【《车辆座椅阻尼器结构设计计算案例》2700字】

车辆座椅阻尼器结构设计计算案例目录TOC\o"1-3"\h\u5357车辆座椅阻尼器结构设计计算案例 1269401.1阻尼器阻尼力的计算 1174041.1.1频率的匹配选取 1297381.1.2阻尼器等效力学模型 230751.1.3阻尼力范围 3200291.1.4阻尼器材料选取 485621.2参数选取计算 6298461.2.1工作缸 614221.2.2活塞杆d 685561.2.3阻尼间隙h 7224431.2.4工作缸壁厚 7299101.2.5铁芯半径 713631.2.6阻尼通道长L 7258091.2.7匝数计算 7308811.2.8导线及其它参数 8阻尼器阻尼力的计算频率的匹配选取在汽车驾驶过程中会受到不同频率干扰的影响，为了避免不同频率之间的共振，在频率选取时应当谨慎对待。参考文献[1]，可得到驾驶员座椅和驾驶室地板之间的共振频率如下：共振频率范围垂直频率（Hz）俯仰频率（Hz）侧倾频率（Hz）驾驶员座椅0.943～2.9011.185～3.1991.485～3.882驾驶员地板2.520～3.7212.393～3.5690.969～1.229参考文献[1]，车辆整车的各向固有频率分别为：垂向频率2.5Hz，俯仰频率2Hz，横向和纵向频率1.6Hz，侧倾频率4.3Hz，横摆频率1.7Hz。再根据表3.1，得到驾驶室的各向共振频率分别为：垂向频率2.520～3.721Hz，俯仰频率2.393～3.569Hz，侧倾频率0.969～1.229Hz。同时还要考虑人体各部位所敏感的频率范围及其共振频率[2],有：人体各部位共振频率身体部位全身头部眼部胸部肩部手臂脊柱胃部共振频率(Hz)5-620-3020-254-62-610-203-54-5由隔振理论可知，无论阻尼比ζ多大，只有频率比大于，且放大因子小于1才有隔振作用，所以需要进行频率配置。垂直方向垂直方向为产生阻尼力的主要方向。在驾驶过程中参考表3.2，振动频率最低为3Hz，最高为6Hz，频率配置过高会起不到减振作用，太低会使座椅过软，也不适于驾驶。参考表3.1选取垂直方向的固有频率为1~2Hz.俯仰方向在避开整车的俯仰方向振动频率之外，参考表3.1选取俯仰方向的固有频率为1~1.4Hz侧倾方向在驾驶过程中，当车辆转弯或路面左右高度不一时会导致车辆有一定的机会发生侧翻，参考整车侧倾频率和表3.1，选取侧倾方向的频率为1.2~3Hz阻尼器等效力学模型由于减振器阻尼力主要来自垂直方向，在简化时整个系统可以用弹簧、带有阻尼效应的装置和带有一定质量的铁块表示，如图3.1所示。当系统无其它干扰的情况下，因阻尼的存在使铁块做自由衰减振动。根据牛顿第二定律，弹簧阻尼并联的振动系统的振动微分方程可写为：(3.1)式中，为系统无阻尼固有原频率，ζ为阻尼比，其中(3.2)(3.3)式中，k为弹簧弹性模量，m为铁块质量，为临界阻尼。简化力学模型由于ζ＜1时才为衰减振动，且阻尼与振频和周期有关，设T为系统无阻尼振动的周期，则有：(3.4)(3.5)式中为有阻尼固有频率，为有阻尼系统振动周期。可由有阻尼情况下的固有频率、周期和阻尼比公式推算出在垂直方向上的刚度k和阻尼c为：(3.6)(3.7)对于俯仰和侧倾方向，由于其为扭转形式，根据刚度的计算公式：(3.8)式中J为转动惯量，参考垂直方向的计算方法，可得俯仰和侧倾方向的刚度和阻尼计算公式为：(3.9)(3.10)阻尼力范围等效簧载质量选取根据人体重测算，我国的成年男性的平均体重在70kg左右。估算全体驾驶员平均体重在50-100kg之间，座椅重约为10-16kg。考虑到身体其他部分的支撑，取等效簧载质量取为55-95kg。系统阻尼比选取在阻尼器压缩行程中，为保证整个系统运行的稳定性并且保证阻尼器的减振效果，通常去阻尼比ζ在0.2-0.35之间，本设计取ζ为0.25。阻尼力范围减振器开始工作，根据《汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件》，阻尼系数c是在活塞速度为0.52m/s时测定的，其产生的最大阻尼力F=0.52c（取阻尼系数c为：175.29~603.50N/m·s²）。通常，减振器的卸荷速度为0.15~0.52m/s之间。因此根据实验及上述计算公式，参考文献[3]，磁流变减振器可提供理论上的阻尼力范围为：减振器阻尼力估算值垂直方向俯仰方向侧倾方向理论阻尼力89.8511.3510.3291.15310.3927.4537.25313.82阻尼器材料选取根据所设计阻尼器类型，阻尼器的结构油活塞，活塞杆，缸筒，铁芯及套筒组成。选取活塞和铁芯和缸筒材料时，因其位置的特殊性，距离线圈的位置很近，因此需要有较高的磁导率和电阻率且由于活塞的往复运动决定其强度也要满足要求。因此选择工业纯铁作为活塞和铁芯的材料。其具体性能如下：工业纯铁性能B（T）（T）1553200001.652.15896选取活塞杆进行材料时，应考虑到注意其强度。活塞杆应具有一定的拉伸压缩、抗扭等功能；缸壁应具有一定的抗挤压，抗冲击功能。本文选取45号钢为活塞杆和缸筒材料。磁流变液选取Lord公司所生产的MRF-140CG。其粘度系数η为0.28pa-s,其具体性能如图：曲线曲线B/H曲线参数选取计算工作缸工作缸直径最大许用应力对应工作缸直径为[5]：(3.11)式中[p]为许用压力，取值范围为3~4N/mm²，本设计取[p]等于4；根据表3.3，为313.82N;为活塞杆径与工作缸直径之比，该设计结构的取值范围为0.3~0.35,本设计取为0.3。既=根据实际生产，在考虑结构及强度的情况下，选取直径为30mm的工作缸。活塞杆d根据上述的选取，则有活塞杆直径d为：d=(3.12)d=0.3×30=9mm对其进行强度校核，公式为(3.13)式中108MPa为45钢的许用应力。阻尼间隙h根据研究表明，h的范围在0.5-2mm较为合适，本设计选取h=0.7mm工作缸壁厚工作缸壁厚在选取时，除了考虑结构之外，还需要对其强度进行仿真校核，缸壁过薄会使其所受磁感应强度过大而无法稳定工作；太厚会影响增大结构，且会影响阻尼通道处的磁感应强度，本文选取工作缸壁厚为3mm。铁芯半径在磁芯选择过程中，磁芯过小会影响阻尼通道处的磁感应强度，以至影响阻尼器阻尼力大小，而铁芯过厚会使材料的磁通密度过饱和以至于损坏零件，影响其使用性能。通常磁芯直径选取会在8~16mm之间，本课题选取15.6mm。阻尼通道长L根据式(2.22)，并且由于采用气体补偿空腔的方法，且忽略剪切模式的阻尼力，且计算时先不考虑其剪切应力，既没有激励时其最小阻尼力，此时速度为0.15m/s，因此压缩过程中，阻尼器产生阻尼力为：(3.13)为所补偿压强，参考其它设计，根据本设计的特点取其为1MPa。根据式(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，取阻尼通道长为5.5mm。考虑漏磁的情况下，参考文献[4]需要满足h/l≤0.2，由于h/l=0.16所以满足条件。匝数计算根据式(2.22)，在考虑线圈的激励情况下，此时速度为0.52m/s，假定额定电流为2A，则有此时的阻尼力为：(3.14)带入数据得:解出≈12KPa，根据图3.3和图3.4，得到当剪切应力为12KPa时，对应的磁感应强度约为0.25T。因磁流变液的相对磁导率相对缸壁和活塞材料的相对磁导率要小得多，所以综合式(2.40)和磁感应强度公式，可推导出：(3.15)≈140匝导线及其它参数为保证阻尼器的正常运行，不受温度等其它因素影响，导线的截面积要适中，在保证不影响磁流变液性质的情况下，还要考虑是否符合设计初衷，要为其它零件空出一定空间，参考反复工作时磁路电流密度的选取，本课题选取电流密度为JS=5~12A/mm²。计算导线直径的公式为：(3.16)查阅相关标准，取导线直径为0.53mm，标准如下:导线参数名称型号直径/mm漆包线直径