鋼板彈簧懸架設計.doc

專業(yè)課程設計說明書題目：商用汽車后懸架設計學 院 機械與汽車學院專業(yè)班級 10車輛工程一班學生姓名 學生學號 201030081360指導教師 提交日期 2013 年 7 月 12 日一設計任務：商用汽車后懸架設計二基本參數：協助同組總體設計同學完成車輛性能計算后確定額定裝載質量5000KG 最大總質量 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質心位置：高度：空載 793mm 滿載 1070mm至前軸距離： 空載 2040mm 滿載 2890mm 三設計內容主要進行懸架設計，設計的內容包括：1查閱資料、調查研究、制定設計原則2根據給定的設計參數(發(fā)動機最大力矩，驅動輪類型與規(guī)格，汽車總質量和使用工況，前后軸荷，前后簧上質量，軸距，制動時前軸軸荷轉移系數，驅動時后軸軸荷轉移系數)，選擇懸架的布置方案及零部件方案，設計出一套完整的后懸架，設計過程中要進行必要的計算。3懸架結構設計和主要技術參數的確定（1）后懸架主要性能參數的確定（2）鋼板彈簧主要參數的確定（3）鋼板彈簧剛度與強度驗算（4）減振器主要參數的確定4繪制鋼板彈簧總成裝配圖及主要零部件的零件圖5負責整車質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<汽車理論>P278 題6.5之第1問)。四設計要求 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系，標注出總體尺寸，配合關系及其它需要標注的尺寸，在技術要求部分應寫出總成的調整方法和裝配要求。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、尺寸標注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技術要求應標明對零件毛胚的要求，材料的熱處理方法、標明處理方法及其它特殊要求。3編寫設計說明書。五設計進度與時間安排本課程設計為2周 明確任務，分析有關原始資料，復習有關講課內容及熟悉參考資料0.5周。 設計計算 0.5周 繪圖 0.5周 編寫說明書、答辯 0.5周六、主要參考文獻1成大先 機械設計手冊（第三版）2汽車工程手冊 機械工業(yè)出版社3陳家瑞 汽車構造（下冊） 人民交通出版社4王望予 汽車設計機械工業(yè)出版社5余志生 汽車理論 機械工業(yè)出版社七注意事項（1）為保證設計進度及質量，設計方案的確定、設計計算的結果等必須取得指導教師的認可，尤其在繪制總成裝配圖前，設計方案應由指導教師審閱。圖面要清晰干凈；尺寸標注正確。（2）編寫設計說明書時，必須條理清楚，語言通達，圖表、公式及其標注要清晰明確，對重點部分，應有分析論證，要能反應出學生獨立工作和解決問題的能力。（3）獨立完成圖紙的設計和設計說明書的編寫，若發(fā)現抄襲或雷同按不及格處理。八成績評定出勤情況（20%）設計方案與性能計算（40%）圖紙質量（20%）說明書質量（20%）評 語總 成 績指導教師注意：此任務書要妥善保管，最后要裝訂在設計說明書的第一頁。 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、彈性元件的設計84.1 鋼板彈簧的布置方案選擇84.2 鋼板彈簧主要參數的確定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 設計的主要數據 載質量：5000kg 整備量：3700kg 空車時：前軸負荷：18855N 后軸負荷：17405N 滿載時：前軸負荷： 28136N 后軸負荷： 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量組成的振動系統的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數之一。因汽車的質量分配系數近似等于1，因此貨車車軸上方車身兩點的振動不存在聯系。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1.702.17hz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構容許的最大變形時，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69cm.。本設計選擇：=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：（滿載時的簧上質量m=25843/9.8=2637kg） n= 可得 C=375.4N/mm四、彈性元件的設計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 鋼板彈簧主要參數的確定 已知滿載靜止時負荷=5829kg。簧下部分荷重，由此可計算出單個鋼板彈簧的載荷：由前面選定的參數知： （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=1020mm.在此?。?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=(0.400.55)軸距；貨車前懸架：L=(0.260.35)軸距，后懸架：L=(0.350.45)軸距。（2） 鋼板彈簧長度的初步選定：根據經驗L = 0.35軸距，并結合國內外貨車資料，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，引入撓度增大系數加以修正。因此，可根據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： SU形螺栓中心距（mm） kU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。撓度增大系數的確定：先確定與主片等長的重疊片數，再估計一個總片數，求得，然后=1.5/，初定。 對于彈簧： L=1490mm k=0.5 S=200mm =2 =14 =1.5/=1.5/=1.35 E=2.1N/計算主簧總截面系數： 式中為許用彎曲應力。的選?。汉笾骰蔀?50550N/，后副簧為220250 N/。=28225NL=1490mm k=0.5 S=200mm =500 N/.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610范圍內選取。 b =102mm 通過查手冊可得鋼板截面尺寸b和h符合國產型材規(guī)格尺寸。（3）鋼板斷截面形狀的選擇：本設計選取矩形截面。（4） 鋼板彈簧片數的選擇： 片數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在614片之間選取，重型貨車可達20片。用變截面少片彈簧時，片數在14選取。 根據貨車的載荷并結合國內外資料初步選取本貨車彈簧的片數為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繪制在圖上，再沿橫坐標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邊斷點連一直線，此直線與各片上側邊的交點即為各片長度。各片實，際長度尺寸需經圓整后確定。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，有關撓度增大系數，總慣性矩，片長和葉片端部的形狀都不夠準確，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，a為經驗修正系數，取0.900.94，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(1) 主簧剛度驗算表4-2 K123456745.592138184.5230.5276.5322.504288134.5180.5226.5272.5K8910111213368.5415460.5507553599318.5365410.5457503549由公式(mm-4)，得：Y1=1.1810-4 Y2=5.8810-5 Y3=3.9210-5 Y4=2.9410-5Y5=2.3510-5 Y6=1.9610-5 Y7=1.6810-5 Y8=1.4710-5 Y9=1.3110-5 Y10=1.1810-5 Y11=1.0710-5 Y12=0.9810-5 Y13=0.910-5 Y14=0.8510-5表4-3 K12345675.8810-51.9610-50.9810-50.5910-50.3910-50.2810-50.2110-5K89101112130.1610-50.1310-50.1110-50.0910-50.0810-50.0610-5 、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將上述數據代入公式，得總成自由剛度： 將上述數據代入公式有效長度，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，各片彈簧的預應力值應不宜選取過大；推薦主片在根部的工作應力與預應力疊和后的合成應力應在300350N/內選取。14片長片疊加負的預應力，短片疊加正的預應力。預應力從長片由負值逐漸遞增為正值。 在確定各片預應力時，理論上應滿足各片彈簧在根部處的預應力所造成的彎矩： 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，結果見表4： 表4-6 鋼板彈簧在自由狀態(tài)下曲率半徑i1234567Ri(mm)2884288028762872286828622860 i891011121314Ri(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)96.284.974.164.154.846.238.4i891011121314Hi(mm)31.224.819.014.29.96.53.74.5、 鋼板彈簧總成弧高的核算 根據最小勢能原理，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上式計算的結果應與計算的設計結果相近。如果相差太多，可重新選擇各片預應力再行核算。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原設計值為H0=96.98mm，相差不大，符合要求。五、鋼板彈簧強度驗算當貨車牽引驅動時，貨車的后鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的前半段出現的最大應力用下式計算 =+ 式中，為作用在后輪上的垂直靜載荷，為制動時后軸負荷轉移系數；轎車：=1.251.30；貨車：=1.11.2；為道路附著系數；b為鋼板彈簧片寬；為鋼板彈簧主片厚度。許用應力取為1000N/mm。由上式驗算主簧強度：其中牽引驅動時，主簧載荷為 G= =1.15 =0.8 主副簧強度在許用應力范圍內，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力是由彎曲應力和拉（壓）應力合成，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為卷耳內徑；b為鋼板彈簧寬度。許用應力取為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鋼經滲碳處理或用45鋼經高頻淬火后，其79 N/mm。 彈簧銷滿足強度要求。八、減振器的設計計算8.1減振器的分類 減振器是車輛懸架系統中的重要部件，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。液壓減振器按其結構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。筒式減振器由于質量輕、性能穩(wěn)定、工作可靠、易于大量生產等優(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生的噪聲，但由于成本及使用維修問題，使其推廣應用受到一定限制。本設計中，前懸架選用雙向作用筒式減振器。8.2主要性能參數的選擇8.2.1相對阻尼系數 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之間的關系為： 式中，為減振器阻尼系數。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=F/u，所以減振器有四個阻尼系數。在沒有特別指明時，減振器的阻尼系數是指卸荷閥開啟前的阻尼系數。通常壓縮行程的阻尼系數 與伸張行程的阻尼系數 不等。汽車懸架有阻尼以后，簧上質量的振動.式周期衰減振動，用相對阻尼系數 的大小來評定振動衰減的快慢速度。 的表達式為： 式中，c為懸架系統的垂直剛度，c=375.4 N/mm； 為簧上質量,Ms2 =2637kg 上式表明，相對阻尼系數的物理意義是：減振器的阻尼作用在于不同剛度c和不同簧上質量 的懸架系統匹配時，會產生不同的阻尼效果。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；值小則相反；通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數 取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數 取得大些。兩者之間保持有 =（0.250.50） 的關系。設計時，先選取 與 的平均值 。對于無內摩擦的彈性元件懸架，取 =0.250.35；對于有內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， 值應取大些，一般取 ；為避免懸架碰撞車架，取y =0.5 s 。本設計中， 取=0.3，s =0.4， y=0.2 8.2.2減振器阻尼系數的確定減振器的阻尼系數 。因懸架系統固有頻率 ，所以理論上 。實際上，應根據減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數。我選擇下圖的安裝形式，則其阻尼系數 為： 圖8.3根據公式 ， 可得出：可得出：=2n代入數據得： =11.9 Hz，取a/R = 0.7 ， =15按滿載計算有：簧上質量 后懸： Ms2=2637kg 代入數據得減振器的阻尼系數為： 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0.150.3m/s；A 為車身振幅，取 40 mm； 為懸架震動固有頻率。代入數據計算得卸荷速度為：Vx =0.0411.90.7cos15=0.30m/s符合Vx 在0.150.30 之間范圍要求。 根據伸張行程最大卸荷力公式：F0 = cVx 可以計算最大卸荷力。式中，c 是沖擊載荷系數，取c=1.5；代入數據可得最大卸荷力 F0 為：后懸 F =7571N824 減振器工作缸直徑D 的確定 根據伸張行程的最大卸荷力F 0計算工作缸直徑D 為： 其中，p工作缸最大壓力，在3 MPa 4 MPa ，取p=4MPa ； 連桿直徑與工作缸直徑比值， =0.40.5，取 =0.5。代入計算得工作缸直徑D 為：后懸 D =65 mm減振器的工作缸直徑D 有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm 等幾種。選取時按照標準選用，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(參考汽車理論P278 題6.5之第1問) 9.1 基本參數的確定由汽車理論第六章可知，貨車可以簡化成僅有車身與車輪雙質量系統，右圖所示，車身-車輪雙質量系統參數如下：“人體-座椅”系統參數：。車速，B級路面下的路面不平度系數，參考空間頻率n0=0.1m-1。計算時頻率步長，計算頻率點數。9.2 汽車平順性評價指標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加權加速度均方根值=0.0155 加權振級=83.8043dB由汽車理論表6-2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*yps2*lamta.2.*(gama-(1/mu+1)*lamta.2).2;z1_q=gama*sqrt(1-lamta.2).2+4*yps2*lamta.2)./deta);z2_z1=sqrt(1+4*yps2*lamta.2)./(1-lamta.2).2+4*yps2*lamta.2);p_z2=sqrt(1+(2*ypss*lamtas).2)./(1-lamtas.2).2+(2*ypss*lamtas).2);z2_q=gama*sqrt(1+4*yps2*lamta.2)./deta);p_q=p_z2.*z2_q;jfg_Gqddf=4*pi2*sqrt(Gqn0*n02*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)for i=1:(N+1) if f(i)<=2 Wf(i)=0.5; elseif f(i)<=4 Wf(i)=f(i)/4; elseif f(i)<=12.5 Wf(i)=1; else Wf(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, =0.25,=9,=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, =0.25,=9,=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, s=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 汽車構造（下冊） 人民交通出版社 4王望予 汽車設計 機械工業(yè)出版社 5余志生 汽車理論 機械工業(yè)出版社