專業(yè)課程設(shè)計說明書題目：商用汽車后懸架設(shè)計學(xué)院機械與汽車學(xué)院專業(yè)班級車輛工程一班學(xué)生姓名學(xué)生學(xué)號指導(dǎo)教師提交日期一．設(shè)計任務(wù)：商用汽車后懸架設(shè)計二．基本參數(shù)：協(xié)助同組總體設(shè)計同學(xué)完成車輛性能計算后確定額定裝載質(zhì)量5000KG最大總質(zhì)量8700KG軸荷分配空載前：后52:48滿載前：后32:68滿載校核后前：后33：:67質(zhì)心位置：高度：空載793mm滿載1070mm至前軸距離：空載2040mm滿載2890mm三．設(shè)計內(nèi)容主要進行懸架設(shè)計，設(shè)計的內(nèi)容包括：1．查閱資料、調(diào)查研究、制定設(shè)計原則2．根據(jù)給定的設(shè)計參數(shù)(發(fā)動機最大力矩，驅(qū)動輪類型與規(guī)格，汽車總質(zhì)量和使用工況，前后軸荷，前后簧上質(zhì)量，軸距，制動時前軸軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，驅(qū)動時后軸軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù))，選擇懸架的布置方案及零部件方案，設(shè)計出一套完整的后懸架，設(shè)計過程中要進行必要的計算。3．懸架結(jié)構(gòu)設(shè)計和主要技術(shù)參數(shù)的確定（1）后懸架主要性能參數(shù)的確定（2）鋼板彈簧主要參數(shù)的確定（3）鋼板彈簧剛度與強度驗算（4）減振器主要參數(shù)的確定4．繪制鋼板彈簧總成裝配圖及主要零部件的零件圖5．負(fù)責(zé)整車質(zhì)心高度和軸荷的計算和校核。*6．計算20m/s車速下，B級路面下整車平順性(參見<汽車?yán)碚?gt;P278題6.5之第1問)。四．設(shè)計要求1．鋼板彈簧總成的裝配圖，1號圖紙一張。裝配圖要求表達清楚各部件之間的裝配關(guān)系，標(biāo)注出總體尺寸，配合關(guān)系及其它需要標(biāo)注的尺寸，在技術(shù)要求部分應(yīng)寫出總成的調(diào)整方法和裝配要求。2．主要零部件的零件圖，3號圖紙4張。要求零件形狀表達清楚、尺寸標(biāo)注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技術(shù)要求應(yīng)標(biāo)明對零件毛胚的要求，材料的熱處理方法、標(biāo)明處理方法及其它特殊要求。3．編寫設(shè)計說明書。五．設(shè)計進度與時間安排本課程設(shè)計為2周１．明確任務(wù)，分析有關(guān)原始資料，復(fù)習(xí)有關(guān)講課內(nèi)容及熟悉參考資料0.5周。２．設(shè)計計算0.5周３．繪圖0.5周４．編寫說明書、答辯0.5周六、主要參考文獻

1．成大先機械設(shè)計手冊（第三版）

2．汽車工程手冊

機械工業(yè)出版社

3．陳家瑞汽車構(gòu)造（下冊）人民交通出版社

4．王望予汽車設(shè)計

機械工業(yè)出版社

5．余志生汽車?yán)碚?/p>

機械工業(yè)出版社七．注意事項（1）為保證設(shè)計進度及質(zhì)量，設(shè)計方案的確定、設(shè)計計算的結(jié)果等必須取得指導(dǎo)教師的認(rèn)可，尤其在繪制總成裝配圖前，設(shè)計方案應(yīng)由指導(dǎo)教師審閱。圖面要清晰干凈；尺寸標(biāo)注正確。（2）編寫設(shè)計說明書時，必須條理清楚，語言通達，圖表、公式及其標(biāo)注要清晰明確，對重點部分，應(yīng)有分析論證，要能反應(yīng)出學(xué)生獨立工作和解決問題的能力。（3）獨立完成圖紙的設(shè)計和設(shè)計說明書的編寫，若發(fā)現(xiàn)抄襲或雷同按不及格處理。八．成績評定出勤情況（20%）設(shè)計方案與性能計算（40%）圖紙質(zhì)量（20%）說明書質(zhì)量（20%）評語總成績指導(dǎo)教師注意：此任務(wù)書要妥善保管，最后要裝訂在設(shè)計說明書的第一頁。目錄一、懸架的靜撓度 6二、懸架的動撓度 7三、懸架的彈性特性 7四、彈性元件的設(shè)計 84.1鋼板彈簧的布置方案選擇 84.2鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 84.3鋼板彈簧剛度的驗算 134.4鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 154.5鋼板彈簧總成弧高的核算 18五、鋼板彈簧強度驗算 18六、鋼板彈簧主片的強度的核算 19七、鋼板彈簧彈簧銷的強度的核算 19八、減振器的設(shè)計計算 20九*、計算20m/s車速下，B級路面下整車平順性 23十、附錄計算程序 27十一、參考文獻 30 設(shè)計的主要數(shù)據(jù)載質(zhì)量：5000kg整備量：3700kg空車時：前軸負(fù)荷：18855N后軸負(fù)荷：17405N滿載時：前軸負(fù)荷：28136N后軸負(fù)荷：57124N尺寸：軸距：4250mm一、懸架的靜撓度懸架的靜擾度是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷Fw與此時懸架剛度c之比，即貨車的懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一。因汽車的質(zhì)量分配系數(shù)近似等于1，因此貨車車軸上方車身兩點的振動不存在聯(lián)系。貨車的車身的固有頻率n,可用下式來表示：n=式中，c為懸架的剛度（N/m）,m為懸架的簧上質(zhì)量（kg）又靜撓度可表示為：g：重力加速度（9.8N/kg）,代入上式得到：n=15.42/n:hz:mm分析上式可知：懸架的靜撓度直接影響車身的振動頻率，因此欲保證汽車有良好的行駛平順性，就必須正確選擇懸架的靜撓度。又因為不同的汽車對平順性的要求不相同，貨車的后懸架要求在1.70～2.17hz之間，因為貨車主要以載貨為主，所以選取頻率為：1.9hz.由n=15.42/得，=65.8mm，取=66mm二、懸架的動撓度懸架的動撓度是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)容許的最大變形時，車輪中心相對車架的垂直位移。通常貨車的動撓度的選擇范圍在6～9cm.。本設(shè)計選擇：=80mm三、懸架的彈性特性懸架的彈性特性有線性彈性特性和非線性彈性特性兩種。由于貨車在空載和滿載時簧上質(zhì)量變化大，為了減少振動頻率和車身高度的變化，因此選用剛度可變的非線性懸架。n=1.9hz,m=2637kg,代入公式：（滿載時的簧上質(zhì)量m=25843/9.8=2637kg）n=可得C=375.4N/mm四、彈性元件的設(shè)計4.1鋼板彈簧的布置方案選擇布置形式為對稱縱置式鋼板彈簧4.2鋼板彈簧主要參數(shù)的確定已知滿載靜止時負(fù)荷=5829kg?；上虏糠趾芍兀纱丝捎嬎愠鰡蝹€鋼板彈簧的載荷：由前面選定的參數(shù)知：（動堯度）4.2.1滿載弧高：滿載弧高是指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時鋼板彈簧主片上表面與兩端連線間的高度差。常取=10～20mm.在此取：4.2.2鋼板彈簧長度L的確定：（1）選擇原則：鋼板彈簧長度是彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。轎車L=(0.40～0.55)軸距；貨車前懸架：L=(0.26～0.35)軸距，后懸架：L=(0.35～0.45)軸距。（2）鋼板彈簧長度的初步選定：根據(jù)經(jīng)驗L=0.35軸距，并結(jié)合國內(nèi)外貨車資料，初步選定主簧主片的長度為,4.2.3鋼板彈簧斷面尺寸的確定：（1）鋼板彈簧斷面寬度b的確定：有關(guān)鋼板彈簧的剛度，強度可按等截面的簡支梁計算，引入撓度增大系數(shù)加以修正。因此，可根據(jù)修正后的簡支梁公式計算鋼板彈簧所需的總慣性距。對于對稱式鋼板彈簧式中：S——U形螺栓中心距（mm）k——U形螺栓夾緊(剛性夾緊，k取0.5)；c——鋼板彈簧垂直剛度（N/mm）,c=;——為撓度增大系數(shù)。撓度增大系數(shù)的確定：先確定與主片等長的重疊片數(shù)，再估計一個總片數(shù)，求得，然后=1.5/，初定。對于彈簧：L=1490mmk=0.5S=200mm=2=14=1.5/=1.5/=1.35E=2.1N/計算主簧總截面系數(shù)：式中為許用彎曲應(yīng)力。的選?。汉笾骰蔀?50～550N/，后副簧為220～250N/。==28225NL=1490mmk=0.5S=200mm=500N/.再計算主簧平均厚度：=15.6mm有了以后，再選鋼板彈簧的片寬b。推薦片寬和片厚的比值在6～10范圍內(nèi)選取。b=102mm通過查手冊可得鋼板截面尺寸b和h符合國產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。（3）鋼板斷截面形狀的選擇：本設(shè)計選取矩形截面。（4）鋼板彈簧片數(shù)的選擇：片數(shù)n少些有利于制造和裝配，并可以降低片與片之間的干摩擦，改善汽車的行駛平順性。但片數(shù)少了將使鋼板彈簧與等強度梁的差別增大，材料的利用率變壞。多片鋼板彈簧一般片數(shù)在6～14片之間選取，重型貨車可達20片。用變截面少片彈簧時，片數(shù)在1～4選取。根據(jù)貨車的載荷并結(jié)合國內(nèi)外資料初步選取本貨車彈簧的片數(shù)為14片，4.2.4鋼板彈簧各片長度的確定先將各片的厚度的立方值按同一比例尺沿縱坐標(biāo)繪制在圖上，再沿橫坐標(biāo)量出主片長度的一半L/2和U型螺栓中心距的一半s/2，得到A,B兩點，連接A，B兩點就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各片上側(cè)邊的交點即為各片的長度。如果存在與主片等長的重疊片，就從B點到最后一個重疊片的上側(cè)邊斷點連一直線，此直線與各片上側(cè)邊的交點即為各片長度。各片實，際長度尺寸需經(jīng)圓整后確定。由圖2確定主簧各片長度：圖4-1確定主簧各片長度圖表4-1鋼板彈簧各片長度序號1234567長度（mm）149013991306121411211029937序號891011121314長度（mm）8457536605694763842924.3鋼板彈簧剛度的驗算在此之前，有關(guān)撓度增大系數(shù)，總慣性矩，片長和葉片端部的形狀都不夠準(zhǔn)確，所以有必要驗算剛度。用共同曲率法計算剛度，剛度的驗算公式為：C=其中，；；；式中，為經(jīng)驗修正系數(shù)，取0.90～0.94，E為材料彈性模量；為主片和第（k+1）片的一般長度。公式中主片的一半，如果用中心螺栓到卷耳中心間的距離代入，求的剛度值為鋼板彈簧總成自由剛度；如果用有效長度，即代入上式，求得的剛度值為鋼板彈簧總成的夾緊剛度。=1490/2-0.5*0.5*200=695mm主簧剛度驗算表4-2K1234 56745.592138184.5 230.5276.5322.504288134.5180.5226.5272.5K8910111213368.5415460.5507553599318.5365410.5457503549由公式(mm-4)，得：Y1=1.18×10-4Y2=5.88×10-5Y3=3.92×10-5Y4=2.94×10-5Y5=2.35×10-5Y6=1.96×10-5Y7=1.68×10-5Y8=1.47×10-5Y9=1.31×10-5Y10=1.18×10-5Y11=1.07×10-5Y12=0.98×10-5Y13=0.9×10-5Y14=0.85×10-5表4-3K12345675.88×10-51.96×10-50.98×10-50.59×10-50.39×10-50.28×10-50.21×10-5K89101112130.16×10-50.13×10-50.11×10-50.09×10-50.08×10-50.06×10-5、列表如下，(mm-1)表4-4、K12345675.515.325.837.0547.859.210501.456.714.42332.542.5K891011121311495.7103.5117.3135.3107.551.763.276.185.910299.3將上述數(shù)據(jù)代入公式，得總成自由剛度：將上述數(shù)據(jù)代入公式有效長度，即，代入到公式所求得的是鋼板彈簧總成的夾緊剛度與設(shè)計值相差不大，基本滿足主簧剛度要求。4.4鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算（1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高，用下式計算：式中，為靜撓度；為滿載弧高；為鋼板彈簧總成用U型螺栓夾緊后引起的弧高變化，；S為U型螺栓的中心距。L為鋼板彈簧主片長度。下面分別計算主簧和副簧總成在自由狀態(tài)下的弧高：彈簧：=15.58mm則=66+15+15.58=96.98mm（2）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定：鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：=2862mm.（3）鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定矩形斷面鋼板彈簧裝配前各片曲率半徑由下式確定式中，為第i片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm），在自由狀態(tài)下的曲率半徑（mm）（N/）；E為材料的彈性模量N/，取E為N/；i片的彈簧厚度（mm）。在已知計算出各片鋼板彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑Ri。對于片厚相同的鋼板彈簧，各片彈簧的預(yù)應(yīng)力值應(yīng)不宜選取過大；推薦主片在根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊和后的合成應(yīng)力應(yīng)在300～350N/內(nèi)選取。1～4片長片疊加負(fù)的預(yù)應(yīng)力，短片疊加正的預(yù)應(yīng)力。預(yù)應(yīng)力從長片由負(fù)值逐漸遞增為正值。在確定各片預(yù)應(yīng)力時，理論上應(yīng)滿足各片彈簧在根部處的預(yù)應(yīng)力所造成的彎矩：或下面分別計算主簧和副簧的各片在自由狀態(tài)下曲率半徑的確定：主簧：E=N/=10mm然后用上述公式計算主簧各片在自由狀態(tài)下曲率半徑，結(jié)果見表4：表4-6鋼板彈簧在自由狀態(tài)下曲率半徑i1234567Ri(mm)2884288028762872286828622860i891011121314Ri(mm)2858285628542852285028482846（4）鋼板彈簧總成各片在自由狀態(tài)下弧高的計算：如果第i片的片長為，則第i片彈簧的弧高為：主簧：將各片長度和曲率半徑代入上式，得主簧總成各片在自由狀態(tài)下表4-7簧總成各片在自由狀態(tài)弧高i1234567Hi(mm)96.284.946.238.4i891011121314Hi(mm)31.224.819.03.74.5、鋼板彈簧總成弧高的核算根據(jù)最小勢能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢能總和最小狀態(tài)，由此可求得等厚葉片彈簧的1/=式中，第i片長度。鋼板彈簧的總成弧高為H上式計算的結(jié)果應(yīng)與計算的設(shè)計結(jié)果相近。如果相差太多，可重新選擇各片預(yù)應(yīng)力再行核算。先對主簧的總成弧高核算將主簧各片的長度和曲率半徑代入上述公式可得：然后再代入H=96.86mm原設(shè)計值為H0=96.98mm，相差不大，符合要求。五、鋼板彈簧強度驗算當(dāng)貨車牽引驅(qū)動時，貨車的后鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的前半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力用下式計算=+式中，為作用在后輪上的垂直靜載荷，為制動時后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)；轎車：=1.25~1.30；貨車：=1.1~1.2；為道路附著系數(shù)；b為鋼板彈簧片寬；為鋼板彈簧主片厚度。許用應(yīng)力取為1000N/mm。由上式驗算主簧強度：其中牽引驅(qū)動時，主簧載荷為G==1.15=0.8主副簧強度在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，符合強度要求。驗算汽車在不平路面上鋼板彈簧的強度。六、鋼板彈簧主片的強度的核算鋼板彈簧主片應(yīng)力σ是由彎曲應(yīng)力和拉（壓）應(yīng)力合成，即：其中為沿彈簧縱向作用力在主片中心線上的力；卷耳厚度；D為卷耳內(nèi)徑；b為鋼板彈簧寬度。許用應(yīng)力[σ]取為350MPa。代入上式得：主片符合強度要求。七、鋼板彈簧彈簧銷的強度的核算對鋼板彈簧銷要驗算鋼板彈簧受靜載荷時鋼板彈簧銷受到的擠壓應(yīng)力。其中為滿載靜止時鋼板彈簧端部的載荷，b為主片葉片寬；d為鋼板彈簧直徑。用20鋼或20Cr鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，其[]≤7—9N/mm。彈簧銷滿足強度要求。八、減振器的設(shè)計計算8.1減振器的分類減振器是車輛懸架系統(tǒng)中的重要部件，其性能的好壞對車輛的舒適性以及車輛及懸架系統(tǒng)的使用壽命等有較大影響。汽車在受到來自不平路面的沖擊時，其懸架彈簧可以緩和這種沖擊，但同時也激發(fā)出較長時間的振動，使乘坐不適。與彈性元件并聯(lián)安裝的減振器可很快衰減這種振動，改善汽車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。汽車懸架中廣泛采用液壓減振器。液壓減振器按其結(jié)構(gòu)可分為搖臂式和筒式；按其工作原理可分為單向作用式和雙向作用式。筒式減振器由于質(zhì)量輕、性能穩(wěn)定、工作可靠、易于大量生產(chǎn)等優(yōu)點，成為了汽車減振器的主流。筒式減振器又可分為雙筒式、單筒式和充氣筒式，其中以雙筒式應(yīng)用最多。充氣筒式減振器在筒式減振器中充以一定壓力的氣體，改善了高速時的減振性能，并有利于消除減震器產(chǎn)生的噪聲，但由于成本及使用維修問題，使其推廣應(yīng)用受到一定限制。本設(shè)計中，前懸架選用雙向作用筒式減振器。8.2主要性能參數(shù)的選擇8.2.1相對阻尼系數(shù)ψ上圖所示為減振器的阻力——速度特性。減振器卸荷閥打開前，其中的阻力F與減振器振動速度v之間的關(guān)系為：式中，σ為減振器阻尼系數(shù)。上圖所示為減振器的阻力——速度特性。該圖具有如下特點：阻力——速度特性由四段近似直線線段組成，其中壓縮行程和伸張行程的阻力——速度特性各占兩段；各段特性線的斜率是減振器的阻尼系數(shù)σ=F/u，所以減振器有四個阻尼系數(shù)。在沒有特別指明時，減振器的阻尼系數(shù)是指卸荷閥開啟前的阻尼系數(shù)。通常壓縮行程的阻尼系數(shù)與伸張行程的阻尼系數(shù)不等。汽車懸架有阻尼以后，簧上質(zhì)量的振動.式周期衰減振動，用相對阻尼系數(shù)的大小來評定振動衰減的快慢速度。的表達式為：式中，c為懸架系統(tǒng)的垂直剛度，c=375.4N/mm；為簧上質(zhì)量,Ms2=2637kg上式表明，相對阻尼系數(shù)ψ的物理意義是：減振器的阻尼作用在于不同剛度c和不同簧上質(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。ψ值大，振動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；ψ值小則相反；通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數(shù)取得大些。兩者之間保持有ψ=（0.25~0.50）的關(guān)系。設(shè)計時，先選取與的平均值。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取=0.25~0.35；對于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，值取小些。對于行駛路面條件較差的汽車，值應(yīng)取大些，一般?。粸楸苊鈶壹芘鲎曹嚰?，取ψy=0.5ψs。本設(shè)計中，取ψ=0.3，ψs=0.4，ψy=0.28.2.2減振器阻尼系數(shù)的確定減振器的阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有頻率，所以理論上。實際上，應(yīng)根據(jù)減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數(shù)。我選擇下圖的安裝形式，則其阻尼系數(shù)δ為：圖8.3根據(jù)公式，可得出：可得出：=2n代入數(shù)據(jù)得：ω=11.9Hz，取a/R=0.7，α=15°按滿載計算有：簧上質(zhì)量后懸：Ms2=2637kg代入數(shù)據(jù)得減振器的阻尼系數(shù)為：后懸=16825.1N/m8.2.3減振器最大卸荷力F0的確定為減小傳到車身上的沖擊力，當(dāng)減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度Vx，按上圖安裝形式時有：=Aarcos/b式中，Vx為卸荷速度，一般為0.15～0.3m/s；A為車身振幅，取±40mm；ω為懸架震動固有頻率。代入數(shù)據(jù)計算得卸荷速度為：Vx=0.04×11.9×0.7×cos15°=0.30m/s符合Vx在0.15～0.30之間范圍要求。根據(jù)伸張行程最大卸荷力公式：F0=cδVx可以計算最大卸荷力。式中，c是沖擊載荷系數(shù)，取c=1.5；代入數(shù)據(jù)可得最大卸荷力F0為：后懸F=7571N8．2．4減振器工作缸直徑D的確定根據(jù)伸張行程的最大卸荷力F0計算工作缸直徑D為：其中，[p]——工作缸最大壓力，在3MPa～4MPa，取[p]=4MPa；λ——連桿直徑與工作缸直徑比值，λ=0.4～0.5，取λ=0.5。代入計算得工作缸直徑D為：后懸D=65mm減振器的工作缸直徑D有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm等幾種。選取時按照標(biāo)準(zhǔn)選用，按下表選擇。后懸選擇工作缸直徑D=65mm的減振器，對照下表選擇其長度：活塞行程S=150mm，基長L=210mm，則：Lmin=L+S=210+150=360mm（壓縮到底的長度）Lmax=L+S=360+150=510mm（拉足的長度）取貯油缸直徑Dc=90mm，壁厚取2mm九*、計算20m/s車速下，B級路面下整車平順性(參考《汽車?yán)碚摗稰278題6.5之第1問)基本參數(shù)的確定由《汽車?yán)碚摗返诹驴芍?，貨車可以簡化成僅有車身與車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)，右圖所示，車身-車輪雙質(zhì)量系統(tǒng)參數(shù)如下：“人體-座椅”系統(tǒng)參數(shù)：。車速，B級路面下的路面不平度系數(shù)，參考空間頻率n0=0.1m-1。計算時頻率步長，計算頻率點數(shù)。9.2汽車平順性評價指標(biāo)的計算通過計算并畫出幅頻特性、、和均方根值譜、、譜圖。進一步計算值由計算公式得，將以上公式通過計算機編程求解可得，（程序請看附錄一）幅頻特性、、和均方根值譜、、譜圖如下：圖9-1幅頻特性圖9-2幅頻特性圖9-3幅頻特性圖9-4均方根值譜圖9-5均方根值譜圖9-6均方根值譜計算值如下：路面不平度加速度均方根值=0.3523車輪加速度均方根=0.3237車身加速度均方根值=0.0239人體加速度均方根值=0.0245加權(quán)加速度均方根值=0.0155加權(quán)振級=83.8043dB由《汽車?yán)碚摗繁?-2查得車上乘客沒有不舒適的感覺。十、附錄計算程序f0=1.9;yps=0.25;gama=9;mu=9.5;fs=3;ypss=0.25;g=9.8;a0=10^(-6);ua=20;Gqn0=2.56*10^(-8);n0=0.1;detaf=0.2;N=180;f=detaf*[0:N];lamta=f/f0;lamtas=f/fs;Wf=0*f;deta=((1-lamta.^2).*(1+gama-1/mu*lamta.^2)-1).^2+4*yps^2*lamta.^2.*(gama-(1/mu+1)*lamta.^2).^2;z1_q=gama*sqrt(((1-lamta.^2).^2+4*yps^2*lamta.^2)./deta);z2_z1=sqrt((1+4*yps^2*lamta.^2)./((1-lamta.^2).^2+4*yps^2*lamta.^2));p_z2=sqrt((1+(2*ypss*lamtas).^2)./((1-lamtas.^2).^2+(2*ypss*lamtas).^2));z2_q=gama*sqrt((1+4*yps^2*lamta.^2)./deta);p_q=p_z2.*z2_q;jfg_Gqddf=4*pi^2*sqrt(Gqn0*n0^2*ua)*f;jfg_Gzdd1f=z1_q.*jfg_Gqddf;jfg_Gzdd2f=z2_q.*jfg_Gqddf;jfg_Gaf=p_q.*jfg_Gqddf;sigmaqdd=sqrt(trapz(f,jfg_Gqddf.^2))sigmazdd1=sqrt(trapz(f,jfg_Gzdd1f.^2))sigmazdd2=sqrt(trapz(f,jfg_Gzdd2f.^2))sigmaa=sqrt(trapz(f,jfg_Gaf.^2))fori=1:(N+1)iff(i)<=2Wf(i)=0.5;elseiff(i)<=4Wf(i)=f(i)/4;elseiff(i)<=12.5Wf(i)=1;elseWf(i)=12.5/f(i);endendkk=Wf.^2.*jfg_Gaf.^2;aw=sqrt(trapz(f,kk))Law=20*log10(aw/a0)plot(f,z1_q),title('幅頻特性|z1/q|,(f=1.9Hz,ζ=0.25,γ=9,μ=9.5)'),xlabel('激振頻率f/Hz'),ylabel('|z1/q|')pauseplot(f,z2_z1),title('幅頻特性|z2/z1|,(f=1.9Hz,ζ=0.25,γ=9,μ=9.5)'),xlabel('激振頻率f/Hz'),ylabel('|z2/z1|')pauseplot(f,p_z2),title('幅頻特性|p/z2|,(fs=1.9Hz,ζs=0.25)'),xlabel('激振頻率f/Hz'),ylabel('|p/z2|')pauseplot(f,jfg_Gzdd1f),title('車輪加速度均方根值√Gz1(f)譜圖'),xlabel('激振頻率f/Hz'),ylabel('√Gz1(f)')pauseplot(f,jfg_Gzdd2f),title('車身加速度均方根值√Gz2(f)譜圖'),xlabel('激振頻率f/Hz'),ylabel('√Gz2(f)')pauseplot(f,jfg_Gaf),title('人體加速度均方根值√Ga(f)譜圖'),xlabel('激振頻率f/Hz'),ylabel('√Ga(f)')參考文獻

1．成大先機械設(shè)計手冊（第三版）

2．汽車工程手冊

機械工業(yè)出版社

3．陳家瑞汽車構(gòu)造（下冊）人民交通出版社

4．王望予汽車設(shè)計

機械工業(yè)出版社

5．余志生汽車?yán)碚?/p>

機械工業(yè)出版社基于C8051F單片機直流電動機反饋控制系統(tǒng)的設(shè)計與研究基于單片機的嵌入式Web服務(wù)器的研究MOTOROLA單片機MC68HC（8）05PV8/A內(nèi)嵌EEPROM的工藝和制程方法及對良率的影響研究基于模糊控制的電阻釬焊單片機溫度控制系統(tǒng)的研制基于MCS-51系列單片機的通用控制模塊的研究基于單片機實現(xiàn)的供暖系統(tǒng)最佳啟停自校正（STR）調(diào)節(jié)器單片機控制的二級倒立擺系統(tǒng)的研究基于增強型51系列單片機的TCP/IP協(xié)議棧的實現(xiàn)基于單片機的蓄電池自動監(jiān)測系統(tǒng)基于32位嵌入式單片機系統(tǒng)的圖像采集與處理技術(shù)的研究基于單片機的作物營養(yǎng)診斷專家系統(tǒng)的研究基于單片機的交流伺服電機運動控制系統(tǒng)研究與開發(fā)基于單片機的泵管內(nèi)壁硬度測試儀的研制基于單片機的自動找平控制系統(tǒng)研究基于C8051F040單片機的嵌入式系統(tǒng)開發(fā)基于單片機的液壓動力系統(tǒng)狀態(tài)監(jiān)測儀開發(fā)模糊Smith智能控制方法的研究及其單片機實現(xiàn)一種基于單片機的軸快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于雙單片機沖床數(shù)控系統(tǒng)的研究基于CYGNAL單片機的在線間歇式濁度儀的研制基于單片機的噴油泵試驗臺控制器的研制基于單片機的軟起動器的研究和設(shè)計基于單片機控制的高速快走絲電火花線切割機床短循環(huán)走絲方式研究基于單片機的機電產(chǎn)品控制系統(tǒng)開發(fā)基于PIC單片機的智能手機充電器基于單片機的實時內(nèi)核設(shè)計及其應(yīng)用研究基于單片機的遠(yuǎn)程抄表系統(tǒng)的設(shè)計與研究基于單片機的煙氣二氧化硫濃度檢測儀的研制基于微型光譜儀的單片機系統(tǒng)單片機系統(tǒng)軟件構(gòu)件開發(fā)的技術(shù)研究基于單片機的液體點滴速度自動檢測儀的研制基于單片機系統(tǒng)的多功能溫度測量儀的研制基于PIC單片機的電能采集終端的設(shè)計和應(yīng)用基于單片機的光纖光柵解調(diào)儀的研制氣壓式線性摩擦焊機單片機控制系統(tǒng)的研制基于單片機的數(shù)字磁通門傳感器基于單片機的旋轉(zhuǎn)變壓器-數(shù)字轉(zhuǎn)換器的研究基于單片機的光纖Bragg光柵解調(diào)系統(tǒng)的研究單片機控制的便攜式多功能乳腺治療儀的研制基于C8051F020單片機的多生理信號檢測儀基于單片機的電機運動控制系統(tǒng)設(shè)計Pico專用單片機核的可測性設(shè)計研究基于MCS-51單片機的熱量計基于雙單片機的智能遙測微型氣象站MCS-51單片機構(gòu)建機器人的實踐研究基于單片機的輪軌力檢測基于單片機的GPS定位儀的研究與實現(xiàn)基于單片機的電液伺服控制系統(tǒng)用于單片機系統(tǒng)的MMC卡文件系統(tǒng)研制基于單片機的時控和計數(shù)系統(tǒng)性能優(yōu)化的研究基于單片機和CPLD的粗光柵位移測量系統(tǒng)研究單片機控制的后備式方波UPS提升高職學(xué)生單片機應(yīng)用能力的探究基于單片機控制的自動低頻減載裝置研究基于單片機控制的水下焊接電源的研究基于單片機的多通道數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)基于uPSD3234單片機的氚表面污染測量儀的研制基于單片機的紅外測油儀的研究96系列單片機仿真器研究與設(shè)計基于單片機的單晶金剛石刀具刃磨設(shè)備的數(shù)控改造基于單片機的溫度智能控制系統(tǒng)的設(shè)計與實現(xiàn)基于MSP430單片機的電梯門機控制器的研制基于單片機的氣體測漏儀的研究基于三菱M16C/6N系列單片機的CAN/USB協(xié)議轉(zhuǎn)換器基于單片機和DSP的變壓器油色譜在線監(jiān)測技術(shù)研