【文章內容簡介】 行時，身體上、下運動的頻率。它約為60～85次/分(1HZ～)，～。為了保證所運輸貨物的完整性，車身振動加速度也不宜過大。如果車身加速度達到1g，未經固定的貨物就有可能離開車廂底板。所以，～。在綜合大量資料基礎上，國際標準化組織ISO提出了ISO 2631《人體承受全身振動的評價指南》。該標準用加速度均方根值(rms)給出了在中心頻率1～80HZ振動頻率范圍內人體對振動反應的三種不同的感覺界限。我國參照ISO2631制定了國家標準《汽車平順性隨機輸入行駛試驗方法》和《客車平順性評價指標及極限》。ISO 2631用加速度均方根值給出了人體在1～80Hz振動頻率范圍內對振動反應的三個不同感覺界限：舒適－降低界限、疲勞－工效降低界限和暴露極限。舒適－降低界限與保持舒適有關。在此極限內，人體對所暴露的振動環(huán)境主觀感覺良好，并能順利完成吃、讀、寫等動作。疲勞－工效降低界限與保持工作效率有關。當駕駛員承受振動在此極限內時，能保持正常地進行駕駛。暴露極限通常作為人體可以承受振動量的上限。當人體承受的振動強度在這個極限之內，將保持健康或安全。三個界限只是振動加速度容許值不同?！氨┞稑O限”值為“疲勞－工效降低界限”的2倍(增加6dB)；“舒適－降低界限”為“疲勞工效降低界限的1/(降低10dB)；而各個界限容許加速度值隨頻率的變化趨勢完全相同。為了改善車內乘員的舒適感，必須降低汽車行駛中的振動，即提高汽車的行駛平順性能。汽車在一定路面上行駛時，其振動量（振幅、振動速度及加速度）的大小取決于汽車的質量、懸架剛度、輪胎剛度等參數。但是，汽車振動是一個極為復雜的空間多自由度振動系統(tǒng)。由于車身基本不動，所以將車身與車輪2個自由度系統(tǒng)簡化圖為如圖41所示車輪部分的單質量系統(tǒng)，來分析車輪部分在高頻共振區(qū)的振動。圖41 汽車振動系統(tǒng)模型根據力學定理，可列出圖41所示系統(tǒng)的振動微分方程： （41）式中，為簧載質量；為非簧載質量； 為左右兩側懸架的合成剛度；為左右兩側懸架的合成當量阻尼系數；為左右兩側懸架的合成輪胎剛度；為路面不平度賦值函數，即路面不平度對汽車的實際激勵。解式（1）可得該系統(tǒng)振動的兩個主頻率： （42） 式中。由上式可知，汽車振動存在兩個主頻和，它們僅為系統(tǒng)結構參數的函數而與外界的激勵條件無關，是表征系統(tǒng)特征的固有參數。一般地說，其中較小值的一階主頻，且接近由彈簧質量和懸架剛度所決定的頻率，而較大值的二階主頻率，較接近主要由輪胎剛度和非簧載質量所決定的頻率。方程的解是由自由振動齊次方程的解與非齊次方程特解之和組成。令，則齊次方程為 式中的稱為系統(tǒng)固有頻率，而阻尼對運動的影響取決于和的比值變化ζ，ζ稱為阻尼比 ，屬于小阻尼，此時微分方程的通解為 根據上面的式子可以得到車身加速度的功率譜公式：其中（為車速）根據路面不平度分類標準選擇G級路面，可得：=，（其中=）則=圖42 車身加速度的幅頻特性曲線圖也可以得到：懸架動撓度fd對q的幅頻特性： 將 與 代入上式，得： 式中其中為阻尼比；為剛度比；為質量比。圖4—3 懸架動撓度的幅頻特性曲線圖通過分析，當阻尼比時，本懸架系統(tǒng)的平順性特性較好，符合ISO026311：1997 （E）標準。相對動載Fd/G對q的幅頻特性： ，頻率響應函數 將 代入上式，得： 式中 圖4—4相對動載的幅頻特性曲線圖第5章 結論本文進行了EQ1092中型貨車的懸架系統(tǒng)設計和平順性評價。前懸架系統(tǒng)采用鋼板彈簧和減振器的非獨立懸架，后懸架采用了主副鋼板彈簧式非獨立懸架。在前懸架系統(tǒng)設計中，對鋼板彈簧的參數進行了確定，確定鋼板彈簧的片數為8片等厚，厚度為9mm，并確定了簧的斷面形狀；主簧的長度為1270mm，用作圖法確定出各片的長度。接著對鋼板彈簧的剛度和強度進行了校核，使它們充分滿足要求。最后對減振器進行了選擇，工作缸直徑50mm，型號選用HH型。在后懸架系統(tǒng)設計中主要對鋼板彈簧的剛度比進行了分配并確定主副簧的各項參數，然后進行校核。另外，本文還對所設計的懸架系統(tǒng)運用時域方法進行了平順性分析，建立了整車系統(tǒng)二自由度的線性動力模型。利用MATLAB軟件進行時域計算，根據所列微分方程得到車身加速度功率譜、相對動載Fd/G對q的幅頻特性和懸架動撓度fd對q的幅頻特性，利用MATLAB軟件作出曲線圖。最后得出的結論為：人對該車在相應工況下的主觀感覺為沒有不舒適。參考文獻[1] :人民交通出版社,2004[2] 齊志鵬．汽車懸架和轉向系統(tǒng)的結構原理與檢修．北京：人民郵電出版社，2000[3] 張正智．中國貨車叢書．北京：北京理工大學學報，． [4] 龔為寒．：人民交通出版社， [5] 曹永堂．汽車底盤維修．北京：人民交通出版社，1999[6] 屠衛(wèi)星．汽車底盤構造與維修．北京：人民交通出版社，．[7] :上?？茖W技術出版社,2003．[8] Yu F.,Crolla .,A State Observer Design for an Adaptive Vehicle Suspension,Vehicle Suspension Dynamic,1999[9] 汽車工程手冊，2001[10] . 北京:機械工程出版社,2002[11] :北京總后汽車試驗場，.[12] ：電子工業(yè)出版社，2003.[13] ，（第四卷）.中國汽車技術研究中心標準化研究所出版社，2000[14] 整車 底盤卷（，）.長春汽車研究所，[15] （第1版）.北京理工文學出版社，1999[16] 中國汽車車型手冊（上卷） 中國汽車技術研究中心 2003年 第四版致 謝這次設計是在遼寧工業(yè)大學郝亮老師的悉心指導下完成的。在整個的設計過程中郝亮老師本著培養(yǎng)學生自己創(chuàng)新的能力細心的指導我，在遇到許多問題上給我很大的幫助，對我這次能完成畢業(yè)設計起了重要的作用。這次畢業(yè)設計中的點點滴滴，對我以后的學習或者工作都有深遠的影響，在此向郝老師致以最衷心的感謝。另外，所在系在畢業(yè)設計的過程中提供了專門的設計電腦和實習場所，在一些專業(yè)問題上所在系的老師也給了很多的幫助，并提出了許多合理化的建議，在此一并向他們表示誠摯的謝意。由于本人水平有限，本次設計難免有不足之處，希望各位老師多包涵和指正。附 錄Ⅰ：外文資料Comparison of Seat System Resonant Frequency Testing MethodsA 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 plex, 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 pletely as modal analysis.Multiaxis 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 ponents such as seats. Controlled laboratory tests allow duplication of plex multichannel 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.EXPERIMENTALA correlation study of seat resonant frequencies involved the parison of seat resonant frequency data acquired by: Resonant Impact Analysis, Modal Analysis, and Shaker Table Testing using a sixaxis simulation reproducing both sinusoidal sweeps 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 ANALYSISModal 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