需要有較高的磁導(dǎo)率和電阻率且由于活塞的往復(fù)運動決定其強度也要滿足要求。因此選擇工業(yè)純鐵作為活塞和鐵芯的材料。其具體性能如下：工業(yè)純鐵性能B（T）（T）1553200001.652.15896選取活塞桿進行材料時，應(yīng)考慮到注意其強度。活塞桿應(yīng)具有一定的拉伸壓縮、抗扭等功能；缸壁應(yīng)具有一定的抗擠壓，抗沖擊功能。本文選取45號鋼為活塞桿和缸筒材料。磁流變液選取Lord公司所生產(chǎn)的MRF-140CG。其粘度系數(shù)η為0.28pa-s,其具體性能如圖：曲線曲線B/H曲線參數(shù)選取計算工作缸工作缸直徑最大許用應(yīng)力對應(yīng)工作缸直徑為[5]：(3.11)式中[p]為許用壓力，取值范圍為3~4N/mm2，本設(shè)計取[p]等于4；根據(jù)表3.3，為313.82N;為活塞桿徑與工作缸直徑之比，該設(shè)計結(jié)構(gòu)的取值范圍為0.3~0.35,本設(shè)計取為0.3。既=根據(jù)實際生產(chǎn)，在考慮結(jié)構(gòu)及強度的情況下，選取直徑為30mm的工作缸?；钊麠Ud根據(jù)上述的選取，則有活塞桿直徑d為：d=(3.12)d=0.3×30=9mm對其進行強度校核，公式為(3.13)式中108MPa為45鋼的許用應(yīng)力。阻尼間隙h根據(jù)研究表明，h的范圍在0.5-2mm較為合適，本設(shè)計選取h=0.7mm工作缸壁厚工作缸壁厚在選取時，除了考慮結(jié)構(gòu)之外，還需要對其強度進行仿真校核，缸壁過薄會使其所受磁感應(yīng)強度過大而無法穩(wěn)定工作；太厚會影響增大結(jié)構(gòu)，且會影響阻尼通道處的磁感應(yīng)強度，本文選取工作缸壁厚為3mm。鐵芯半徑在磁芯選擇過程中，磁芯過小會影響阻尼通道處的磁感應(yīng)強度，以至影響阻尼器阻尼力大小，而鐵芯過厚會使材料的磁通密度過飽和以至于損壞零件，影響其使用性能。通常磁芯直徑選取會在8~16mm之間，本課題選取15.6mm。阻尼通道長L根據(jù)式(2.22)，并且由于采用氣體補償空腔的方法，且忽略剪切模式的阻尼力，且計算時先不考慮其剪切應(yīng)力，既沒有激勵時其最小阻尼力，此時速度為0.15m/s，因此壓縮過程中，阻尼器產(chǎn)生阻尼力為：(3.13)為所補償壓強，參考其它設(shè)計，根據(jù)本設(shè)計的特點取其為1MPa。根據(jù)式(2.15)、(2.16)得：A==(0.02862-0.0092)/4=5.76×m2=D+h=28.6+0.7=29.3mm=91.15N解出L=5.2mm，取阻尼通道長為5.5mm。考慮漏磁的情況下，參考文獻[4]需要滿足h/l≤0.2，由于h/l=0.16所以滿足條件。匝數(shù)計算根據(jù)式(2.22)，在考慮線圈的激勵情況下，此時速度為0.52m/s，假定額定電流為2A，則有此時的阻尼力為：(3.14)帶入數(shù)據(jù)得:解出≈12KPa，根據(jù)圖3.3和圖3.4，得到當剪切應(yīng)力為12KPa時，對應(yīng)的磁感應(yīng)強度約為0.25T。因磁流變液的相對磁導(dǎo)率相對缸壁和活塞材料的相對磁導(dǎo)率要小得多，所以綜合式(2.40)和磁感應(yīng)強度公式，可推導(dǎo)出：(3.15)≈140匝導(dǎo)線及其它參數(shù)為保證阻尼器的正常運行，不受溫度等其它因素影響，導(dǎo)線的截面積要適中，在保證不影響磁流變液性質(zhì)的情況下，還要考慮是否符合設(shè)計初衷，要為其它零件空出一定空間，參考反復(fù)工作時磁路電流密度的選取，本課題選取電流密度為JS=5~12A/mm2。計算導(dǎo)線直徑的公式為：(3.16)查閱相關(guān)標準，取導(dǎo)線直徑為0.53mm，標準如下:導(dǎo)線參數(shù)名稱型號直徑/mm漆包線直徑