何泽夏02008102毕业设计开题报告

毕业设计（论文）开题报告机械工程学院机械工程及自动化专业设计（论文）题目挖掘机驾驶室座椅的负刚度隔振设计学生姓名何泽夏 学号02008102指导教师 张建润 顾问教师 孙小娟 2012年03月09日论文题目 挖掘机驾驶室座椅的负刚度隔振设计一、 选题背景和意义：工程机械一般行驶于无路和少路条件，作业的场地条件较差。驾驶室设计是工程机械设计中的重要部分，其舒适性一直倍受关注，因为直接关系驾驶员的安全、效率、舒适和健康。于是，提高车辆减振效果是提高车辆动态舒适性的重要环节。车辆振动系统主要由轮胎，汽车悬架和座椅三个减振环节，少部分车辆同时使用驾驶室悬置。降低轮胎气压，减少轮胎垂直高度虽然有利于提高汽车的平顺性，但轮胎气压受到汽车承载能力的限制不允许有太大变化，另外轮胎气压的降低会增加轮胎的变形，影响其使用寿命。降低悬架刚度，增加阻尼，有利于提高汽车的平顺性，但是悬架刚度的改变会影响汽车操纵稳定性和制动性，而这些性能对悬架参数的要求往往是相互矛盾的，改动余地很小。值得说明的是，对于工程车辆而言，工作环境恶劣，在其行进或作业过程中会产生强烈的振动，而且由于承载能力要求和结构上的限制，更加局限了悬架等减振的效果，因此座椅的减振更为重要。此外，就座椅本身而言，其为外部环境与人体最后的直接接触，其承载着人体的重量，缓解由路面不平传递给人的冲击以及随之而来的振动、发动机引起的振动等等。直接关系到驾驶员的工作条件。对于高档轿车、客车以及长期行驶于路况较好路面上的车辆，由于其底盘悬架的减振效果已经相当优良，故对其座椅悬架系统的要求不高。目前国内外对驾驶员座椅悬架系统的研究较多的是针对农用车辆及工程机械进行的。挖掘机作为最常见的工程机械之一，广泛地应用于各种土方施工中，同时挖掘机几乎完成工程施工中60%的土方石量。从20世纪后期开始，国际上挖掘机的生产向大型化、微型化、多功能化、专用化和自动化的方向发展。同时提倡以人为本，加强对驾驶员的劳动保护，改善驾驶员的劳动条件，根据人机工程学原理进行挖掘机用专业驾驶室设计。而驾驶座椅作为其中重要的环节之一，保证其良好的舒适性和驾驶安全性也是挖掘机的重要发展方向。座椅减振兀件从控制方面可以分为主动控制、半主动控制和被动控制。其中被动控制又可为线性和非线性。线性振动是指弹性恢复力与运动参数（位移、速度）成线性关系，否则成为非线性振动。传统的线性被动控制减振元件结构钢简单，成本低，但隔振频带窄，自适应性差；新型的主动、半主动控制减振元件隔振效果好，但耗能大，可靠性不高。而非线性被动隔振元件，它既能克服主动控制元件耗能大的缺点，又能改善弹簧的自适应性，弹簧可以根据振动特性设计，呈非线性。负刚度结构并联弹簧减振机构作为一种新兴的非线性隔振元件，具有很多优先，可以显著提高隔振效果，特别是低频隔振效果更好。本文基于正负刚度结构的隔振设计，对于行驶环境差的挖掘机减振具有重要意义。课题关键问题及难点：对负刚度、负刚度结构的理解。提出合理的含负刚度座椅结构，对含负刚度座椅结构进行理论分析。对MATLAB的学习和应用，并使用MATLAB解微分方程并绘制图表建立挖掘机座椅负刚度结构的力学模型。对绘图软件（UG、SW、ProE三选一）和动力学仿真软件ADAMS的学习和应用。使用ADAMS对设计的结构进行动力学分析。三、 文献综述（或调研报告）：（4000字以上）工程车辆的减振1.1工程车辆的减振途径为了改善驾驶员的乘坐环境，国际标准化组织自1974年制定了国际标准ISO2631《人体承受全身振动的评价指南》后，又相继制定了一系列针对农用车辆和土方机械等的标准，如IS05008-1979《农业轮式拖拉机-驾驶员座椅-传递振动的测量》、ISO7096-1982《土方机械-司机座椅-振动的传递》等，这些标准对驾驶员所承受振动的测量方法和评价体系做出了具体的规定。为了满足上述标准中对工程车辆乘坐舒适性提出的要求，改善驾驶员的乘坐环境，人们一直在尝试从车辆的轮胎、底盘悬架、发动机悬置、驾驶室悬置和座椅等各个环节寻找解决问题的方案。图1车辆悬架系统的可能位置⑴研究发现，降低轮胎气压，减小轮胎的垂直刚度对提高车辆的乘坐舒适性具有一定的作用。但综合考虑其他因素，这种办法在实际中并不可取：因为轮胎的气压的降低会增大轮胎的变形，导致轮胎滚动阻力的增加，在轮胎内部产生大量的热量，从而降低轮胎的使用寿命⑵。采用发动机悬置对工程车辆乘坐舒适性的改善效果也不显著。对工程车辆的驾驶员来说,振动主要来自粗糙地面引起的低频大幅振动，而不是发动机的高频振动。理论分析和工程实践表明，对这些载重量大、作业和行驶于恶劣环境中的工程车辆来说,提高其乘坐舒适性的最可行方法是在底盘、驾驶室或座椅上安装弹性悬架。1.2挖掘机发展趋势及座椅减振的必要性。挖掘机为常见的工程机械之一，如图2、3所示。其可根据操作者意愿按照一定顺序间隙地或连续地进行挖掘、装车和平整地面等一系列作业，在各种土方施工中广泛应用。图2轮式挖掘机图3履带式挖掘机挖掘机技术含量相对较高,近年来中国挖掘机市场的竞争主要在日美与韩国企业间开展。国内挖掘机大都应用外国液压系统，自制结构、外观件，其他国内外配套，各企业特点各异。国内挖掘机随着近几年的跟随发展，产品技术正日趋稳定。挖掘机企业开发节奏时刻也没停止过，现在开发节奏明显加快，各公司新品种不断推出，随着技术进步和市场要求的发展，产品型号也在更新改进，几乎每年都有新机型的出现。其具体提高不仅仅体现在高作业率、高耐久性、性能保养维护方便、先进的液压系统等方面。良好的舒适性及安全性保障也是挖掘机发展的重要方向。根据人机工程学原理进行挖掘机用专业驾驶室设计，注重其宽敞舒适、视野广阔、进出方便、隔热隔噪、安全减振等要求，永远是挖掘机开发研究的一个方向。某些企业把扩大驾驶室操作空间作为一项显著特点推介，很多企业将驾驶室安装在硅油橡胶基座上，既减小了驾驶室的振动，又可使操作人员免受作业场地艰苦环境的影响。进行与驾驶室相配套的内部附件优化选择安装，室内装有带高靠背、可操纵扶手的可调悬浮座椅，某些机型还应用了全自动空调、安装位置鲜明的监控器、易调整、易操作的开关盘和操纵杆方便操作。从而创造舒适宜人的操作空间，大大减轻了工作疲劳。根据用户需求，可选择防倾翻、防落物功能的钢制驾驶棚和驾驶室等，有利于事故发生时减少对驾驶员的伤害。先进的液压系统及其控制加强对驾驶员的劳动保护，改善驾驶员的劳动条件。液压挖掘机采用带有坠物保护结构和倾翻保护结构的驾驶室，安装可调节的弹性座椅，用隔音措施降低噪声干扰⑶。乘坐舒适性2.1振动环境对驾驶员及其操作的影响驾驶室的主要振源是路面的低频激振和发动机不平衡惯性力中的中、高频激振，驾驶员受到各种类型振动、冲击，长时间在这种振动环境下工作，是产生身体不适甚至引发疾病的主要原因之一，如腰部疾病、胃病等，从而使工作效率下降，甚至导致错误操作而引发事故。从人体振动传递看，人体是一个复杂的共振系统，表1[4]列出了人体各器官和系统的共振频率，当人体某一部位的固有频率接近或等于所承受的振动频率时，就会使这一部位产生共振，增大生理效应。在正常重力环境中，人体生理效应对于垂直方向4Hz-8Hz的振动能量传递率最大，称为人体的第一共振峰，对10Hz-12Hz的振动频率出现第二共振峰，生理效应仅次于第一共振峰，所以人体尤其对10Hz以下的低频振动非常敏感。表1⑶人体及各部位、系统的固有频率项目固有频率(Hz)项目固有频率(Hz)人体垂直振动4-8神经系统250人体水平振动(前后，左右)1-2胸腹系统3-4头与颈部垂直方向20-30手臂系统2-5头与颈部水平方向1.5-2.0躯干系统垂直方向4-5眼球18-50躯干系统水平方向1.5-2.0窦腔与鼻腔1000-1500脊柱垂直方向4-6心脏4-6平衡器官0.5-1.3胃2-3骨盆垂直方向4-6肾6-8骨盆水平方向1.5-2.0除了振动频率，振动对人的影响主要决定于振动强度，一般用加速度有效值来度量。振动对人体的影响，因振幅或加速度的不同而表现出不同效应。振动频率较高时，振幅起主要作用；振动频率较低时，振动加速度起主要作用。人体在匀速运动状态下无不适感觉，而处于变速运动状态下，就会受到影响。变速运动对人体振动的影响以重力加速度g(g=9.8m/s2)为基准。此外，振动暴露时间也是一个非常重要的因素；试验证明，对于同强度、同频率的振动来说，振动的影响同振动暴露时间有关，短暂时间内可以容忍的振动，时间一长就很可能变成不能容忍。长期暴露在强振动环境下，人体的神经系统、心血管系统、骨骼系统和听觉系统等方面都会发生病症，同时也会引起人的心理反应。强振动对人的操作带来的影响主要表现为视觉操作效率下降和操作动作精确性差。振动传给人体，会使人手脚的稳定性变差，操作动作精度差，而且振幅越大，其影响越大。在人-机系统中，起主导作用的是驾驶员视觉器官的视觉特性，包括视角、视力、视野、视距和视觉的运动规律等［5］。由表1知,眼球的固有频率为18Hz-50Hz,若振动频率在这个范围时，就会引起眼球共振，视力下降；研究资料表明，振动频率为10Hz-30Hz时，对视觉干扰最大［2］。驾驶员在操作过程中，中枢神经系统和视觉器官（眼睛）始终处于注意力集中的紧张状态：不断进行信息收集、分析、判断、发出指令等处理过程。信息接收-分析-处理过程是引起眼睛疲劳和中枢神经系统疲劳的主要因素。同时，由于工程机械行驶工况的频繁变换，执行器官操作控制系统，引起局部肌肉疲劳。该过程既有精神做功，又有体力做功。随着操作时间的延长，精神疲劳与肌肉疲劳程度随之加重。2.2驾驶员-座椅界面设计对驾驶员-座椅界面设计时，首先应选择合理舒适的驾驶姿势，降低静力学负荷及做功。正确的驾驶姿势是保持脊柱正常生理弯曲，避免腰部弯曲或变形。进行座椅设计时应对座椅靠背、座椅减振、座面、座高、座深和椅面倾角等进行设计，尽量满足大多数人，保证驾驶员最舒适的驾驶姿势。驾驶员最舒适的驾驶姿势如图2⑷。座椅振动能量集中在10Hz以下的低频，人体对这个范围的振动非常敏感；0.5-5HZ的超低频振动对人体健康和人的行为更加有害和危险［5］，因为大部分内脏器官的固有频率在这个范围内（如表1），容易产生共振。因此，在各种车辆的座椅、悬架等结构的隔振设计中，人们对低频、尤其超低频隔振更加感兴趣。设计座椅时，应考虑减小座椅共振频率，降低对人体最有影响的高频区，降低共振时的振动传递率，更进一步设计时，应将路面-轮胎、悬架、座椅-人三者整体看作一个大动力学系统，寻求在各种路面随机输入情况下使驾驶员舒适的最优结构；座椅的动态特性还应与其他减振系统相匹配，使人体处于更合适的振动环境。改善座椅表面的温湿度特性，同样对提高驾驶员的工作舒适性非常重要。座椅制造商正试图提咼座椅材料的呼吸能力，如杜邦公司正对会呼吸的聚酯材料进行实验，提咼这种材料的透气性。而奔驰轿车采用主动通风式座椅，使人体与座椅接触区保持适宜的温湿度。图4驾驶员最舒适的驾驶姿势⑹座椅悬架减振发展及现状最早的汽车座椅没有专门的减振机构，只有在座椅上放一个坐垫。然后汽车舒适性受到广泛关注后，刚性连接的驾驶座椅已经被具有弹性悬架结构的座椅所取代。因此，再进一步提高座椅动态舒适性的原则就是合理地选择（或控制）弹性和阻尼参数，悬架的结构，进而避开人体最敏感频段，同时尽可能吸收振动。3.1被动座椅悬架被动座椅悬架如图4所示，其内部无能源供给装置，其弹性和阻尼系数按经验或优化设计的方法确定，参数确定后不随外部状态而改变。被动座椅悬架的研究集中在悬架参数的测

定、分析、优化等方面，而且以悬架弹性特性研究为主。已有研究包括对拖拉机、工程机械、图4被动座椅悬架⑺货车等车辆的被动做以悬架进行优化设计、分析、测试和评价。把悬架刚度设计为非线性弹性特性以弥补线性特性的缺陷，增加适应能力。图4被动座椅悬架⑺总体来讲，被动座椅悬架通过设计成非线性弹性特性等方法，隔振效果有较大改进，且对工况适应能力有所提高，但是刚度和阻尼不能实现实时调节，其隔振效果还达不到最佳，因此座椅悬架研究逐渐转向刚度和阻尼实时可调的半主动、主动座椅悬架。3.2半主动座椅悬架半主动悬架由可控的阻尼元件(减振器)和弹簧组成，其无动力源且通常只能调节阻尼力，如图5所示。S.B.choi和j.h.choi等研究了基于电流变液(ER)阻尼器半主动座椅悬架，建立了阻尼器的宾汉姆模型并采用滑模控制方法，基于整车模型的仿真表明该座椅悬架具有较好的减振效果，但是电流变需要高压电源(2-5kV),因此实际应用比较困难。磁流变液具有良好的可控性和力学性，和电流变液相比，其屈服强度高(50-100kpa)、驱动电压低(2-25v)，因而具有极高的应用价值。基于磁流变的半主动悬架逐渐成为座椅研究的热点。目前的半主动悬架具有只采用单一变阻尼的方法，采用刚度和阻尼联合调节会更好，其实时性也有待进一步研究。图5半主动座椅悬架⑺3.3主动座椅悬架主动座椅悬架可以采取两种形式，一种是在被动悬架中附加一个产生可控制作用力的装TK亿感器土可控力发十黠置，如图5所示。该装置的执行机构一般是液压缸或电动滚珠丝杠等力发生器，其可根据路面状况，借助控制算法实时调节悬架的刚度和阻尼，使其处于最佳减振状态。另一种形式不用弹簧和固定阻尼，只米用可控力发生器连接。TK亿感器土可控力发十黠主动座椅悬架通过力控制实现对弹性与阻尼的联合调节，效果最好，但能耗大，成本高。非线性刚度被动悬架一一负刚度隔振技术4.1国内外负刚度研究现状正负刚度并联隔振作为一种非线性被动振动控制技术很早就被提出，其原理为在正刚度弹簧上并联负刚度弹簧机构。正刚度弹簧作为承载弹簧，负刚度弹簧用于动态时抵消正刚度,从而使减振系统的总刚度减小，固有频率降低。该机构结构简单、价格低廉、可靠性高且适用面广。但由于负刚度机构共尺寸设计时计算复杂，所以一直处于理论研究中，未得到广泛应用，随着计算机计算和仿真技术的发展，使计算和验证更加简便。近年来出现了连杆弹簧机构、倒立摆机构、欧拉压杆机构等负刚度机构并得到了迅速的发展。目前，已广泛应用于航空航天、空间微重力、引力波探测等领域。

早在1979年斯里兰卡科伦坡大学的j.vanEijk就将负刚度用于板簧的机械设计中，以减小系统的总刚度⑻。1985年杭州电子工业学院的范元卿，顾培民研制出了一种正负刚度弹性元件并联的减振装置，该装置利用正负刚度相消的原理，将正负刚度弹性元件并联使用，其刚度可以做到任意低，而且还可以通过调节正负刚度弹性元件的预变形量，实现对减振装置额定载荷能力的大幅度调整。从而为减振尤其是低频及超低频减振提供了有效的手段％20世纪末美国航空和航天局langley研究中心采用了这一技术为航天飞行器研制隔振器,使最低频率达到10Hz以下，实现对振动与冲击十分理想的隔离效果。利用正负弹簧并联作为弹性元件的GDP型低频隔振器和隔振与缓冲同时兼顾的GMH型隔振缓冲器也已应运而生。图7负刚度弹簧结构问1989图7负刚度弹簧结构问在此基础上，设计了含负弹簧的等频振动系统。负弹簧结构如图7所示［⑹。2004年，哈尔滨工业大学的张建卓、董申研究了正负刚度并联系统的力学及动态特性，分析了正负刚度并联各镇系统的阻尼特性，提出了欧拉压杆等多种实现负刚度机构共的力学模型，首次研制了多自由度超低频隔振平台，其垂直振动方向固有频率由原来的6Hz降低为0.75Hz，同时提高了系统产生内共振的频率，实现了系统的超低频宽频带振动隔离，取得了很好的效果⑴-⑵。2007年韩国的C.M.Lee和俄罗斯的V.N.Goverdovskiy基于薄壳理论共同研制了带有负刚度的座椅隔振机构，并给出了理论推导和实验验证，取得了很好的效果［13］。该机构将杆状薄壳弹簧均匀地绕一个中心周围排列，以实现机构的负刚度，如图8所示。在理论分析的基础上研制了应用在汽车悬架及其座椅悬架的弹簧机构，如图9所示。图8基于薄壳理论的负刚度结构问0.1140.0570.00()图8基于薄壳理论的负刚度结构问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)图9基于薄壳理论的负刚度实物图及有限元分析［13］2008年英国的A.Carrella,M.J.Brennan,I.PWaters和K.Shin共同研制出一种高静刚度-低运动刚度的隔振系统，并建立了数学模型，给出了理论分析和实验验证。它的原理也是通

过增加负刚度机构，降低振动频率，提高隔振效果。该机构的刚度是非线性的，但在平衡点附近较小振动范围内是可近似为线性的。该机构在正刚度弹簧的外端增加磁性装置来实现负刚度。被隔振物体放在了两根垂直正刚度弹簧的中间，然后在弹簧的另外两端加上磁铁装置来实现负刚度。通过实验可知，应用这种装置可使系统的固有频率从14hz降到7hz。其结构如图10所示［14］。Uppermagnet /SmoothbarLowermagnetattachediothehoststructureLowermagnetattachediothehoststructurespringsCentralmagnetsofmass,m(isolatedtuass)图10高静刚度一低动刚度隔振系统MlInitialoosition'2012年韩国的ThanhDanhLe和KyoungKwanAhn正负弹簧并联的基础上设计出适用连杆一弹簧结构的驾驶座椅负刚度减振的座椅模型，其结构如图11所示。其主要特点在于，有完整的理论基础和实验数据，为实际工程做铺垫史-⑺。Initialoosition'图11座椅隔振模型［⑸4.2实际生活中的负刚度现象及结构4.2.1金属材料拉伸时的负刚度现象金属材料拉伸时，在超过极限屈服强度二时，也会出现负刚度现象。其应力随着应变的增加而减小，即是单位面积的力随着单位长度的增加减小。此时，材料产生了负刚度特性，如图8所示。

图12金属材料拉伸特性曲线4.2.2欧拉压杆实现的负刚度特性。如图9所示，AB为一受压联合作用的细长杆件，中点处受一横向力F作用，两端作用轴向力P。在AC和CB两端内，绕曲轴的微分方程是(4-3)y-Pv(0<r<(I-d)曲W—氏((】一0<^<o(4-3)式中右端第二项既表示轴向力对弯曲变形的影响，如压力P取绝对值，因为「负值，所以轴向压力事实上增大了弯矩的数值。引入记号(4-4)求出在：汀£:-:的范围内，绕曲轴的方程式为vv=-^^sm(-kx)+7lx(4-5)求出在:「范围内，绕曲轴的方程式为v=v=—啤竺礬抽仏口-Q)+警位一町(4-6)在特殊情况下，横向力F作用于中点，；=「：，由式求得界面C处的挠度§为(4-7)令1.=.<：二则§可写成(4-8)5=—2旦怙讥+竺=—止徉竺严)Pk 4P 4SZ7Xti3丿(4-8)则压杆在C点处的刚度K为(4-9)式中， ，为轴向力P=0时杆在C点处的横向刚度。对几何参数确定的负刚度结构来说门是固定不变的，邛随•变化而变化，若取门二】，二随:变化曲线如图10所示。图14■'随:•变化曲线由图可知，由于轴向力P的作用，使杆在C点处的横向刚度减小，在:工I二于二时出现负刚度。4.2.3水平弹簧受压在竖直方向的负刚度特性在这里考虑时，该负刚度结构去除了支撑弹簧和阻尼器且忽略了隔振设备的重量，如图9所示。图15隔振结构示意图该质量块在力F的驱动下，从初始位置向下偏移x的位移。这样导致水平弹簧被压缩并产生竖直方向的回复力支撑质量块。该隔振设备在竖直方向产生的虚功导出如下：f匚二Fft— 甘:(4-10)根据虚功原理，该方程变换成：丁匕打一：厂：工.二甘:? (4—11)其中1 - 水平弹簧力甘——杆件与水平方向的夹角 水平弹簧的原长-■——水平弹簧任意位置的长度在这里忽略滑块的长度。在任意位置时，F由下式决定：(4-12)tun®)=(4-12)lh=lh=b一恥一（加d—尤尸(4-13)(4-14)将式（3）-（5）带入（2）,该系统的回复力Fh导出如下：尸=2畸片=G ，—: 五 m+护如尸—刃（4-15）Ba1-Ch-Zn}:-xJ 冷!a2-口口三一債一乩尸一工） y将所有变量无因次化如下式（7）表达了无因次回复力与无因次位移的参数关系。图3表达了表1中下一、下：各范围内无因次力与变形的特性关系：其中 -r——无因次回复力■■■■——无因次位移jy：——无因次空间配置参数二——支撑弹簧的无因次初始偏移量a——杆长b——墙壁到质量块的距离由此，无因次回复力能写成：(4-16)(4-16)式（7）表达了（无因次）回复力与无因次位移的参数关系。图11表达了表1中下」下：各范围内（无因次）力与变形的特性关系。我们能够从图11中得到一些关于负刚度机构设计的启示。当下「:：】时，回复力总是随着位移增加而减少，如图11（a）所示。在这种情况下的结构将具有负刚度特性，但是这个条件将不会在本设计模型的负刚度机构设计中考虑，其原因将在下一章详细说明。当-三下「:：…二时，回复力在位置二和二分别存在最大和最小值。当物体位移在:之内，物体（无因次）回复力随着物体（无因次）位移的增加而减少。而当超出该区域时，物体（无因次）回复力随着物体（无因次）位移的增加而增加。即是讲，在这种情况下，该结构的正负刚度特性取决于物体的位移。例如，当：二时，在位移域I的刚度为负，而在位移域II的刚度

为正，如图12所示。当. 时，(无因次)回复力总是增加的。即是讲，该刚度恒为正。因此，此种条件下不能作为负刚度结构。当下一上二时，此时的情况与--^2<丁湘似，该系统拥有一个负刚度区间，如图11(b)所示。当7.<二,该系统始终拥有正刚度。LL⑴o」2crtcrta)-up-s.ua)LUQ.2

-_1.00.2 0.4 0.6 0.8.20-4-0-40.1.0.o.o.aa-*72-1-75f =1.6LL⑴o」2crtcrta)-up-s.ua)LUQ.2

-_1.00.2 0.4 0.6 0.8.20-4-0-40.1.0.o.o.aa-*72-1-75f =1.6?2=441.375?21-2-»72-1-081.0*72=0.92.O

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o.2.0 2.4DiniensiunIessdisplacementx图16[15]-1.2RegionII7J/agionl[1-1.2RegionII7J/agionl[111-0.20.0 d卫 0.4 0.&0.S 1.0 T.2 1.4Dimensionl&ssdisplacementx图17mnO-.4O-.8-O-.8O-.40ParameterCase1:匚fiarigeofthevalueofC^se2.：匚h^ngeofrhevalueof叽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］主要参考文献［1］徐晓美.基于磁力弹簧的非公路车辆驾驶员座椅悬架系统研究［D］：［博士学位论文］.南京：南京农业大学机械学院，2006J.Lines,M.StilesandR.Whyte.Wholebodyvibrationduringtractordriving[J].Journaloflowfrequencynoiseandvibration,1995(14);87-95李洪忠.浅析我国液压挖掘机的发展[J].矿山机械,9(2005),36-38豆立新，龚烈航.矿山工程机械驾驶室动态舒适性理论及分析[J].矿山机械，3(1998),74-77［5］郑艳玲.人机工程学在轿车驾驶室设计中的应用研究［D］.长春理工大学,2008,4丁玉兰.人机工程学[M].北京：北京理工大学出版社,2005徐晓美.基于磁力弹簧的非公路车辆驾驶员座椅悬架系统研究[D]：[博士学位论文].南京：南京农业大学机械学院，2006J.vanEijk,J.F.Dijksman.Platespringmechanismwitheconstantnegativestiffness.MechanismandMachineTheory,1979,14(1):1-9范元卿，顾培民•正负刚度弹性元件并联的减振装置，CN8510917.1985.11.01彭献，陈树年，宋福磐•负刚度工作原理的初期探讨•湖南大学学报，1992,19(4):89-94张建卓，李旦，董申，陈明君•欧拉压杆在超低频垂直隔振系统中的应用研究[J].机械强度，2004,26(3):237-241张建卓，李旦，董申，陈明君•精密仪器用超低频非线性并联隔振系统研究[J].中国机械工程，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