车辆工程专业本科毕业论文

车辆工程专业本科 毕业论文 毕业论文答辩ppt模板下载毕业论文ppt模板下载毕业论文ppt下载关于药学专业毕业论文临床本科毕业论文下载 摘 要 本次 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 题目是EQ1092货车的前后悬架系统的设计。 所设计悬架系统的前悬架采用钢板弹簧非独立式悬架。后悬是由主副簧组成，也是非独立 悬架。首先确定悬架的主要结构形式，然后对主要性能参数进行确定。在前悬的设计中首先 设计了钢板弹簧，材料和许用应力，和 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 布置的设计;还有减振器的选择。在后悬架系统 设计中主要对主副钢板弹簧进行了设计，特别是钢板弹簧的刚度比分配计算和刚度的校核。 最后对悬架系统进行了平顺性分析，目的是判断所设计的悬架平顺是否满足要求。在平顺 性分析时运用了时域分析方法，采用了两个自由度，最后通过编程计算，结果是没有不舒适。 因而对提高汽车的动力性、经济性和操纵稳定性是有利的。 关键词:悬架设计;钢板弹簧;平顺性;货车 I Abstract The title of this thesis is the design of front and rear suspension systems of EQ1092 truck. The front suspension system is the leaf spring, dependent suspension. The rear suspension system consists of the main spring and the helper spring and it is also dependent suspension. In the procedure of the design we made certain the structural style of the suspension system in the first, then we made certain the main parameters. In the design of the front suspension we designed the leaf spring firstly, material and allowable stress and the design of scheme , moreover the design of shock absorber. In the design of rear suspension we carried out the design of the main spring and the helper spring, specially the counting of distribution of angular rigidity between the main spring and the helper spring and the checking of the angular rigidity. In the final design stage, we implement the analysis of suspension ride performance. The aim is whether suspension ride quality meets to the performance requirement. The ride performance analysis adopts the methods with time domain and with two degree of freedoms by computer program. The results indicate that there is no uncomfortableness for the car on road. Therefore, it is helpful for the dynamical, economical and handling performances of the studied vehicle. Key words: Suspension Design; Leaf spring; Ride Performance; Truck II 目 录 第1章 绪 论 .......................................................................................................... 1 第2章 悬架系统的结构与分析 ............................................................................ 3 2.1 悬架的作用和组成 ................................................................................... 3 2.2 汽车悬架的分类 ....................................................................................... 3 2.3 悬架的设计要求 ....................................................................................... 4 2.4 悬架主要参数 ........................................................................................... 4 2.4.1 悬架的静挠度fc ............................................................................ 4 2.4.2 悬架的动挠度 fd ............................................................................ 5 2.4.3 悬架弹性特性 ................................................................................ 5 2.4.4 后悬架主、副簧刚度的分配 ........................................................ 5 2.4.5 悬架侧倾角刚度及其在前、后轴的分配 .................................... 6 第3章 前后悬架系统的设计 ................................................................................ 7 3.1前悬架系统设计 ........................................................................................ 7 3.1.1钢板弹簧的设计 ............................................................................. 7 3.1.2.减振器的选用 ............................................................................... 12 3.2后悬架系统设计 ...................................................................................... 12 3.2.1主、副钢板弹簧结构参数 ........................................................... 13 3.2.2钢板弹簧的强度验算 ................................................................... 13 第4章 平顺性分析和编程 .................................................................................. 15 4.1平顺性的定义 ......................................................................................... 15 4.2平顺性的研究内容 .................................................................................. 15 4.3平顺性的研究分析 .................................................................................. 16 第5章 结论 .......................................................................................................... 21 参考文献 ................................................................................................................ 22 致 谢 ...................................................................................................................... 23 附 录?:外文资料 .............................................................................................. 24 附 录 ?:中文翻译 ............................................................................................ 31 附 录 ?: 程序 .................................................................................................. 35 III 第1章 绪 论 随着时代的发展，以及我国汽车行业的发展，人们对货车的舒适性和稳定性 提出了新的要求。悬架作为提高汽车操纵稳定性和乘坐舒适性的关键部分必须进行更好的 改进，由此悬架得到了人们广泛重视和深入研究。运用优化的设计方法在保证减小悬架整体 质量的同时又不缺少应有的刚度、强度与纫度，从而提高了车速，降低了能耗是目前国 悬 架由弹性元件、减振装置和导向机构等三部分组成。同时悬架形式又分为独立悬架和非独立 悬架两种。 悬架是汽车中的一个重要总成，它把车架与车轮弹性地联系起来，关系到汽 车的多种使用性能。从外 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 上看，悬架仅是由一些杆、筒以及弹簧组成，但千万不要以为 它很简单，相反悬架是一个较难达到完美要求的汽车总成，这是因为悬架既要满足汽车的舒 适性要求，又要满足其操纵稳定性的要求，而这两方面又是互相对立的。比如，为了取得良 好的舒适性，需要大大缓冲汽车的震动，这样弹簧就要设计得软些，但弹簧软了却容易使汽 车发生刹车―点头‖、加速―抬头‖以及 左右侧倾严重的不良倾向，不利于汽车的转向，容易导致汽车操纵不稳定等。 现代汽车悬架的发展十分快，不断出现，崭新的悬架装置。按控制形式不同 分为被动式悬架和主动式悬架。目前多数汽车上都采用被动悬架，汽车姿态(状态)只能 被动地取决于路面及行驶状况和汽车的弹性元件，导向机构以及减振器这些机械零件。20 世纪80年代以来主动悬架开始在一部分汽车上应用，并且目前还在进一步研究和开发中。 主动悬架可以能动地控制垂直振动及其车身姿态，根据路面和行驶工况自动调整悬架刚度。 1 现代汽车对平顺性和操纵稳定性和舒适性的要求越来越高，已成为衡量汽车性能好坏的标准。 悬架结构形式和性能参数的选择合理与否，直接对汽车行驶平顺性、操纵稳定性和舒适性有很大的影响。由此可见悬架系统在现代汽车上是重要的总成之一。 汽车的固有频率是衡量汽车平顺性的重要参数，它由悬架刚度和悬架弹簧支承的质量(簧载质量)所决定。人体所习惯的垂直振动频率约为1,1.6Hz。车身振动的固有频率应接近或处于人体适应的频率范围，才能满足舒适性要求。在悬架垂直载荷一定时，悬架刚度越小，固有频率就越低，但悬架刚度越小，载荷一定时悬架垂直变形就越大。这样若无有足够大的限位行程，就会使撞击限位块的概率增加。若固有频率选取过低，很可能会出现制动点头角，转弯侧货角，空载和满载车身高度变化过大。一般货车固有频率是1.5,2Hz，旅行客车1.2,1.8Hz，高级轿车1,1.3Hz。另外，当悬架刚度一定时，簧载质量越大，悬架垂直变形也愈大，而固有频率越低。空车时的固有频率要比满载时的高。簧载质量变化范围大，固有频率变化范围也大。为了使空载和满载固有频率保持一定或很小变化，需要把悬架刚度做成可变或可调的。影响汽车平顺性的另一个悬架指标是簧载质量。簧载质量分为簧上质量与簧下质量两部分，由弹性元件承载的部分质量，如车身、车架及其它所有弹簧以上的部件和载荷属于簧上质量。车轮、非独立悬架的车轴等属于簧下质量，也叫非簧载质量M。如果减小非簧载质量可使车身振动频率降低，而车轮振动频率升高，这对减少共振，改善汽车的平顺性是有利的。非簧载质量对平顺性的影响，常用非簧载质量和簧载质量之比m/M进行评价。 悬架的侧倾角刚度及前后匹配是影响汽车操纵稳定性的重要参数。当汽车受侧向力作用发生车身侧倾，若侧倾角过大，乘客会感到不安全，不舒适，如侧倾角过小，车身受到横向冲击较大，乘客也会感到不适，司机路感不好。所以，整车侧倾角刚度应满足:当车身受到0.4g侧向加速度时，其侧倾角在2.5,4?范围内，汽车有一定不足转向特性，前悬架侧倾角刚度应大于后悬架侧倾角刚度。一般前悬架侧倾角刚度与后悬架侧倾角刚度比应在1.4,2.6范围内，如前后悬架本身不能满足上述要求，可在前后悬架中加装横向稳定杆，提高汽车操纵稳定性。 2 第2章 悬架系统的结构与分析 2.1 悬架的作用和组成 悬架系统的作用: (1)传递作用在车轮和车架(或车身)之间的一切力和力矩; (2)缓和路面传给车架(或车身)的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的 振动，保证汽车的行驶平顺性; (3)保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性，保证汽车的操纵 稳定性，使汽车获得高速行驶能力。 典型的悬架结构由弹性元件、导向机构以及减震器等组成，个别结构则还有缓冲块、横向稳定器等。弹性元件又有钢板弹簧、空气弹簧、螺旋弹簧以及扭杆弹簧等形式。 2.2 汽车悬架的分类 根据汽车导向机构不同悬架种类又可分为独立悬架，非独立悬架。 非独立悬架特点是左，右车轮用一根整体轴连接，在经过悬架与车架(或车身)连接，当一侧车轮受冲击力时会直接影响到另一侧车轮上，当车轮上下跳动时定位参数变化小。若采用钢板弹簧作弹性元件，它可兼起导向作用，使结构大为简化，降低成本。目前广泛应用于货车和大客车上，有些轿车后悬架也有采用的。非独立悬架由于非簧载质量比较大，高速行驶时悬架受到冲击载荷比较大，平顺性较差。 其主要特点是: (4)组成悬架的构件少，结构简单，便于维修。 (5)坚固耐用，适合重载。 (6)转弯时车身倾斜度小。 (7)车轮定位几乎不因其上下运动而改变，所以轮胎磨损较少。 (8)由于非悬挂重量大，故乘坐欠舒适。 (9)由于左右车轮的运动相互影响，很容易产生颤动和摇摆现象。 独立悬架是左，右车轮通过各自的悬架与车架(或车身)连接，当一侧车轮受冲击，其运动不直接影响到另一侧车轮，独立悬架所采用的车桥是断开式的。这样使得发动机可放低安装，有利于降低汽车重心，并使结构紧凑。独立悬架允 3 许前轮有大的跳动空间，有利于转向，便于选择软的弹簧元件使平顺性得到改善。同时独立悬架非簧载质量小，可提高汽车车轮的附着性。 综上EQ1092中型货车选用的是非独立悬架。 2.3 悬架的设计要求 悬架与汽车的多种使用性能有关，在悬架的设计中应该满足这些性能的要求: (1)保证汽车有良好的行驶平顺性。 (2)具有合适的衰减振动能力。 (3)保证汽车具有良好的操纵稳定性。 (4)汽车制动或加速时能保证车身稳定，减少车身纵倾，即点头或后仰;转弯时车身侧倾角要合适。 (5)结构紧凑、占用空间小。 (6)可靠的传递车身与车轮之间的各种力和力矩。在满足零部件质量小的同时，还要保证有足够的强度和寿命。 2.4 悬架主要参数 根据悬架在整车中的作用和整车的性能要求，悬架首先应保证有良好的行驶平顺性，这是确定悬架主要性能参数的重要依据。 汽车的前、后悬架与簧载质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性主要参数之一。悬架固有频率选取的主要依据是―ISO2631《人体承受全身振动的评价指南》‖，固有频率取值与人步行时身体上下运动的频率接近。此外，前后悬架的固有频率接近可以避免产生较大的车身角振动，n1<n2的汽车高速通过 单个路障时引起的车身角振动小于n1>n2的汽车。故本次设计选取的汽车前后部分 的车身固有频率n1、n2分别为n1=1.9Hz,n2=2Hz 2.4.1 悬架的静挠度fc 悬架的静挠度fc 是指满载静止时悬架上的载荷Fw与此时悬架刚度c之比， 即fc=Fw/c。 因现代汽车的质量分配系数ε近似等于1，于是汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在 联系。因此，汽车前、后部分车身的固有频率n1和n2可用下式表示 ;(2-1) 式中，c1、c2为前、后悬架的刚度(N/cm);m1、m2为前、后悬架的簧上质量(kg)。 悬架的弹性特性为线性变化时，前、后悬架的静挠度可用下式表示 4 fc1=m1g/c1;fc2=m2g/c2 式中，g为重力加速度,g=981cm/s2 。将fc1、fc2代入式(2-1)得到 n1=5/ n2=5/fc1;(2-2) fc2 所以 fc1=(5/n1)2=(5/1.9)2=69mm fc2=(5/n2)2=(5/2)2=62mm 2.4.2 悬架的动挠度 fd 悬架的动挠度fd是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允的最大变形 时，车轮中心相对车架(或车身)的垂直位移。要求悬架应有足够大的动挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。所以，对于货车，fd取62mm。 2.4.3 悬架弹性特性 悬架受到的垂直外力F与由此所引起的车轮中心相对于车身位移f(即悬架的变形)的关系曲线，称为悬架的弹性特性。 悬架的弹性特性有线性弹性特性和非线性弹性特性两种。当悬架变形f与所受垂直外力F之间成固定的比例变化时，弹性特性为一直线，称为线性弹性特性，此时悬架刚度为常数。钢板弹簧非独立悬架的弹性特性可视为线性的。(如图2-1) 图2-1 悬架弹性特性曲线 2.4.4 后悬架主、副簧刚度的分配 EQ1092中型货车后悬架采用主、副簧结构的钢板弹簧。其悬架的弹性特性曲线 5 图2-2 主、副簧为钢板弹簧结构的弹性特性曲线 如图2-2所示。载荷小时副簧不工作，载荷达到一定值时副簧与主簧共同工作。 2.4.5 悬架侧倾角刚度及其在前、后轴的分配 悬架侧倾角刚度系指簧上质量产生单位侧倾角时，悬架给车身的弹性恢复力矩。它对簧上质量的侧倾角有影响。侧倾角过大或过小都不好。EQ1092中型货车车身侧倾角选为6o。 此外，还要求汽车转弯行驶时，在0.4g的侧向加速度作用下，前、后轮侧偏角之差δ1-δ2 应当在1o,3o范围内。而前、后悬架侧倾角刚度的分配会影响前、后轮的侧偏角大小，从而影响转向特性，设计还要考虑悬架侧倾角刚度在前、后轴上的分配。所以前、后悬架侧倾角刚度的比值为2.4。 6 第3章 前后悬架系统的设计 3.1前悬架系统设计 前悬架由前钢板弹簧和减振器组成。 钢板弹簧中部用两个U型螺栓固定在前桥上。弹簧两端的卷耳孔中压入衬套。前端卷耳用钢板弹簧销与前支架相连，形成固定的铰链支点，与车架连起来;后端卷耳则通过钢板弹簧吊耳销与用铰链挂在后支架上可以自由摆动的吊耳相连，与车架连起来。从而保证了弹簧变形时两卷耳中心线间的距离有改变的可能。钢板弹簧工作时，越靠近中间受到的弯曲力矩越大，为了充分利用材料并有足够的强度和弹性，钢片长度由上到下逐渐缩短。并且各片的弯度是不等的，钢片越长弯度越小，这样装配后在工作时可以减小主片所受负荷，使各片负荷均匀接近。 减振器为液力双作用筒式减振器。减振器在拉伸和压缩过程中，通过复原阀和压缩阀及其相应的节流系统产生阻尼力，从而使钢板弹簧的振动速度衰减以改善汽车的行驶平顺性。减振器通过连接销、上支架、下支架以及其橡胶衬套分别与车架和前轴连接。 3.1.1钢板弹簧的设计 1.钢板弹簧的布置方案 钢板弹簧在汽车上可以纵置或者横置。后者因为要传递纵向力，必须设置附加的导向传力装置，使结构复杂、质量加大，所以只在极少数汽车上应用。纵置钢板弹簧能传递各种力和力矩，并且结构简单，故选用在EQ1092中型货车上。 纵置钢板弹簧又有对称与不对称式之分。钢板弹簧中部在车轴(桥)上的固定中心至钢板弹簧两端卷耳中心之间的距离若相等，则为对称式钢板弹簧;若不相等，则称为不对称式钢板弹簧。EQ1092货车采用对称式钢板弹簧。 2.钢板弹簧主要参数的确定 初始条件:满载静止时汽车前、后轴(桥)负荷G1=23347.8N、G2=67983.3N 和簧下部分荷重Gu1=4847N、Gu2=9403N，悬架的静挠度fc和动挠度fd，单个钢板弹 簧的载荷:-1) -2) 汽车的轴距Lz=3950mm。 7 (1). 满载弧高fa 满载弧高fa是指钢板弹簧装到车轴(桥)上，汽车满载时钢板弹簧主片上表 面与两端(不包括卷耳孔半径)连线间的最大高度差。fa用来保证汽车具有给定的高度。取fa=20mm。 (2). 钢板弹簧长度L的确定 钢板弹簧长度L是指弹簧伸直后两卷耳中心之间的距离。 L=0.32×Lz=0.32×3950=1264mm (3). 钢板断面尺寸及片数的确定 1)钢板断面宽度b的确定 钢板弹簧的总惯性矩Jo (3-3) 式中，s—U形螺栓中心距，s=120mm k—U形螺栓夹紧弹簧后的无效长度系数，k=0.5 c—钢板弹簧垂直刚度，—挠度增大系数, δ=1.36 E—材料的弹性模量，E=2.1×105MPa Jo=[(1264-0.5×120)3×134×1.36]/(48×2.1×105)=31554.6mm2 钢板弹簧总截面系数Wo W?[Fw(L-ks)/(4[ζw])] (3-4) 式中，[ζw]—许用弯曲应力，对于55SiMnVB，表面经喷丸处理后，[ζw]=350,450MPa Wo?[9250.4×(1264-0.5×120)/(4×400)]=6960.9 刚板弹簧的平均厚度hp (3-5) 取片宽b=75mm 2)钢板弹簧片厚h的选择 矩形断面等厚钢板弹簧的总惯性矩Jo Jo=nbh3/12 (3-6) 式中，n—钢板弹簧片数， 取各片片厚等厚:h1=h2=h3=h4=h5=h6=h7=h8 =9mm 3)钢板断面形状(如图3-1) 8 图3-1 矩形断面 3.钢板弹簧各片长度的确定 在选择各叶片长度时，应尽量使应力在片间和沿片长的分布合理，以达到各片寿命接近并节省材料、减小板簧质量的目的。 确定各叶片长度的方法有作图法和计算法。用作图法确定各片长度的方法是基于实际钢板弹簧各叶片的展开图接近梯形梁形状这一原则来作图的,先将各叶片厚度的立方值hi3按同一比例尺沿纵坐标绘出，再沿横坐标绘出主片长度之半(即L,2)和u形螺拴中心距之半(即s,2)，得A、B两点。连接这两点就得到三角形的钢板弹簧展开图。AB线与各叶片上侧边的交点即决定了各片长度。当有与主片等长的重叠片时，可将B点与最下一个重叠片的上侧端点相连。该图中实线所示的叶片长度是经过圆整后的尺寸。有的叶片端部装有卡箍，则需伸出卡箍稍许。(如图 3-2) 图3-2钢板弹簧各片长度的作图法 由此图得出个片半长经过圆整后分别是635mm，565mm，495mm，420mm，350mm， 9 275mm，205mm，135mm 4.钢板弹簧的刚度验算 由于有关挠度增大系数δ、惯性矩Jo、片长和叶片端部形状等的确定不够准确，所以要验算刚度。用共同曲率法来计算刚度。假定同一截面上各片曲率变化值相同，各片所承受的弯矩正比于其惯性矩，同时该截面上各片的弯矩和等于外力所引起的弯矩。刚度验算公式为 3 -7) 其中 k Yk+1= i i 式中，α—经验修正系数，α=0.9 E—材料的弹性模量，E=2.1×105MPa l1、lk+1—主片和第k+1片的一半长度。 结果c=17.6×104N/m 5.钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算 (1)钢板弹簧总成在自由状态下的弧高Ho 钢板弹簧各片装配后，在预压缩和U形螺栓夹紧前，其主片上表面与两端(不包括卷耳孔半径)连线间的最大高度差，称为钢板弹簧总成在自由状态下的弧高Ho，用下式计算 Ho=fc+fa+?f (3-8) 式中，?f—钢板弹簧总成用U形螺栓夹紧后引起的弧高 ?f=?f= (3-9) 2 =12mm Ho=69+20+12=101mm (2)钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径Ro Ro=L2/(8Ho) (3-10) Ro=12702/(8×101)=1996mm 6.钢板弹簧总成弧高的核算 根据最小势能原理，钢板弹簧总成的稳定平衡状态是各片势能总和最小状态，由此可求得等厚叶片弹簧的Ro 10 (3-12) 结果Ro=1906mm 经检验合格。 钢板弹簧总成弧高H H=L2/(8Ro) (3-13) H=L2/(8Ro)=12702/(8×1906)=105mm 7.钢板弹簧的强度验算 (1)紧急制动时，前钢板弹簧承受的载荷最大在它的后半段出现的最大应力ζ (3-14) 式中，G1—作用在前轮上的垂直静载荷, G1=23347.8N ??—制动时前轴负荷转移系数, m2=1.5 m2 —道路附着系数 l1、l2—钢板弹簧前、后段长度,l1、l2=635mm Wo—钢板弹簧总截面系数, Wo=6960.9 c—弹簧固定点到路面的距离,c=750mm 为许用应力，合格 (2)钢板弹簧卷耳的强度核算 卷耳处所受应力ζ是由弯曲应力和压(拉)应力合成的应力，即 (3-15) 1式中，Fx—沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力 D—卷耳 合格 (3) 钢板弹簧销强度计算 ，对于45钢经过高频淬火后，许用应力合格 11 3.1.2.减振器的选用 悬架中用的最多的减振器是 (3- 式中，[P]—工作缸最大允许压力，[P]=4MPa Fo—最大卸荷力，Fo=6000N λ—连杆直径与缸筒直径之比， 根据标准选用，详见QC/T491-1999《汽车筒式减振器 尺寸系列及技术要求》 取D=50mm 连杆直径壁厚取2 mm 3.2后悬架系统设计 后悬架只有钢板弹簧组成。 12 后钢板弹簧由主副两副钢板弹簧组成。主钢板弹簧由数片钢片叠成，副钢板弹簧用数片钢片叠成，连接方法副钢板弹簧装在主钢板弹簧的上方。主副钢板弹簧中部用盖板和U型螺栓固定在后桥壳的钢板座上。当汽车装载质量较大时，副钢板弹簧抵在辅助钢板弹簧支架下面，主副钢板弹簧共同参加工作。这样可以使汽车在不同载荷下，保证钢板弹簧既有适当的弹性又有足够的强度。后钢板弹簧通过销、前支架与车架相连接，形成固定旋转支承端;后端卷耳通过吊耳销、吊耳、支架销和支架与车架连接，形成摆动旋转支承端。后悬架总成承受并传递各方向的力和力矩。 由于后悬也是钢板弹簧，所以计算步骤如前，同理可得后悬参数。 3.2.1主、副钢板弹簧结构参数 满载弧高f主a =20mm,f副a=20mm 钢板弹簧长度L主=1580mm，L副=1185mm 主、副钢板弹簧断面宽度b=75mm,主钢板弹簧片数n=11，副钢板弹簧片数n=8 主钢板弹簧各片厚度一样都是15mm 副钢板弹簧各片厚度一样都是10mm 主钢板弹簧各片长度(如图3-5) 钢板弹簧的刚度c=c主+c副=472.4N/mm 主、副钢板弹簧总成在自由状态下的弧高Ho分别为:97mm,100mm 主、副钢板弹簧总成在自由状态下的曲率半径Ro分别为:3529.9mm,1760.7mm 主、副钢板弹簧总成弧高的核算 主钢板弹簧总成的曲率半径Ro=3217mm 副钢板弹簧总成的曲率半径Ro=1770mm 主钢板弹簧总成弧高H=95mm 副钢板弹簧总成弧高H=96mm 主钢板弹簧各片长度1580mm, 1450mm, 1320mm, 1180mm,1050mm, 920mm,790mm, 650mm,520mm,390mm,260mm 副钢板弹簧各片长度1190mm,1060mm,930mm,790mm,660mm,520mm,390mm,260mm 3.2.2钢板弹簧的强度验算 1. 汽车驱动时，后钢板弹簧承受的载荷最大，在其前半段出现的最大应力 - 式中，G2—作用在后轮上的垂直静载荷, G2=67983.3N ??—驱动时后轴负荷转移系数，m2=1.2 m2 —道路附着系数， 13 b—钢板弹簧片宽，b=75mm h1—钢板弹簧主片厚度, h1=15mm l1、l2—钢板弹簧前、后段长度,l1、l2=790mm c—弹簧固定点到路面的距离,c=800mm Wo—钢板弹簧总截面系数, Wo=40937.5 ζmax=[67983.3×1.2×(790+0.8×800)]/120×40937.5+67983.3×1.2× 0.8/(75×15) =合格 2. 主钢板弹簧卷耳处的强度 式中，Fx—沿弹簧纵向作用在卷耳中心线上的力, Fx=28118.5N D—卷耳 合格 14 第4章 平顺性分析和编程 4.1平顺性的定义 汽车行驶时，由于路面凹凸不平以及发动机，传动系统和车轮等旋转部件激发汽车的振动。当振动达到一定的剧烈程度，将使汽车内乘员感到不舒适、疲劳甚至危及人体健康。在同一路面上以相同车速行驶的不同汽车，由于隔振和减振性能不同，引起的振动剧烈程度会不同。通常把汽车缓和振动，减少对乘员影响的性能以汽车的―行驶平顺性‖来描述，即汽车不因振动而使乘员感到不舒适的性能称为汽车行驶平顺性。 4.2平顺性的研究内容 汽车行驶平顺性的评价方法，通常是根据人体对振动的生理反应及对保持货物完整性的影响来制订的，并用振动的物理量，如频率、振幅、加速度、加速度变化率等作为行驶平顺性的评价指标。 目前，常用汽车车身振动的固有频率和振动加速度评价汽车的行驶平顺性。试验表明，为了保持汽车具有良好的行驶平顺性，车身振动的固有频率应为人体所习惯的步行时，身体上、下运动的频率。它约为60,85次/分(1HZ,1.6HZ)，振 动加速度极限值为0.2,0.3g。为了保证所运输货物的完整性，车身振动加速度也不宜过大。如果车身加速度达到1g，未经固定的货物就有可能离开车厢底板。所以，车身振动加速度的极限值应低于0.6,0.7g。 在综合大量资料基础上，国际标准化组织ISO提出了ISO 2631《人体承受全身振动的评价指南》。该标准用加速度均方根值(rms)给出了在中心频率1,80HZ振动频率范围内人体对振动反应的三种不同的感觉界限。我国参照ISO2631制定了国家标准《汽车平顺性随机输入行驶试验方法》和《客车平顺性评价指标及极限》。 ISO 2631用加速度均方根值给出了人体在1,80Hz振动频率范围内对振动反应的三个不同感觉界限:舒适,降低界限TCD、疲劳,工效降低界限TFD和暴露极限。 舒适,降低界限TCD与保持舒适有关。在此极限内，人体对所暴露的振动环境主观感觉良好，并能顺利完成吃、读、写等动作。 疲劳,工效降低界限TFD与保持工作效率有关。当驾驶员承受振动在此极限内时，能保持正常地进行驾驶。 15 暴露极限通常作为人体可以承受振动量的上限。当人体承受的振动强度在这个极限之汽车 振动系统模型 根据力学定理，可列出图4-1所示系统的振动微分方程: 16 (4-1) 式中，M为簧载质量(kg); m为非簧载质量(kg); k为左右两侧悬架的合成刚度(Nm); c为左右两侧悬架的合成当量阻尼系数; kt为左右两侧悬架的合成轮胎刚度(Nm); q为路面不平度赋值函数(m)，即路面不平度对汽车的实际激励。 解式(1)可得该系统振动的两个主频率: 2 1 (4-2) 式中，，。 由上式可知，汽车振动存在两个主频和，它们仅为系统结构参数的函数而与外界的激励条件无关，是表征系统特征的固有参数。一般地说，其中较小值的一阶主频，且接近由弹簧质量和悬架刚度所决定的频率，而较大值的二阶主频率，较接近主要由轮胎刚度kt和非簧载质量m所决定的频率。 的解是由自由振动齐次方程的解与非齐次方程特方程MZ 解之和组成。 ck令，，则齐次方程为 MM 式中的称为系统固有频率，而阻尼对运动的影响取决于b和的比值变化ζ，ζ称为阻尼比 2Mk 汽车悬架系统阻尼比ζ的数值通常在0.25左右，属于小阻尼，此时微分方程的通解为 根据上面的式子可以得到车身加速度的功率谱公式: 17 其中 (u为车速) 根据路面不平度分类标准选择G级路面，可得: ，m3(其中n0=0.1) 则 图4-2 车身加速度的幅频特性曲线图 也可以得到: 悬架动挠度fd对q的幅频特性: 将 A2KtA2Ktz1z2z2z1A1Kt 与 代入上式，得: qNNN 18 式中 其中为频率比;为阻尼比;为刚度比;为质量比。 图4—3 悬架动挠度的幅频特性曲线图 通过分析，当阻尼比时，本悬架系统的平顺性特性较好，符合 ISO02631-1:1997 (E)标准。 相对动载Fd/G对q的幅频特性: ，频率响应函数 F A2KtA2Ktz 将 代入上式，得: 19 式中 图4—4相对动载的幅频特性曲线图 212 20 第5章 结论 前悬架系统采用钢板弹簧和减振器的非独立悬架，后悬架采用了主副钢板弹簧式非独立悬架。在前悬架系统设计中，对钢板弹簧的参数进行了确定，确定钢板弹簧的片数为8片等厚，厚度为9mm，并确定了簧的断面形状;主簧的长度为1270mm，用作图法确定出各片的长度。接着对钢板弹簧的刚度和强度进行了校核，使它们充分满足要求。最后对减振器进行了选择，工作缸直径50mm，型号选用HH型。在后悬架系统设计中主要对钢板弹簧的刚度比进行了分配并确定主副簧的各项参数，然后进行校核。钢板弹簧总成刚度是472.4N/mm。 另外， 21 参考文献 [1] 细川武志编.魏朗译.汽车构造图册.北京:人民交通出版社,2004 [2] 齐志鹏(汽车悬架和转向系统的结构原理与检修(北京:人民邮电出版社， 2000 [3] 张正智(中国货车丛书(北京:北京理工大学学报，1998.6( [4] 龚为寒(汽车现代设计制造.北京:人民交通出版社，1995.8 [5] 曹永堂(汽车底盘维修(北京:人民交通出版社，1999 [6] 屠卫星(汽车底盘构造与维修(北京:人民交通出版社，2001.8( [7] 朱辉.画法几何及工程制图.第,版.上海:上海科学技术出版社,2003( [8] Yu F.,Crolla D.A.,A State Observer Design for an Adaptive Vehicle Suspension,Vehicle Suspension Dynamic,1999 [9] 汽车工程手册，编辑委员会.汽车工程手册.人民交通出版社，2001 [10] 吴宗泽主编.机械设计师手册. 北京:机械工程出版社,2002 [11] 高树新.汽车行驶平顺性评价方法述评.北京:北京总后汽车试验场，2001.3. [12] 王树伟.MATLAB6.5辅助图象处理.北京:电子工业出版社，2003. [13] 刘彦戎.张慧缘，李万用.汽车标准汇编(第四卷).中国汽车技术研究中心标 准化研究所出版社，2000 [14] 蒋立盛.汽车设计手册 整车 底盘卷(4.4，4.5).长春汽车研究所，1998.5 [15] 顾柏良.汽车工程手册(第1版).北京理工文学出版社，1999 [16] 中国汽车车型手册(上卷) 中国汽车技术研究中心 2003年 第四版 22 致 谢 23 附 录?:外文资料 Comparison of Seat System Resonant Frequency Testing Methods A seat system developed without an accurate structural dynamics model has a higher probability of squeaks, rattles, excessive seat back motion, and poor ride characteristics. If these issues are not addressed during development testing and are allowed to go into production, engineering changes are more costly and difficult to implement. Because today’s seat systems are more complex, engineers must use the latest technology to determine the seat system response characteristics. Modal analysis is the process of developing a dynamic model of a structure or a mechanical system which will be used for problem solving and trouble shooting, simulation, prediction，and optimization. The dynamic model is a set of modal parameters consisting of natural frequencies, damping factors, and mode shapes. These parameters are based on the structure or system. Experimental modal analysis can use either time based, or frequency domain based measurements to calculate the modal parameters. This method provides the most thorough definition of the dynamic response characteristics of the isolated seating system. Resonant Impact Analysis is used to determine the approximate dynamic response of a seating system. This method provides frequency response functions which describe the natural frequencies of the system. Resonant impact analysis provides information quickly, but does not define the dynamic response characteristics as completely as modal analysis. Multi-axis shaker table testing is another tool used to determine resonant frequencies in the seat system. The shaker table is able to input sine sweep and random inputs into the seating system. The amplitude of the sine sweep or random input can be controlled in acceleration or displacement control. The shaker table is also capable of simulating road conditions of a customer’s proving grounds in the laboratory. These roads generate loads in vehicle components such as seats. Controlled laboratory tests allow duplication of complex multi-channel time histories of a test specimen. The shaker table can reproduce road inputs in six degrees of freedom: vertical, lateral, longitudinal, pitch, roll, and yaw motions. EXPERIMENTAL A correlation study of seat resonant frequencies involved the comparison of seat resonant frequency data acquired by: Resonant Impact Analysis, Modal Analysis, and Shaker Table Testing using a six-axis simulation reproducing both sinusoidal sweeps 24 and simulated road data. All seat were installed in the OEM design position and rigidly attached to either the shaker table or modal bedplate for testing. MODAL ANALYSIS Modal analysis was one method used to characterize the dynamic properties of the seats. This involved collecting frequency domain measurements, more specifically frequency response functions, to describe the dynamic characteristics. An H1 estimator was used to calculate the frequency response functions of the seat systems. The seat structures were excited with two electrodynamic shakers, one mounted laterally at the top of the seat back and one mounted fore/aft at the bottom of the seat back. The response was measured over a frequency range of 0 to 50 Hz with 200 spectral lines. Twenty averages were taken for each FRF measurement. The excitation signal was an 80% burst random function. Burst random excitation was chosen to excite the entire frequency range of interest uniformly and allow the system response to die out prior to the end of the measurement. A burst random signal is for FFT analysis, which assumes a periodic signal, because it ensures that the signal levels are zero at the beginning and at the end of the measurement. In addition to the excitation technique, it was important to test the seat systems in a representative environment. Modal analysis can be performed in a free-free environment where the seat system is completely suspended, or in a variety of clamped positions. The samples tested for this paper were attached to a rigid bedplate in design position to simulate the boundary conditions present when the seat systems are installed in a vehicle. The rigid bedplate is exceptionally stiff representing the optimal vehicle floor pan. Once the measurements were taken and the frequency response functions calculated, the modal parameters were estimated. The least squares complex exponential method was used for estimating the frequency and damping characteristics, while the least squares frequency domain method was used to estimate the mode shapes. This method is accurate for systems with typical damping values below 5%, as seen in the seat systems that have been tested. Tables 1 through 4 detail the modal analysis results for the samples tested. The Mode Shape is a description of seat back response, unless the base is specifically mentioned. The Frequency and Damping of each mode shape are also provided. Finally, a Mode Participation is assigned. This number is the percentage of the total response of the modal due to the particular mode. 25 26 RESONANT IMPACT TESTING – When a complete modal mode is not required, resonance impact analysis is used to determine the location of seat system resonances. This method involved recording the frequency response function of the seat back when excited by an impact from a modal hammer. The hammer had a force transducer at the tip to record the input force, while accelerometers were attached to the seat back to measure the response. The seat systems were impacted at the top left corner of the seat back and the responses, lateral and fore/aft, were collected at top center of the seat back. The response was measured from 0 to 200 Hz with 800 spectral lines. This resulted in a 25 Hz resolution. There was a 10% exponential window placed on the output and twenty averages were used to generate the frequency response function. The impact testing results are detailed in Table 5. When morn than one value is given for a particular resonance, there are resonances at more than one frequency. TEST RESULT ANALYSIS The frequency response functions generated by resonance impact testing provide the fore/aft and lateral resonant frequencies of the seating system. Due to the low level of excitation provided by the impact hammer, this method of testing does not always excite every resonance effectively. When looking at Bucket Seat 3 there was a significant fore/aft resonance observed in the 10-11Hz range from both modal and shaker table analysis that resonance impact testing could not differentiate from the 11.75 Hz resonance. The extent to which a particular seat is non-linear can cause impact testing resonant frequencies to be slightly different than resonant frequencies calculated from testing that provides excitation levels. This characteristic was observed in Bucker Seat 2. The modal analysis indicated the main fore/aft resonance to be 16.94 Hz and 27 the main lateral resonance to be at 19.38 Hz while resonant impact analysis placed these modes at 16.25 Hz and 19.75 Hz respectively. The resonant impact testing method is of value when an approximate seat system frequency response needs to be determined quickly. When multiple design iterations are being compared, impact analysis proves to be an excellent tool for ranking the frequency response characteristics of the designs. The method’s limitations in providing adequate excitation for all modes and a detailed model are offset by the speed with which the measurements can be taken. When a full modal analysis is performed on a seating system significant information about the overall structural dynamic properties can be ascertained in addition to the frequencies at which the seat resonates. The analysis can be used to model the structure and provide data to indicate what structural modifications may be made to improve the frequency response characteristics of the seat system. Modal analysis is much more complicated than resonant impact testing and is used only when structural modifications are needed, or FEA models need to be correlated. Modal analysis details the relative importance of various seat modes in the dynamic model most effectively. Impact analysis on Bucket Seat 4 revealed resonances at 11.5 Hz, 14.25 Hz, and 17.25 Hz, but provided limited information to the importance of each resonance. The modal analysis of Bucket Seat 4 illustrated the importance of each mode. A lateral mode at 17.60 Hz was 50.9% of the response, a fore/aft mode at 12.15 Hz was 17.1% for the response, and lateral mode14.22 Hz was 2.6% of the response. While modal analysis provides detailed information about a seat’s frequency response characteristics, it generates this information by uniformly exciting the seat system with a broad band burst random signal. This is an excellent method for exciting all the modes in the seat, but is not representative of the input spectrum that a vehicle provides. It is important to have the main seat resonances at frequencies which the vehicle does not excite, so their impact can be minimized. Bucket Seat 4 had a main lateral mode at 17.60 Hz and a minor lateral mode at 14.22 Hz, but the simulation road load testing only excited the minor lateral resonance. Shaker table testing is tool used by the OEM’s and suppliers to subject specimens to squeak, rattle and durability testing. A seat may be subjected to thousands of simulated miles or used to input sine sweep inputs to assist in determining the source of each squeak and rattle issue. Unoccupied seat shake often causes squeak and rattle issues in the seating system. When the resonant frequency of a seat is below 16 Hz the probability of in-vehicle squeaks and rattles increases. The first method of testing was subjecting the seats to sinusoidal vertical, and longitudinal inputs. The inputs were similar to those used for current testing 28 specifications. Acceleration input levels are very important when performing sine sweep tests. If the acceleration levels are too high it will not accurately represent acceleration levels similar to those seen on the road. Tables 6 through 8 detail the sine sweep testing. The vertical input to the shaker table was from 2 to 20 Hz. The data for each input was analyzed to determine correlation between vertical input and lateral output, vertical input and fore/aft output, lateral input and lateral output, fore/aft input and fore/aft output. Bucket seat 1,3 and 4 had similar resonant frequency characteristics in the fore/aft direction which was not revealed during the sine sweep testing. The resonant frequency was typically lower when analyzing the data from lateral input lateral output and fore/aft input and fore/aft output. During the sine sweep evaluation the start and stop frequency and acceleration amplitudes are recorded. These values are compared to the vehicle ASD plots. The second method of testing was to subject the seats to time histories recorded at each vehicle proving grounds. The time histories were reproduced from 8 to 40 Hz using six degrees of freedom. When using the road simulation files seat dynamics 29 can be reproduced as they would being in a vehicle. The seats can characterized to determine which areas of the seat may be an issue during squeak, rattle and durability testing. The data from road simulation testing was analyzed and compared to vertical, lateral and fore/aft inputs Bucket seats 1,2,3 and 4 had similar characteristics to the sine sweep results. Bucket seat 4 had a higher resonant frequency on the road simulation than during the sine sweep evaluation. SUMMARY As the need for dynamic seat testing is increasing it is becoming increasingly necessary to communicate the results of frequency testing accurately. Each of the testing methods discussed; dynamic impact testing, modal analysis, sin sweep shaker table evaluation, and road data replication on the shaker table provide different information about the seating system being tested. It is necessary to understand the merits, as well as the limits, of each method when comparing data between methods. This paper has shown that determining an accurate frequency response model requires the synthesis of data from each of the testing methods to understand and optimize the characteristics of a seating system. 30 附 录 ?:中文翻译 座椅系统共振频率的测试方法的比较 座椅系统的发展如果没有精确的动力学模型，那么它发出吱吱声，座椅靠背产生过多的振 动，和乘坐时疲劳等特征发生的可能性很高。如果这些问题在发展测试期间没有得到解决， 那么在产品生产出以后上述现象就会发生。工程学上的改变是很困难的，费用也很昂贵。由于现在的座椅系统是很复杂的，所以工程师们必须用现代技术来确定座椅系统响应特性。 形式分析是一种正处于发展当中的动力学结构模型或者机械系统，它是用来解决那些弹射、仿真、预测和最佳化问题的方法。动力学模型是一套由自然频率、阻尼系数、样式形式组成的形态参数。这些参数是建立在结构和系统基础之上的。根据实验得到的形式分析可以作为时间基础，和频率范围基础测量法来计算形式参数。这个方法提供了最彻底的使座椅系统隔离的动态响应特性的解说。 共振分析通常被用作确定座椅系统动态响应的近似值。这个方法提供了描述系统自然频率的频率回应响应函数。共振分析可以快速的提供信息，但是不能象形式分析那样完全地说明动态响应特性。 振动工作台试验是用来测定座椅系统共振频率另一种方法。振动工作台能够扫描输入正弦波然后任意输入到座椅系统。正弦波的振幅随意输入能约束加速度或者转移抑制。混合器平台同样有模拟路面情况的能力，这些路面在汽车上产生的负荷就像座椅。实验室允许复制复杂的实验样本时间记录。混合器平台可以从六个自由度复制路面输入，即位移、侧面、偏移、倾斜、滚动、纵向。 实验分析 关于通过共振分析、形式分析获得座椅共振频率数据对照的论文，振动平台测试使用六自由度模拟再制造正弦波和模拟路面数据。所有的座椅都是由计算机设计位置并安置的，而且严格的加装了用来测试的工作台或者模板。 形式分析 形式分析是用来表现座椅动力性特色的方法，这是一个收集相关频率的测量方法，得到准确的频率回应响应函数来描述动态特性。人们通常习惯用频率响应函数来计算座椅系统。座椅被安置了两个电动机，一个安放在座椅靠背的侧面，另一个安放在座椅靠背底部的前边或后边。响应发生在频率范围为0至50赫兹的光线之间。 激励信号是一个80%的脉冲任意函数。脉冲激励整个频率然后响应逐渐消失，最后计算结果。脉冲信号通过傅立叶变换分析，这是一个假想信号，因为它能确保信号从水平零点开始直到计算的最后。 除了激励方法以外，最主要的是用一个有代表性的外界环境来测试座椅系统。 31 形式分析就能够在座椅处于各种外界环境的条件下来完成测试。我们在汽车座椅系统上安装一个钢板作为抽样测试，钢板异常坚硬用来代替汽车地板。 如果获得了计算结果，频率回应响应函数就会估计出形式参数。估计频率和阻尼特性通常用平方的方法。这种方法对于阻尼系数在5%以下的系统很准确，在测试过的座椅系统中被应用。 表格1至4详细的说明了形式分析的样本结果。形式分析是描述座椅靠背的，除非明确指出是底部。每一种频率和阻尼都是规定好的，最后被赋值。 表1:座椅1形式分析测试结果 表2:座椅2形式分析测试结果 表4:座椅4形式分析测试结果 32 共振测试分析 其实完成全部的形式是没有必要的，共振分析通常用来确定座椅系统共振的区域。当座椅靠背受到像来自锤子一样的冲击达到剧烈振动的时候，这种方法就记录了有关的频率回应响应函数。锤子头部有一个力量传感器用来记录输入的力量。在座椅靠背上安放加速计用来测量响应。座椅系统在靠背左上角被挤入，那么侧面和前端或尾端的响应就在座椅靠背的中心最高处被收集。响应是频率在0至200赫兹之间的有规则的800条光线。这造成一个25赫兹的结果。有10%的指数从窗口输出，而且有20个平均点用来产生频率回应响应函数。振动测试的结果在表5中有详细的说明。当更多的数值被赋给精确的共振时，那么当超过某一频率时就有共振发生。 表5:共振结果 测试结果分析 频率回应响应函数通过共振测试产生，然后提供座椅系统的侧面、前或后面的共振频率。由于是冲击锤提供的低度冲击，这种测试方法还不能有效的刺激每个共振。在观察座椅3的时候发现，在它的前/后部有一个重要的共振发生在10——11赫兹的范围内，而且振动测试不能区分11.75赫兹的共振。座椅有一个特别的非线性范围，它能引起冲击测试的共振频率与来自水平冲击测试产生的共振频率有细微的不同，这种特性可以在座椅2中观测到。形式分析说明了前/后部的 33 共振主要在16.94赫兹，侧面的共振主要在19.38赫兹，虽然共振分析分别在16.25赫兹和19.75赫兹放置了模式。 当座椅系统频率响应需要快速的确定出来的时候，可以用共振测试方法评价。当许多设计被反复的比较时，冲击分析被证明是设计频率响应函数的最好方法。这个方法的局限性是如果所有的模型受到适当的刺激，那么通过测试获得的速度就会偏移。 当形式分析完成了除座椅共振频率以外的重要信息后，就能完成座椅的结构和动力学问题。分析可以用来模拟结构和提供显示数据，结构的变更可以改善座椅系统频率响应函数的特性。形式分析比共振分析复杂的多，它只在需要改变结构或需要相互关系的模型时才被使用。形式分析详细而有力的说明在动力学模型中各种不同座椅的重要性。座椅4的共振分析说明了共振发生在11.5赫兹、14.25赫兹、和17.25赫兹，但是提供有限的信息给每个重要的共振。座椅4的模型分析举例说明了每个模型的重要性。在17.6赫兹的侧面模型是50.9%的响应，在12.15赫兹的前/后模型是17.1%的响应，在14.22赫兹的侧面模型是2.6%的响应。 当形式分析提供了关于座椅的频率响应函数详细信息的时候，它产生的数据被统一成宽波段脉冲随机信号激励座椅系统。这是激励座椅模型一个良好的方法，但它不代表汽车提供的输入信号。重要的是在汽车没有受到激励的情况下得到主要的座椅共振频率，所以冲击被减少到了最低程度。座椅4在17.6赫兹有一个主要的侧面模型，在14.22赫兹有一个较小的侧面模型，但是模拟路面输入测试只在刺激较小的侧面产生共振。 振动工作台测试是由计算机控制的。座椅可能受制于数以千计的被模拟的里或通常被扫描输入的正弦波，这样才能确定吱吱声的来源。没有人坐的椅子会经常发出吱吱声。当座椅的共振频率在16赫兹以下的时候，汽车就可能发出吱吱声。 测试的首选方法是让椅子垂直和纵向输入正弦曲线，这些输入是相关的。当正弦波测试正在进行的时候，加速度输入非常重要。如果加速度水平过高，就不能正确描绘那些在路面上看到的加速度水平。表6——8详细说明了正弦扫描测试，振动器的垂直输入是在2——20赫兹。每个数据都是经过分析后确定的，包括垂直输入和侧面输出，垂直输入和前/后输出，侧面输入和侧面输出，前/后输入和前/后输出。座椅1、3、4在前/后方向上有相似的共振频率特性，然而在正弦测试中没有显示。当分析来自侧面输入侧面输出和前/后输入前/后输出数据的时候，共振频率的代表性较低。在正弦波赋值开始和频率停止，加速度广泛的时候开始记录。这些评价就是汽车ASD结构的评价标准。 34 测试的第二种方法是控制每一辆汽车相对地面的座椅的时间记录，时间记录通过六个自由度从8——40赫兹被复制。当使用路面模拟文件复制座椅的动力学时，他们回被复制在同一汽车上。通过输入座椅的垂直、侧向、前/后正弦扫描特性结果，路面模拟测试的数据被分析比较。座椅4的路面模拟比正弦波有很高的共振频率。 结论 根据需要的动力学座椅测试获得正确的频率测试结果已经变得日趋重要。每一种测试方法都表明了;通过冲击碰撞实验、形式分析、正弦波振动评价、振动器路面数据复制提供了不同的测试座椅系统的信息。当在这些方法之间比较数据的时候，每一种方法都在有限的范围之内是很必要的。 附 录 ?: 程序 1.车身加速度幅频特性曲线 35 x=0.1:0.1:20; m2=1886; m1=494; u=m2/m1; x0=1.4; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.3; a=((1-(w./w0). ).*(1+9-1./u.*(w./w0). )-1). +4.*b.*b.*(w./w0). .*(9-(1./u+1).*(w./w0). ). ; d=w./w0; g=9.81; y=w.*9./g.*sqrt((1+4.*b.*b.*d.*d)./a); plot(x,y) grid xlabel(?激振频率 f/HZ‘); ylabel(?Fd/q/s‘); title(?车身加速度幅频特性曲线‘); gtext(?前悬‘); legend(?f0=1.3,r=8,u=8‘ ); hold on x=0.1:0.1:20; m2=5971; m1=959; u=m2/m1; x0=1.5; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.35; a=((1-(w./w0). ).*(1+9-1./u.*(w./w0). )-1). +4.*b.*b.*(w./w0). .*(9-(1./u+1).*(w./w0). ). ; d=w./w0; g=9.81; y=w.*9./g.*sqrt((1+4.*b.*b.*d.*d)./a); plot(x,y) 36 grid xlabel(?激振频率 f/HZ‘); ylabel(?Fd/q/s‘); title(?车身加速度幅频特性曲线‘); gtext(?后悬‘); 2.相对动载的幅频特性曲线 x=0.1:0.1:10; m2=1886; m1=494; u=m2/m1; x0=1.4; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.3; a=((1-w./w0). ).*(1+9-1./u.*(w./w0). -1). +4.*b.*b.*(w./w0). .*(9-(1./u+1).*(w./w0). ). ; d=w./w0; g=9.81; y=w.*9./g.*sqrt(((d.*d./(1+u)-1). +4.*b.*b.*d.*d)./a); loglog(x,y) grid xlabel(?激振频率 f/HZ‘); ylabel(?Fd/Gq/(s.m-1)‘); title(?相对动载的幅频特性曲线‘); gtext(?前悬‘); legend(?f0=1.3,r=8,u=8‘ ); hold on x=0.1:0.1:10; m2=5971; m1=959; u=m2/m1; x0=1.5; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; 37 b=0.35; a=((1-w./w0). ).*(1+9-1./u.*(w./w0). -1). +4.*b.*b.*(w./w0). .*(9-(1./u+1).*(w./w0). ). ; d=w./w0; g=9.81; y=w.*9./g.*sqrt(((d.*d./(1+u)-1). +4.*b.*b.*d.*d)./a); loglog(x,y) gtext(?后悬‘); 3.弹簧动挠度的幅频特性曲线 x=0.1:0.1:10; m2=1886; m1=494; u=m2/m1; x0=1.4; w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.3; a=((1-w./w0). ).*(1+9-1./u.*(w./w0). -1). +4.*b.*b.*(w./w0). .*(9-(1./u+1).*(w./w0). ). ; d=w./w0; y=d.*d.*9./w.*sqrt(1./a); semilogx(x,y) grid xlabel(?激振频率 f/HZ‘); ylabel(?|fd/q|‘); title(?弹簧动挠度的幅频特性曲线‘); gtext(?前悬‘); legend(?f0=1.3,r=8,u=8‘ ); hold on x=0.1:0.1:10; m2=5971; m1=959; u=m2/m1; x0=1.5; 38 w0=2.*pi.*x0; w=2.*pi.*x; b=0.35; a=((1-w./w0). ).*(1+9-1./u.*(w./w0). -1). +4.*b.*b.*(w./w0). .*(9-(1./u+1).*(w./w0). ). ; d=w./w0; y=d.*d.*9./w.*sqrt(1./a); semilogx(x,y) gtext(?后悬‘); 39