拖拉机前桥悬架参数匹配及其对振动特性的影响

第３１卷　第１０期　２０１５年　５月　农业工程学报　Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎｓ　ｏｆ　ｔｈｅ　Ｃｈｉｎｅｓｅ　Ｓｏｃｉｅｔｙ　ｏｆ　Ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ　Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ　ｖ０ｌ＿３１　ＮＯ．１０　Ｍａｖ　２０１５　２９　拖拉机前桥悬架参数匹配及其对振动特性的影响　伊力达尔・伊力亚斯　，一，朱思洪　，　，徐　刚　袁加奇　，（１．南京农业大学工学院，南京２１００３１；２．新疆农业大学机械交通学院，　乌鲁木齐８３００５２　３．江苏省智能化农业装备重点实验室，南京２１００３１）　摘要：拖拉机长年行驶在田间和路况较差的农村土路上，且减振装置简陋，其振动尤为剧烈。为降低拖拉机的振动，以　江苏常发集团ＣＦ７００型拖拉机为研究对象，建立了前桥悬架拖拉机三自由度振动模型，以机身垂向振动加速度、机身俯仰　振动角加速度、座椅安装处垂向振动加速度、前后轮动载荷以及前桥悬架动挠度作为评价指标，对前桥悬架刚度和阻尼　系数进行了优化匹配，得到了前桥悬架刚度和阻尼系数的最佳匹配值（１２０　０００　Ｎ／ｍ、８　０００　Ｎ・ｓ／ｍ）。计算并比较了安装前　桥悬架拖拉机和无悬架拖拉机的振动特性。当拖拉机以３～１８　ｋｍ／ｈ行驶速度在国标Ｄ级路面上行驶时，安装前桥悬架拖　拉机的机身垂向振动加速度均方根值和俯仰振动角加速度均方根值平均下降２４．０３％和４２．４６‰座椅安装处垂向振动加速　度均方根值平均下降２９．７７％；前轮动载荷平均下降２１．７２％。研究结果表明，拖拉机前桥悬架对提高拖拉机的乘坐舒适性　和行驶安全性具有显著作用。该研究结果为拖拉机前桥悬架的设计及优化提供了参考。　关键词：拖拉机；振动；模型；前桥悬架；参数匹配　ｄｏｉ：１０．１１９７５／ｊ．ｉｓｓｎ．１００２—６８１９．２０１５．１Ｏ．００４　中图分类号：Ｓ２１９．１　文献标志码：Ａ　文章编号：１００２—６８１９（２０１５）一１０—０２９—０８　伊力达尔・伊力亚斯，朱思洪，徐３１（１０）：２９－－３６．刚，等．拖拉机前桥悬架参数匹配及其对振动特性的影响［Ｊ］．农业工程学报，２０１５，　ｈｔｔｐ：／／ｗｗｗ．ｔｃｓａｅ．ｏｒｇ　ｄｏｉ：１０．１１９７５￣．ｉｓｓｎ．１００２—６８１９．２０１５．１０．００４　Ｙｉｌｉｄａｅｒ・Ｙｉｌｉｙａｓｉ，Ｚｈｕ　Ｓｉｈｏｎｇ，Ｘｕ　Ｇａｎｇ，ｅｔ　ａ１．Ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ　ｍａｔｃｈ　ａｎｄ　ｉｔｓ　ｉｍｐａｃｔ　ｏｎ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ　ｏｆｔｒａｃｔｏｒ［Ｊ］．Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎｓ　ｏｆｔｈｅ　Ｃｈｉｎｅｓｅ　Ｓｏｃｉｅｔｙ　ｏｆＡｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ　Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ（Ｔｒｎｓａａｃｔｉｏｎｓ　ｏｆｔｈｅ　ＣＳＡＥ），２０１５，３１（１０）：２９—３６．　（ｉｎ　Ｃｈｉｎｅｓｅ　ｗｉｔｈ　Ｅｎｇｌｉｓｈ　ａｂｓｔｒａｃｔ）ｄｏｉ．．１０．１１９７５／ｊ．ｉｓｓｎ．１００２—６８１９．２０１５．１０．００４　ｈａｐ：／／ｗｗｗ．ｔｃｓａｅ．ｏｒｇ　０　引　言　与小汽车、客车和载货汽车相比，拖拉机长年行驶　在田间和路况较差的农村土路上，且减振装置简陋，其　振动尤为剧烈。拖拉机的剧烈振动不仅会对驾驶员的身　体健康造成严重危害，而且还会造成零部件的疲劳破坏，　严重影响拖拉机的使用寿命【１　】。此外，拖拉机过大的振　动还会加剧农田土壤的压实，降低农作物的产量【６　】。如　何有效地减小拖拉机的振动，提高乘坐舒适性和行驶安　全性以及减小拖拉机振动对农田的损坏是科研人员和拖　拉机制造企业面临的重要研究课题。　拖拉机减振技术的研究一直是国内外众多企业和科　研人员关注的重点【９＿１　。Ｍａｒｔｅｌｌｉ等㈣用多体系统动力学　仿真模型对前桥悬架拖拉机的乘坐舒适性和行驶安全性　进行了研究，发现前桥悬架对改善拖拉机的乘座舒适性　和行驶安全性有一定的作用。Ｌｅｈｔｏｎｅｎ等ＩＨ】的研究表明，　当拖拉机前端悬挂农具时，前桥悬架减振尤其明显，效　果的好坏则取决于前桥悬架刚度和阻尼系数的匹配。　Ｍａｓｓｉｍｉｌｉａｎｏ等【　］的研究发现安装前桥悬架的拖拉机可　以显著的减小拖拉机的俯仰振动。从上世纪５０年代开始，　欧美等发达国家的拖拉机制造企业一直尝试在拖拉机上　采用各种不同的减振装置，包括座椅悬架、驾驶室悬架、　前桥悬架和全悬架等［１６－１８１。美国Ｊｏｈｎ　Ｄｅｅｒｅ公司在其６０２０　系列和７０２０系列拖拉机上装用了ＴＳＬＩＩ型弹性前桥悬架，　提高了拖拉机的牵引力和作业速度，并增加了拖拉机行　驶稳定性；德国Ｃａｓｅ公司在其ＣＶＸ系列拖拉机上采用　独立型弹性前桥悬架；德国Ｆｅｎｄｔ公司在Ｆａｖｏｒｉｔ７００、８００　拖拉机等机型上装用了液压．气动式弹性前桥悬架；英国　ＪＣＢ公司在其Ｆａｓｔｒａｃ系列拖拉机上装用弹性前桥悬架，　并作为拖拉机的标准配置，大大提高了拖拉机的乘坐舒　适性和行驶安全性［１９－２１】。　受经济发展水平和制造成本的影响，国产拖拉机几　乎都没有安装前桥悬架，有关前桥悬架对拖拉机振动特　性的研究也鲜有报道，拖拉机的振动强度远高于欧美日　等发达国家的拖拉机［２２－２３】。本文以江苏常发集团ＣＦ７００　型拖拉机为研究对象，对前桥悬架的刚度和阻尼系数进　行优化匹配，并研究优化匹配后的前桥悬架对拖拉机振　动特性的影响，为拖拉机前桥悬架系统的设计提供理论　依据。　收稿日期：２０１５－０１．１９　修订日期：２０１５－０４　０６　基金项目：国家自然科学基金资助项目（５１２７５２４９）　作者简介：伊力达尔・伊力亚斯，男，新疆乌鲁木齐人，乌孜别克族，讲师，　博士生，主要从事车辆振动方面研究。南京南京农业大学工学院，２１００３　１。　Ｅｍａｉｈ　ｙｉｌｉｄａｅｒ９１９＠ｆｏｘｍａｉｌ．ｃｏｍ　１　理论计算模型的建立　１．１振动模型的建立　※通信作者：朱思洪，男，教授，博士生导师，从事机械系统动力学及控制，　车辆振动方面的研究，南京南京农业大学工学院，２１００３１。　拖拉机是一个复杂的多自由度振动系统，为了研究　方便，做如下假设：１）拖拉机结构及悬架系统关于中心　Ｅｍａｉｈ　ｚｈｕｓｉｈｏｎｇ＠ｎｊａｕ．ｅｄｕ．ｃａ　３０　农业工程学报（ｈｔｔｐ：／／ｗｗｗ．ｔｃｓａｅ．ｏｒｇ）　２０１５，正　面左右对称；２）拖拉机左、右轮受到的路面不平度激励　相同，但前、后轮受到的激励不同，后轮路面激励较前　轮路面激励滞后；３）考虑到拖拉机和路面为弱耦合系统，　数值计算时不考虑动弯沉量对拖拉机振动的影响【２４】。前　桥悬架采用非独立悬架，考虑到拖拉机结构的对称性，　将振动系统简化为如图１所示的前桥悬架拖拉机三自由　到后桥轴心的水平距离，ｍ；聊为前桥悬架簧下质量，　；　Ｚｂ为机身质心垂向振动位移，ｒｎ；‰为机身俯仰振动角位　移，ｒａｄ；ｚｆ为前桥悬架垂向振动位移，ｍ；　为前轮刚　度，Ｎ／ｍ；ｃ　为前轮阻尼系数，Ｎ・ｓ／ｍ；　为后轮刚度，　Ｎ／ｍ：Ｃｒｔ为后轮阻尼系数，Ｎ・ｓ／ｍ；　为前桥悬架弹簧刚　度，Ｎ／ｍ；ｃ船为前桥悬架减振器阻尼系数，Ｎ・ｓ／ｍ；ｈｆ为　度振动模型。　注：　为驾驶员与座椅质量之和，ｋｇ；０为座椅质心到后桥轴心的水平距　离，ｍ；ｚｓ为座椅安装处质心垂向振动位移，ｍ；ｍ６为机身质量，ｋｇ；ｊｂ为　机身转动惯量，　・ｍ２；ｆ为拖拉机轴距，ｍ；ｋ为机身质心到前桥轴心的水　平距离，ｍ；　为机身质心到后桥轴心的水平距离，ｍ；ｍｓ为前桥悬架簧下　质量，ｋｇ；Ｚｂ为机身质心垂向振动位移，ｍ；　６为机身俯仰振动角位移，ｔａｄ；　为前桥悬架垂向振动位移，ｍ；　为前轮刚度，Ｎ・ｍ～；。　为前轮阻尼系　数，Ｎ－Ｓ，ｍ。。；“为后轮刚度，Ｎ・ｍ－　；ｅｒｔ为后轮阻尼系数，Ｎ・Ｓ・ｍ～；岛　为前　桥悬架弹簧目０度，Ｎ・ｍ～；ｃ　为前桥悬架减振器阻尼系数，Ｎ・Ｓ・ｍ　；ｈｆ为前　轮接地点路面高度，ｍ：ｈ，为后轮接地点路面高度，ｍ。　Ｎｏｔｅ：ｍｓ　ａｒｅ　ｍａｓｓ　ｏｆ　ｄｒｉｖｅｒ　ａｎｄ　ｓｅａｔ，ｋｇ；　ｒａｅ　ｈｏｒｉｚｏｎｔａｌ　ｄｉｓｔａｎｃｅ　ｏｆ　ｓｅａｔ　ｃｅｎｔｒｏｉｄ　ｆｒｏｍ　ｒｅａｌ＂ａｘｌｅ，ｍ；Ｚｓ　ａｒｅ　ｓｅａｔ　ｃｅｎｔｒｏｉｄ　ｖｅｒｔｉｃａｌ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｄｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔ．　ｍ；ｍｂ　ａｒｅ　ｍａｓｓ　ｏｆｔｒａｃｔｏｒ　ｂｏｄｙ，ｋｇ；　ａｒｅ　ｐｉｔｃｈ　ｍｏｍｅｎｔ　ｏｆｉｎｅｒｔｉａ　ｏｆｔｒａｃｔｏｒ　ｂｏｄｙ，　。ｍＺ；ｚ　ａｒｅ　ｔｒａｃｔｏｒ　ｗｈｅｅｌｂａｓｅ，ｍ；ｌｂｆ　ａｒｅ　ｈｏｒｉｚｏｎｔａｌ　ｄｉｓｔａｎｃｅ　ｆｒｏｍ　ｂｏｄｙ　ｃｅｎｔｒｏｉｄ　ｔｏ　ｒｆｏｎｔ　ａｘｌｅ，ｍ；ｌｂｒ　ｒａｅ　ｈｏｒｉｚｏｎｔａｌ　ｄｉｓｔｎａｃｅ　ｆｒｏｍ　ｂｏｄｙ　ｃｅｎｔｒｏｉｄ　ｔｏ　ｒｅａｒ　ａｘｌｅ，ｍ；ｍｙ　ａｒｅ　ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｕｎｓｐｒｕｎｇ　ｍａｓｓ，ｋｇ；　ａｒｅ　ｖｅｒｔｉｃａｌ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｄｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔ　ｏｆ　ｔｒａｃｔｏｒ　ｂｏｄｙ　ｃｅｎｔｒｏｉｄ，ｍ；　６　ａｒｅ　ｐｉｔｃｈｉｎｇ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ａｎｇｕｌａｒ　ｄｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔ　ｏｆｔｒａｃｔｏｒ　ｂｏｄｙ，ｒａｄ；ｚｆａｒｅ　ｖｅｒｔｉｃａｌ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｄｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔ　ｏｆｔｒａｃｔｏｒ　ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ，ｍ；　ａｒｅ　ｆｒｏｎｔ　ｗｈｅｅｌ　ｓｔｉｆｆｎｅｓｓ，Ｎ‘ｍ－　；　ａｒｅ　ｆｒｏｎｔ　ｗｈｅｅｌ　ｄａｍｐｉｎｇ，Ｎ‘Ｓ‘ｍ。。；　ｒａｅ　ｒｅａｒ　ｗｈｅｅｌ　ｓｔｉｆｆｎｅｓｓ，Ｎ‘　；ｃ　ａｒｅ　ｒｅａｒ　ｗｈｅｅｌ　ｄａｍｐｉｎｇ，　Ｎ　Ｓ‘ｍ－　；ｈｊ　ａｒｅ　ｆｒｏｎｔ　ｗｈｅｅｌ　ｇｒｏｕｎｄ　ｓｕｒｆａｃｅ　ｈｅｉｇｈｔ，ｍ；ｈｒ　ｒａｅ　ｒｅａｒ　ｗｈｅｅｌ　ｇｒｏｕｎｄ　ｓｕｒｆａｃｅ　ｈｅｉｇｈｔ，ｍ．　图ｌ　前桥悬架拖拉机三自由度振动模型　Ｆｉｇ．１　Ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｔｒａｃｔｏｒ　３．ＤＯＦ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｍｏｄｅｌ　１．２振动微分方程的建立　基于图１所示前桥悬架拖拉机三自由度振动模型，　建立系统振动微分方程如下：　ｍ６三６＋（ｃ　＋ｃ　）三６＋（ｃｒｆｌｂ，一Ｃｆａ，　）　一　胁三，＋（＾｜肛＋　ｚ６＋（　Ｉｂｒ—　加ｆ６，）　一　（１）　ｋｆ．ｓＺｆ＝Ｃｒｔｈｒ＋ｋｒｔｈｒ　ｊ　ｂ　ｂ＋　＾ｌｌｂｒ—ｃ　ｌｂｆ、）±ｂ＋　ｃｒ，ｇ＋ｃ　ｌ　ｆ　ｂ＋　ｃ　，６，三，＋（ｋｒｔｌｂｒ一　ｌｂＩ）Ｚｂ＋（　嘭＋　芬）　＋（２）　ｋｊｏｓｌｂｓｚ，＝ｃ，ｔｌｂ，ｈ，＋ｋｒ，ｌ￣，ｈｒ　ｍ　ｒ芝ｆ—ｃ血ｓ芝ｂ＋ｃ向ｓｌ　巾ｂ＋　向ｓ十ｃｎ　主ｆ—　ｋ缸ｓＺｂ＋ｋ缸ｓｔ），　ｂ＋（ｋｙｏ￣斗ｋ　ｚ　ｒ　（３　＝ｃｎｈｓ＋ｋｎｈｆ　式中：ｍ６为机身质量，ｋｇ；　为机身转动惯量，　・ｍ２；　为机身质心到前桥轴心的水平距离，ｍ；　为机身质心　前轮接地点路面高度，ｍ：ｈ，为后轮接地点路面高度，ｍ。　将其转换成矩阵形式：　＋　｝．Ｉｌ　２　２‰　２　％　％—　２２　％　％％　　仇　ｔｌ　ｆ　｝乞］　＋　一２　氙：，　２ｏ２）０‰纯：，％　％　　％２　，：，　：，　ｊ　Ｌ　，Ｊ　ｌ　－　噍２２他　蓑２　％　吒ｊ　Ｊ－ｏ｝　＝　’　ｌ　２　，乞，　＋　，　ｌ　＼２＼２∞２０）ｚｓｆｆｒ毛２％ｈｆｒｈｆ＋０ｒ＋　ｆ）２　ｆｒｈｈｆ＼　　√警　Ｃｆａｓ＋Ｃｒｔ　√　丛　／　ｍｆ　丽Ｏｆａｓ＋Ｃ￣　Ｃｆａｓ　－ｋｆｏ，ｌｇ　＋ｋ．１ｂ￣　吼　＝＿乞，：　Ｃｒ　ｔ　Ｙ－Ｃｆａｓｌｂ　ｆ　ｏｒＣｒ　ｔｌｂｒ　，　ｃ＃　ｓ　ｂ　＝　√　，　揣　＝　＝　第１Ｏ期　伊力达尔・伊力亚斯等：拖拉机前桥悬架参数匹配及其对振动特性的影响　３１　＝　ｒ，　丽Ｃｒｔｌｂｒ　：、历　．为机身垂向振动加速度，ｍ／ｓ　；　　．㈤　为机身俯　（　）分别为机身　１．３拖拉机振动特性评价指标　为研究前桥悬架拖拉机振动特性，选取机身垂向振　式中：　仰振动角加速度，ｒａｄ／ｓ　Ｈｚ　，（　）、　动加速度、机身俯仰振动角加速度、座椅安装处垂向振　动加速度、前后轮动载荷以及前桥悬架动挠度作为评价　指标，推导得到各评价指标的理论计算公式，如式（５）　至式（１９）所示。　１．３．１机身垂向振动加速度和俯仰振动角加速度　＝垂向振动位移相对于前、后轮单位激励的频率响应函数；　国）、Ｈ　（国）分别为机身俯仰振动角位移相对于前、　，（。√　［　，（　）＋Ｈ　，（ｍ）ｅ－ｉＯ￣ｌ／ｖ　Ｇｈ（ｆ　（５）　１　１　ｚｒ　ｒ、　后轮单位激励的频率响应函数；其表达式如式（７）至式　（１０）所示；Ｇ＾（厂）为路面时间频率功率谱密度，ｍ　／ｓ；其　值等于Ｇ＾（ｎ）／ｖ；Ｇ＾（　）为路面空间频率功率谱密度，　ｍ２／ｍ－　：，为拖拉机轴距，１ＴＩ；　为振动响应的圆频率，ｒａｄ／ｓ；　ｖ为拖拉机行驶速度，ｋｍ／ｈ。　０　０　Ｗｏ２＝￣　＋２ｉｍｃｏｏ　％　一　一２ｉｃｏｃｏｏ　，ｌ　一缈　＋　＋２ｉｃｏｍｏ仇　％　ＣＯｏｋ　，＋２ｉｍｍｏ％　ｒ　钆：，Ｉ　（７）　Ｉ２ｉ（ｏ０９　ｆ￣：ｆ＋　，∞　＋２ｉｃｏｃｏｏ：，％　：，％　一　＋　，＋２ｉｃｏｃｏｏ：，　ｌ　吖　　。Ｊ　＼＿０）２＋威ｚｂ＋２ｉｃｏｃｏｏ　ｚｂ专　威ｚｈＰｌｂ＋２ｉｃｏｃｏｏ　ｚｂ　专　％　一ｃｏ￣，：：－２ｉｃｏｃｏｏ　Ｆ　ｆ＼　ｌ　＋２ｉｃｏｃｏｏ％　一ｃ　＋６　＋２ｉｃｏｃｏｏ％　ｃ　２吼　，＋２ｉｃｏｃｏｏ％　％ｚ，ｌ　＼一嘁　ｂ一２ｉｃｏｃｏｏ２　专　２ｂ　ｚ概＋２ｉｃｏｃｏｏｚ　ｚ　ｒ％　一　＋　ｚ　ｒ＋２ｉｃｏｃｏｏＺｆ专　＼　０　０　厂　十　一　＋　ｚｂ＋２ｉｃｏｃｏｏｚｂ　ｚｂ　哆　，　∞ｎ２　ｚｂ一＋２ｉｃｏｃｏｏ　ｚｂ芎ｂ　ｂ　∞∞　ｚ｜ｚｈ∞　２ｚｆｚｂ　号　ｆｚｂ　（８）　改　％＋２ｉｃｏｃｏｏ　一　，（国）＝　ＣＯ２＋　—ｚｈ＋２ｉｃｏｃｏｏ　ｚ５　２　ｚｈ一＋２ｉｃｏｃｏｏ　ｚｂ专　ｚｈ　＋　＋２ｉｃｏｃｏｏ　４０％　ｏ　ｚ‰成　ｂ。２ｉｃｏｃｏｏ　ｈ专　ｚｂ　（０　２　＋２ｉｃｏｃｏ毛　ｚ　噍　移　噍　＼２ｉｃｏｏ￣Ｐ毒ｚｆｆ＋　ｂｒ　嘁ｚｂ　＋２ｉｃｏｏ９ｏｚｂ　毛ｏｚ慨　一嘁ｚｂｚｆ。２ｉｏ９ｏｏ　ｆ芎　ｚ　＼　嘶　ｆ２ｉｃｏｃｏ￣，　，＋０）％２，　～ｃＤ　＋ｃ　＋２ｉｃｏｃｏｏ　岛％　２　，＋２ｉｃｏｃｏｏ％　，　％　ｒ　Ｊ　，　（　）：；　！堕　：　竺　～　一　二竺　堕　竺　２鱼２　１　（９）　＼＿∞　＋∞　ｚｂ＋２ｉｃｏｃｏｏｚｂ４０ｚｂ　∞　ｚｂ　＋２ｉｃｏｃｏｏｚｂＰｂ考ｏｚｂ％　一０）２ｕｚ　’２ｉｃｏｍｏｚｂｚ　ｒ　ｚｆ　ｌ　＋２ｉｃｏｃｏｏ％　钆　一０３　＋６　＋２ｉｃｏｃｏｏ％　２％：ｒ＋２ｉｃｏｃｏｏ％：ｒ　％　，　＼一∞　ｚｆｚｈ。２ｉｃｏｃｏｏｚ　ｚｂ专ｏｚｆｚｂ　∞ｏ２ｚ　＋２ｉｃｏｃｏｏｚｆ％专ｏｚｆ　一国２＋嘁ｚｆ＋２ｉｃｏｃｏｏ　ｚｆ专ｏｚｆ　一０）２斗嘁ｚｂ＋２ｉｃｏｃｏｏｚｂ暑　２ｉｍｏ９　ｒ毛Ｚｒｒ＋　ｂｒ一　ｚｂｚｆ。２ｉｃｏｏｏ　ｒ芎ｏ　ｊ　＋２ｉｃｏｃｏｏ％考ｏ　２ｉｃｏｃ％￣ｒ专　＋　ｂｒ　嘁　ｚ　＋２ｉｃｏｃｏｏ　ｚｆ亏　ｚｆ　２％ｚｂｚｂ一∞　ｚ，（ｃｏ）＝　一ｆ：６　２ｉｃｏｃｏｏｚｂ　ｚｆｚ８芎　ｆｃ　２　％一　０　＋２ｉｃｏｃｏｏ　％　十　ｚ　ｒ％一　＋∞　：ｆ＋２ｉｃｏｃｏｏＺｆ芎ｑｚｆ　０）　２　一（１０）　一＋嘁ｚｂ＋２ｉｃｏｃｏｏ　ｚｂ　威　ｚｂ＋２ｉｃＯＣＯｏｏ￣ｚｂ专ｑ　嘁ｚ　一２ｉａ）ｃｏｏ　ｚ　芎　ｚｂ　　。？　纯　ｚ　２ｉｃｏｃｏｏ　毛　ｚｆ　％ｚｆ＋２ｉｃｏｃｏｏ％　％　％ｚｆ一＋２ｉｃｏｃｏｏ４０　ｚｆ　：，　＋２ｉｃｏｃｏｏ　ｚ慨专　ｈ　０９　＋∞　，十２ｉｃｏｃｏｏ：，　１．３．２座椅安装处垂向振动加速度　＝式中：　＿，加、　ｕ¨。分别为前、后轮动载荷，ｌ（Ｎ；　（　）‰、　乞＋饩（　一　，）　Ｈ（ｃｏ）　分别为前、后轮动载荷的频率响应函数。　式中：　为座椅安装处质心垂向振动加速度，　ｎｇ　‘；　（　‰＝（ｉｃｏｃ￣＋　）［　，，（　）＋　，ｏ））ｅ　ｉｃ￣ｌ／ｖ＿１】（１４）　（ｉｃｏｃ　＋　）［　ｆ（ｏＤ＋　，（ｃｏ）ｅ　…、　为座椅质心到后桥轴心的水平距离，ｍ。　１．３．３前、后轮动载荷　＝　日（　）　＋！　Ｈ　ｆｔ　＋ｌｂｒＨ　ｒ（ｃｏ）ｅ　“一ｅ＿　ｖ　ｕ　¨　式中：　，，（　）、　，，（　）分别为前桥垂向振动位移对应　＝　…　于拖拉机前轮和后轮单位激励的频率响应函数，其表达　式如式（１６）和式（１７）所示。　３２　农业工程学报（ｈｔｔｐ：／／ｗｗｗ．ｔｃｓａｅ．ｏｒｇ）　２０１５年　ｓｆ（　）＝　（１６）　，　（　）＝　（１７）　１．３．４前桥悬架动挠度　厂＝—————　———一　√　１　（缈）　Ｉ　Ｑ（ｆ）ｄｆ　（１８）　式中：Ｏｆ为前桥悬架动挠度，ｍｉｌｌ；　／＝２．２路面功率谱密度　根据１　９８４年国际标准化组织在ＩＳＯ／ＴＣ　１　０８／ＳＣ２Ｎ６７　文件中提出的“路面不平度表示方法草案”和国内由长　春汽车研究所起草制定的ＧＢ７０３　１《车辆振动输入．路面　平度表示》标准的建议，路面功率谱密度Ｇ＾（玎）用下式表　达　’】：　厂　、　０　（　）　为前桥悬　架动挠度频率响应函数。　Ⅳ（国）　Ｈ：，　（缈）Ｐ－。　）＋　ｒ（国）ｅ－ｉｒａ　－－Ｈ￣ｉｆ（　）＇（１９）　一　日％，（缈）一　％　（　］　（玎）＝Ｇ＾（　）ｌ　Ｈｌ　（２０）　２参数的获取　２．１拖拉机主要参数　式中：Ｇ＾（，２ｏ）为路面不平度系数，ｍＺ／ｍ－　；ｎ为空间频率，　ｍ。；　ｏ为参考空间频率，ｎ０＝Ｏ．１　Ｉｌｌ＂　；Ｗ为频率指数。　以江苏常发集团ＣＦ７００型拖拉机为研究对象，其　主要参数在白行研制的试验台上测得　们，结果如表１　所示。　在分析拖拉机振动特性时，选取国标Ｄ级路面，根　据国际路面不平度分类标准１ＳＯ８６０８，其路面不平度系数　Ｇｈ（ｎ０）＝ｌ　０２４￣１０‘　￣／ｒｎ－　；频率指数ｗ＝２［２８】。　表１　ＣＦ７００型拖拉机主要参数　Ｔａｂｌｅ　１　Ｋｅｙ　ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ　ｏｆ　ＣＦ７００　ｔｒａｃｔｏｒ　参数名称Ｐａｒａｍｅｔｅｒ　ｒｂｏｄｙｍｂ　ｇ　ｓ　ｏｆａｃｇｔｏ数值Ｖａｌｕｅｓ　２　５４８　…　Ｆ参数名称Ｐ￣ａｍｅｔｅｒ　数值Ｖａｌｕｅｓ　身质量前轮阻尼系数　７Ｒ　…　５　０３４　动惯量ｉｔｃｈｍｅ　ｆｔｒａｃｔｏｒｂｏｄｙＪｆ　ｎ　ｉａｏ・、ｂ／（ｋｇ．．ｍ。）　３　３５５　ｒｏｎｔａｘ．１ｅ　ｓｕｒｏｎｔｗｈｅｅ　ｓｔｉｆｆｎｅｓｓ　Ｆ蓦ｓｐ桥ｅｎ母ｓｉ架ｏｎ簧ｕｎｓ　ｐｒ质ｕｎ　ｇｍａｓｓｍ＃ｌ　（ｇ一　１　枷慷　ｍ　Ｎ・　）　４　７１４　３５Ｈｏｒｉｚｏｎｔａｌ　ｄｉｓｔａｎｃｅ　ｒｆｏｍ　ｂｏｄｙ　ｃｅｎｔｒｏｉｄ　ｔｏ　ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｌ　｝ｍ　１’‘　０．８４１　Ｈｒｏｎｔ　ｗｈｅｅｌ　ｄａｍｐｉｎｇ　／（Ｎ　ｍ。。）　后轮阻尼系数　Ｒｅａｒ　ｗｈｅｅｌ　ｄａｍｐｉｎｇ　ｃ（Ｎ・Ｓ・ｍ　。）　ｎ／机身质心到前桥轴心的水平距离　，　机身质心　后桥轴心的水平距离　ｏｒｉｚｏｎｔａｌ　ｄｉｓｔａｎｃｅ矗ｏｍ　ｂｏｄｙ　ｃｅｎｔｒｏｉｄ　ｔｏ　ｒｅａｒ　ａｘｌｅ　ｌｈ　／ｍ　，Ｒｅａｒｗｈｅｅ　ｓｉｆｆｎｅｓＳｓ　／（Ｎ・　）ｍ　】　１　ｔ枷崾７１８　６０８Ｈｏｒｉｚｏｎｔａｌ　ｄｉｓｔａｎｃｅ　ｏｆｓｅａｔ　ｃｅｎｔｒｏｉｄ　ｆｒｏｍ　ｒｅｒａ　ａｘｌｅ　ｉ　／ｍ　座椅质心到后桥的水平距离　ｎ　１　，　～　３前桥悬架参数的匹配　３．１　前桥悬架刚度取值范围的估算　由前桥悬架偏频计算公式得到前桥悬架刚度岛ｒ珊计算　公式为：　：４ｎ　，ｚ２，　（２１）　刚度取值范围为６０　０００　Ｎ／ｍ￣＜　≤１６０　０００　Ｎ／ｍ。　３。２前桥悬架阻尼系数取值范围的估算　根据车辆悬架阻尼比计算公式得到前桥悬架阻尼系　数ｃ　计算公式为：　Ｃｆａｓ＝　、Ｊｋ　ｍｂｆ（２２　式中：　为前桥悬架阻尼比。根据车辆悬架阻尼比的建议　式中：　为前桥悬架振动系统的偏频，Ｈｚ；　架簧载质量，ｋｇ。　为前桥悬　根据拖拉机行驶路面情况和常用速度范围　（ｖ￣＜３０　ｋｍ／ｈ），前桥悬架振动系统的偏频取为，１．３　Ｈｚ　≤　２．１　Ｈｚ将其代入式（２１）计算并圆整得到前桥悬架　选用范围并考虑拖拉机的实际工况，　的取值范围定为　０．２≤　三０．４，将其代入式（２２）计算并圆整得到前桥悬架　阻尼系数取值范围为２　０００　Ｎ・ｓ／ｍ≤ｃ缸≤１０　０００　Ｎ・ｓ／ｍ。　以２０　０００　Ｎ／ｍ的间隔，将前桥悬架刚度取值范围　６０　０００Ｎ／ｍ￣＜　≤１６０　０００Ｎ／ｍ离散为６个点，分别取为　第ｌＯ期　伊力达尔・伊力亚斯等：拖拉机前桥悬架参数匹配及其对振动特性的影响　３３　６０　０００、８０　０００、１００　０００、１２０　０００、１４０　０００和１６０　０００　Ｎ／ｍ。　以２　０００　Ｎ・ｓ／ｍ的间隔，将前桥悬架阻尼系数取值范围　２　０００Ｎ・ｓ／ｍ≤Ｃｆａｓ≤１０　０００Ｎ・ｓ／ｍ离散为５个点，分别取为　２　０００、４　０００、６　０００、８　０００和１０　０００　Ｎ・ｓ／ｍ。计算每个刚　数的增加，座椅安装处垂向振动加速度呈现不同的增大趋　势。在弱阻尼时，随着前桥悬架刚度的增大座椅安装处垂　向振动加速度增幅明显，在大阻尼时，增幅减弱。前桥悬　度和阻尼系数组合对应的拖拉机振动特性参数值，得到　相应的机身垂向振动加速度、机身俯仰振动角加速度、　前后轮动载荷、座椅安装处垂向振动加速度及前桥悬架　动挠度。计算时，拖拉机行驶速度取为１５　ｋｍ／ｈ，路面等　级取为国标Ｄ级路面，计算结果如图２至图４所示。　图２为前桥悬架刚度和阻尼系数匹配对机身振动加速　架刚度和阻尼系数的最佳匹配值范围取为６０　０００　Ｎ／ｍ￣＜　‰￣＜１２０　０００Ｎ／ｍ和２　０００Ｎ。ｓｌｍ＜￣ｃｆａｓ≤８　０００　Ｎ。ｓ／ｍ。　，一卜＿－－－　．　．蓦ｇ　度的影响。从图２　ａ中可以看出，机身垂向振动加速度随前　桥悬架刚度和阻尼系数的增加呈现增大趋势；从图２ｂ中可　以看出，在阻尼系数２　０００到４　０００Ｎ・ｓ／ｍ范围内机身俯仰　振动角加速度随前桥悬架刚度的增大而增大，且增大趋势　十分明显，在阻尼系数４０００到１００００Ｎ・ｓ／ｍ范围内则变化　比较平缓。综合考虑机身垂向振动和俯仰振动，前桥悬架　刚度和阻尼系数的最佳匹配值范围取为６０　０００　Ｎ／ｍ＜￣　≤１４０　０００　Ｎ／ｍ和４　０００　Ｎ‘ｓ／ｍ＜￣Ｃｆａｓ≤８　０００　Ｎ‘ｓ／ｍ。　辫　ａ．垂向振动　ａ．Ｖｅｒｔｉｃａｌ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｂ．俯仰振动　ｂ．Ｐｉｔｃｈｉｎｇ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　图２前桥悬架刚度和阻尼系数匹配对机身振动加速度的影响　Ｆｉｇ．２　Ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｓｔｉｆｆｎｅｓｓ　ａｎｄ　ｄａｍｐｉｎｇ　ｍａｔｃｈ　ｅｆｆｅｃｔ　ｆｏｒ　ｔｒａｃｔｏｒ　ｂｏｄｙ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎ　图３ａ为前桥悬架刚度和阻尼系数匹配对座椅安装处振　动加速度的影响。从图３ａ中可以看出，随着刚度和阻尼系　１６０　ａ．对座椅安装处垂向振动加速度的影响　ａ．Ｆｏｒ　ｓｅａｔ—ｍｏｕｎｔｅｄ　ｖｅｒｔｉｃａｌ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎ　楹　ｂ．对悬架动挠度的影响　ｂ．Ｆｏｒ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｄｙｎａｍｉｃ　ｄｅｆｌｅｃｔｉｏｎ　图３前桥悬架刚度和阻尼系数匹配对座椅安装处垂向振动加　速度和悬架动挠度的影响　Ｆｉｇ＿３　Ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｓｔｉｆｎｅｓｓ　ａｎｄ　ｄａｍｐｉｎｇ　ｍａｔｃｈ　ｅｆｆｅｃｔ　ｆｏｒ　ｓｅａｔ—ｍｏｕｎｔｅｄ　ｖｅｒｔｉｃａｌ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎ　ａｎｄ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｄｙｎａｍｉｃ　ｄｅｆｌｅｃｔｉｏｎ　图３ｂ为前桥悬架刚度和阻尼系数匹配对前桥悬架动　挠度的影响。从图３ｂ中可以看出，在限定的取值范围内，　前桥悬架刚度对悬架动挠度的影响不显著，因此，前桥悬　架刚度取值范围取为６０　０００　Ｎ／ｍ≤七船＜￣１６０　０００　Ｎ／ｍ，但前　桥悬架阻尼系数对动挠度影响较大，随着前桥悬架阻尼　系数的增大动挠度呈现明显的减小趋势。阻尼系数的最　佳值范围取为６　０００　Ｎ・ｓ／ｍ≤ｃ　≤１０　０００　Ｎ・ｓ／ｍ。　图４为前桥悬架刚度和阻尼系数匹配对前、后轮动载　荷的影响。从图４中可以看出，前、后轮动载荷在不同前　桥悬架阻尼系数下，随刚度的增大呈现明显的减小趋势。　综合考虑刚度和阻尼系数对前、后轮动载荷的影响，前桥　悬架刚度和阻尼系数的最佳匹配值范围取为１００　０００　Ｎ／ｍ＜￣　‰￣＜１６００００Ｎ／ｍ和２　０００Ｎ・ｓ／ｍ￣Ｃｆａｓ≤８　０００Ｎ・ｓ／ｍ。　农业工程学报（ｈｔｔｐ：／／ｗｗｗ．ｔｃｓａｅ．ｏｒｇ）　２０１５矩　蚕『ｓ　篮　加，与无悬架拖拉机相比，座椅安装处垂向振动加速度　平均降低２９．７７％。　ｔＬ　ａ．前轮动载荷　ａ．Ｆｒｏｎｔ　ｗｈｅｅｌ　ｄｙｎａｍｉｃ　ｌｏａｄ　ｇ　∞蚕　恹露　景　蜷匠　幂　∞苫　收露越瑙最　需　肇窜蟓罨　亮一Ｉｌｓ％ｇ焉Ｊｑｌ一　ｐｔ｜ＪＪ４　３　３０　５　Ｏｂ．后轮动载荷　ｂ．Ｒｅａｒ　ｗｈｅｅｌ　ｄｙｎａｍｉｃ　ｌｏａｄ　图４前桥悬架刚度和阻尼系数匹配对悬架动挠度的影响　Ｆｉｇ．４　Ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｓｔｉｆｎｅｓｓ　ａｎｄ　ｄａｍｐｉｎｇ　ｍａｔｃｈ　ｅｆｆｅｃｔ　ｆｏｒ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｄｙｎａｍｉｃ　ｄｅｆｌｅｃｔｉｏｎ　４前桥悬架对拖拉机振动特性的影响　拖拉机前桥悬架刚度和阻尼系数的最佳匹配值‰　１２０　０００Ｎ／ｍ和ｃ　＝８　０００Ｎ・ｓ／ｍ，用机身垂向振动加速度、　机身俯仰振动角加速度、前后轮动载荷以及座椅安装处　垂向振动加速度作为评价指标，研究前桥悬架对拖拉机　振动特性的影响，并与无悬架拖拉机振动特性进行比　较。根据拖拉机作业时常用行驶速度，其速度变化范围　取为３～１８　ｋｍｌｈ，以３　ｋｍ为间隔取６个离散点，分别　为３、６、９、１２、１５和１８ｋｍ／ｈ，计算得到拖拉机在国　标Ｄ级路面上行驶时的振动特性，结果如图５至图７　所示。　４．１机身振动加速度　图５为机身振动加速度随拖拉机行驶速度变化规律。　从图５中可以看出，拖拉机机身垂向振动加速度和俯仰　振动角加速度均随着拖拉机行驶速度的增加呈线性增　加，与无悬架拖拉机相比，平均降低２４．０３％和４２．４６％。　４．２座椅安装处振动加速度　图６为座椅安装处垂向振动加速度随拖拉机行驶速　度变化规律。从图６中可以看出，拖拉机座椅安装处垂　向振动加速度均随着拖拉机行驶速度的增加呈线性增　ｇ　拖拉机行驶速度　Ｔｒａｃｔｏｒ　ｄｒｉｖｉｎｇ　ｓｐｅｅｄ　ｖ／（ｋｍ　ｈ　）　ａ．机身垂向振动　ａ．Ｂｏｄｙ　ｖｅｒｔｉｃａｌ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　一　．目）∞蚕／管与Ｈ　　ｇ焉８—恹毁　８Ｓ　景臀鞲叵嘴ｇ　ｇ口　》　ＩＩ　Ｉｄ　ｐ０∞　　矗一８譬　２　２　１　ｌ　０　５　０　５　Ｏ　５　３　６　９　１２　１５　１８　拖拉机行驶速度　Ｔｒａｃｔｏｒ　ｄｒｉｖｉｎｇ　ｓｐｅｅｄ　ｖ／（ｋｍ‘ｈ　）　ｂ．机身俯仰振动　ｂ．Ｂｏｄｙ　ｐｉｔｃｈｉｎｇ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　图５机身振动加速度随拖拉机行驶速度变化规律　Ｆｉｇ．５　Ｂｏｄｙ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎ　ｖａｒｉａｔｉｏｎ　ｗｉｔｈ　ｔｒａｃｔｏｒ　ｄｒｉｖｉｎｇ　ｓｐｅｅｄ　４．３前、后轮动载荷　图７为前、后轮动载荷随拖拉机行驶速度变化规律。　从图７中可以看出，拖拉机前、后轮动载荷均随着拖拉　机行驶速度的增加呈线性变化。与无悬架拖拉机相比，　前轮动载荷平均降低２１．７２％，后轮动载荷平均上升　３８．】】％。　，ｓ　盈ｇ一　　第１０期　伊力达尔・伊力亚斯等：拖拉机前桥悬架参数匹配及其对振动特性的影响　３５　∞蚕　恹露柱　蒋辩柱　Ｚ　∞兰盈　。一３１暑　基ｌｐ一０　Ｉｌ享茸０Ｊ　９　８　７　６　５　４　３　２　拖拉机行驶速度　Ｔｒａｃｔｏｒ　ｄｒｉｖｉｎｇ　ｓｐｅｅｄ　ｖｌ（ｋｍ　ｈ　）　ａ．前轮动载荷　ａ．Ｆｒｏｎｔ　ｗｈｅｅｌ　ｄｙｎａｍｉｃ　ｌｏａｄ　堇　趸蚕　墨要　２　拖拉机行驶速度　Ｔｒａｃｔｏｒ　ｄｒｉｖｉｎｇ　ｓｐｅｅｄ　ｖ／（ｋｍ　Ｉｒ　、　ｂ．后轮动载荷　ｂ．Ｒｅａｒ　ｗｈｅｅｌ　ｄｙｎａｍｉｃ　ｌｏａｄ　图７前、后轮动载荷随拖拉机行驶速度变化规律　Ｆｉｇ．７　Ｆｒｏｎｔ　ａｎｄ　ｒｅａｌ＂ｗｈｅｅｌ　ｄｙｎａｍｉｃ　ｌｏａｄ　ｖａｒｉａｔｉｏｎ　ｗｉｔｈ　ｔｒａｃｔｏｒ　ｄｒｉｖｉｎｇ　ｓｐｅｅｄ　５结论　以江苏常发集团ＣＦ７００型拖拉机为研究对象，建立　了前桥悬架拖拉机三自由度振动模型，并以机身垂向振　动加速度、机身俯仰振动角加速度、座椅安装处垂向振　动加速度、前后轮动载荷以及前桥悬架动挠度作为评价　指标，对前桥悬架刚度和阻尼系数进行了优化匹配，研　究了优化后的前桥悬架对拖拉机振动特性的影响，得到　以下结论：　１）前桥悬架刚度　为１２０　０００　Ｎ／ｍ，阻尼系数的最　佳匹配值ｃ　为８　０００Ｎ・ｓ／ｍ。　２）安装前桥悬架的拖拉机机身垂向振动加速度和俯　仰振动角加速度与无前桥悬架时相比分别平均降低　２４．０３％￣ｎ　４２．４６％；座椅安装处垂向振动加速度平均降低　了２９．７７％；前轮动载荷平均降低２１．７２％，后轮动载荷却　平均上升３８．１１％。拖拉机安装前桥悬架后，其垂向振动　加速度和俯仰振动角加速度都有不同程度的减小，特别　是拖拉机的俯仰振动角加速度降低了４２．４６％，效果尤为　显著，改善了拖拉机的乘坐舒适性。前轮动载荷的大幅　下降使导向轮的离地概率大大降低，使拖拉机的行驶安　全性提高。　研究结果对拖拉机减振系统的设计和前桥悬架系统　的优化提供了参考。　［参考文献］　申仲翰，黄清华，祝发荣，等．运输车辆振动环境与人体　响应的监测研究［Ｊ］．振动与冲击，２００１，２０（１）：９一ｌ１．　Ｓｈｅｎ　Ｚｈｏｎｇｈａｎ，Ｈｕａｎｇ　Ｑｉｎｇｈｕａ，Ｚｈｕ　Ｆａｒｏｎｇ，ｅｔ　ａ１．Ａ　ｓｔｕｄｙ　ｏｎ　ｔｈｅ　ｄｙｎａｍｉｃｓ　ｏｆ　ａ　ｃｒａｃｋｅｄ　ｅｆｆｃｏｔｔ　ｒｏｔｏｒ［Ｊ］．Ｊｏｕｒｎａｌ　ｏｆ　Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ａｎｄ　Ｓｈｏｃｋ，２００ｌ，２０ｆ１）：９—１１．（ｉｎ　Ｃｈｉｎｅｓｅ　ｗｉｔｈ　Ｅｎｇｌｉｓｈ　ａｂｓｔｒａｃｔ）　［２］　Ｓｃａｒｌｅｔｔ　Ａ　Ｊ．Ｐｒｉｃｅ　Ｊ　Ｓ．Ｓｔａｙｎｅｒ　Ｒ　Ｍ．ＷｈＯｌｅ．ｂｏｄｙ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ：　Ｅｖａｌｕａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｅｍｉｓｓｉｏｎ　ａｎｄ　ｅｘｐｏｓｕｒｅ　ｌｅｖｅｌｓ　ａｒｉｓｉｎｇ　ｆｒｏｍ　ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａ１　ｔｒａｃｔｏｒｓ［Ｊ］．Ｊｏｕｒｎａｌ　ｏｆ　Ｔｅｒｒａｍｅｃｈａｎｉｃｓ．２００７．　４４（１、：６５—７３．　［３】　张祥春，程宏，张新生，等．全身振动对人体脊柱的损害［Ｊ］．　中华劳动卫生职业病杂志，１９９３，ｌ１（６）：３２１－－３２４．　Ｚｈａｎｇ　Ｘｉｎａｇｃｈｕｎ，Ｃｈｅｎｇｈｏｎｇ，Ｚｈａｎｇ　Ｘｉｎｓｈｅｎｇ，ｅｔ　ａ１．Ｓｔｕｄｙ　ｏｎ　ｔｈｅ　ｉｍｐａｉｒｍｅｎｔ　ｏｆ　ｗｈｏｌｅ　ｂｏｄｙ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｏｎ　ｖｅｒｔｅｂｒａｓ［Ｊ］．　Ｃｈｉｎｅｓｅ　Ｊｏｕｒｎａｌ　ｏｆ　Ｉｎｄｕｓｔｒｉａｌ　Ｈｙｇｉｅｎｅ　ａｎｄ　Ｏｃｃｕｐａｔｉｏｎａ１　Ｄｉｓｅａｓｅｓ．１９９３。１１（６　：３２１—３２４．（ｉｎ　Ｃｈｉｎｅｓｅ　ｗｉｔｈ　Ｅｎｇｌｉｓｈ　ａｂｓｔｒａｃｔ）　［４】　Ｔｏｒ６ｎ　Ｔ，６ｂｅｒｇ　Ｋ，Ｌｅｍｂｋｅ　Ｂ，ｅｔ　ａ１．Ｔｒａｃｔｏｒ．ｄｒｉｖｉｎｇ　ｈｏｕｒｓ　ａｎｄ　ｔｈｅｉｒ　ｒｅｌａｔｉｏｎ　ｔｏ　ｓｅｌｆ－ｒｅｐｏｒｔｅｄ　ｌｏｗ．ｂａｃｋ　ｎａｄ　ｈｉｐ　ｓｙｍｐｔｏｍｓ［Ｊ］．　Ａｐｐｌｉｅｄ　Ｅｒｇｏｎｏｍｉｃｓ，２００２，３３（２）：１３９—１４６．　［５］　Ｇｏｍｅｚ　Ｍ　Ｉ．Ｈｗａｎｇ　Ｓ．Ｓｔｒａｋ　Ａ　Ｄ。ｅｔ　ａ１．Ａｎ　ａｎａｌｙｓｉｓ　ｏｆ　ｓｅｌｆ－ｒｅｐｏｒｔｅｄ　ｉｏｉｎｔ　ｐａｉｎ　ａｍｏｎｇ　Ｎｅｗ　Ｙｏｒｋ　ｆａｒｍｅｒｓ［Ｊ］．Ｊｏｕｒｎａｌ　ｏｆＡｇｒｉｃｕｌｕｔｒａｌ　Ｓａｆｅｔｙ　ａｎｄ　Ｈｅａｌｔｈ，２００３，９（２）：１４３—１５７．　［６】　李汝莘，林成厚，高焕文，等．小四轮拖拉机土壤压实的研　究【Ｊ］．农业机械学报，２００２，３３（１）：１２６—１２９．　Ｌｉ　Ｒｕｘｉｎ，Ｌｉｎ　Ｃｈｅｎｇｈｏｕ。Ｇａｏ　Ｈｕａｎｗｅｎ。ｅｔ　ａ１．Ｒｅｓｅａｒｃｈ　ｆｏｒ　ｓｍａｌｌ　ｆｏｕｒ－ｗｈｅｅｌ　ｔｒａｃｔｏｒ　ｃｏｍｐａｃｔｉｏｎ　ｏｆ　ｓｏｉｌ［Ｊ］．Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎｓ　ｏｆ　ｔｈｅ　Ｃｈｉｎｅｓｅ　Ｓｏｃｉｅｔｙ　ｆｏｒ　Ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ　Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ，２００２，　３３（１、：１２６—１２９．（ｉｎ　Ｃｈｉｎｅｓｅ　ｗｉｔｈ　Ｅｎｇｌｉｓｈ　ａｂｓｔｒａｃｔ）　［７］　迟仁立，左淑珍，夏平，等．不同程度压实对土壤理化性　状及作物生育产量的影响［Ｊ］．农业工程学报，２００１，１７（６）：　３９——４３．　Ｃｈｉ　Ｒｅｎｌｉ，Ｚｕｏ　Ｓｈｕｚｈｅｎ，Ｘｉａ　Ｐｉｎ．ｅｔ　ａ１．Ｅｆｆｅｃｔｓ　ｏｆ　ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ　ｌｅｖｅｌ　ｃｏｍｐａｃｔｉｏｎ　ｏｎ　ｔｈｅ　ｐｈｙｓｉｃｏｃｈｅｍｉｃａｌ　ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｅｒｉｃｓ　ｏｆ　ｓｏｉ１　ａｎｄ　ｃｒｏｐ　ｇｒｏｗｔｈ『Ｊ］．Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎｓ　ｏｆ　ｔｈｅ　Ｃｈｉｎｅｓｅ　Ｓｏｃｉｅｔｙ　ｏｆ　Ａｇｒｉｃｕｌｕｔｒａｌ　Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ（Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎｓ　ｏｆ　ｔｈｅ　ＣＳＡＥ），　２００１．１７ｆ６）：３９－－４３．（ｉｎ　Ｃｈｉｎｅｓｅ　ｗｉｔｈ　Ｅｎｇｌｉｓｈ　ａｂｓｔｒａｃｔ）　［８】　Ａｂｕ—Ｈａｍｄｅｈ　Ｎ　Ｈ．Ａｂｕ．Ａｓｈｏｕｔ　Ｊ　Ｓ．Ａｌ。Ｊａｌｉｌ　Ｈ　Ｆ．Ｓｏｉｌ　ｐｈｙｓｉｃａｌ　ｐｒｏｐｅｒｔｉｅｓ　ａｎｄ　ｉｎｆｉｌｔｒａｔｉｏｎ　ｒａｔｅ　ａｓ　ａｆｆｅｃｔｅｄ　ｂｙ　ｔｉｒｅ　ｄｙｎａｍｉｃ　ｌｏａｄ　ａｎｄ　ｉｎｆｌａｔｉｏｎ　ｐｒｅｓｓｕｒｅ［Ｊ］．Ｔｒａｎｓａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｔｈｅ　ＡＳＡＥ，２０００，３４（４）：７８５—７９２．　［９］　Ｅｌｓ　Ｐ　Ｓ．Ｔｈｅ　ａｐｐｌｉｃａｂｉｌｉｔｙ　ｏｆ　ｒｉｄｅ　ｃｏｍｆｏｒｔ　ｓｔａｎｄａｒｄｓ　ｔｏ　０　ｒｏａｄ　ｖｅｈｉｃｌｅｓ［Ｊ］．Ｊｏｕｒｎａｌ　ｏｆＴｅｒｒａｍｅｃｈａｎｉｃｓ，２００５，４２（１１：　４７——６４．　［１０］　马然，朱思洪，杜明强．拖拉机前桥半主动悬架特性参数　匹配与控制［Ｊ］．农业机械学报，２０１３，４４（１２）：６—１０．　Ｍａ　Ｒａｎ，Ｚｈｕ　Ｓｉｈｏｎｇ，Ｄｏ　Ｍｉｎｈｃｕｏｎｇ．Ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ　ｍａｔｃｈｉｎｇ　ａｎｄ　ｃｏｎｔｒｏ１　ｏｆ　ｔｒａｃｔｏｒ　ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｅｍｉ—ａｃｔｉｖｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ［Ｊ］．　Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎｓ　ｏｆ　ｈｔｅ　Ｃｈｉｎｅｓｅ　Ｓｏｃｉｅｔｙ　ｆｏｒ　Ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ　Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ，　２０１３．４４（１２）：６—１０．（ｉｎ　Ｃｈｉｎｅｓｅ　ｗｉｔｈ　Ｅｎｇｌｉｓｈ　ａｂｓｔｒａｃｔ）　Ｅｌｂｅｈｅｉｒｙ　Ｅ　Ｍ，Ｋａｒｎｏｐｐ　Ｄ　Ｃ，Ｅｌａｒａｂｙ　Ｍ　Ｅ，ｅｔ　ａ１．Ａｄｖａｎｃｅｄ　ｇｒｏｕｎｄ　ｖｅｈｉｃｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｓｙｓｔｅｍｓ－ａ　ｃｌａｓｓｉｉｆｅｄ　ｂｉｂｌｉｏｇｒａｐｈｙ［Ｊ］．　Ｖｅｈｉｃｌｅ　Ｓｙｓｔｅｍ　Ｄｙｎａｍｉｃｓ，ｌ９９５，２４（３）：２３１－－２５８．　Ｈｅｏ　Ｓ．Ｐａｒｋ　Ｋ．ＨｗａｎｇＳ．Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ　ａｎｄｄｅｓｉｇｎ　ｃｏｎｓｉｄｅｒａｔｉｏｎ　ｏｆｒ　ｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓｌｙ　ｃｏｎｔｒｏｌｌｅｄ　ｓｅｍｉ．Ａｃｔｉｖｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｓｙｓｔｅｍｓ［Ｊ］．　Ｉｎｔｅｍａｔｉｏｎａｌ　Ｊｏｕｒｎａｌ　ｏｆ　Ｖｅｈｉｃｌｅ　Ｄｅｓｉｎｇ，２０００，２３（３）：３７６—　３８９．　［１３】　Ｍａｒｔｅｌｌｉ　Ｍ．Ｐａｏｌｕｚｚｉ　Ｒ．Ｚａｒｏｔｔｉ　Ｌ　Ｇ．Ｔｈｅ　ｆｒｏｎｔ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｏｆ　ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ　ｔｒａｃｔｏｒｓ［Ｃ］／／１４ｔｈ　Ｉｎｔｅｍａｔｉｏｎａｌ　Ｃｏｎｆｅｒｅｎｃｅ　ｏｆ　ｔｈｅ　Ｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ　Ｓｏｃｉｅｔｙ　ｆｏｒ　Ｔｅｒｒａｉｎ．Ｖｅｈｉｃｌｅ　Ｓｙｓｔｅｍｓ　Ｖｉｃｋｓｂｕｒｇ，　ＵＳＡ．２００２：２０—２４．　［１４】　Ｌｅｈｔｏｎｅｎ　Ｊｕｈａｌａ　Ｍ．Ｐｒｅｄｉｃｔｉｎｇ　ｔｈｅ　ｒｉｄｅ　ｂｅｈａｖｉｏｕｒ　ｏｆ　ａ　ｓｕｓｐｅｎｄｅｄ　ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ　ｔｒａｃｔｏｒ［Ｊ］．Ｉｎｔｅｍａｔｉｏｎａｌ　Ｊｏｕｍａｌ　ｏｆ　Ｖｅｈｉｃｌｅ　Ｓｙｓｔｅｍｓ　Ｍｏｄｅｌｌｉｎｇ　ａｎｄ　Ｔｅｓｔｉｎｇ，２００６，１（１／２）：１３１—　１４２．　［１　５】Ｍａｓｓｉｍｉｌｉｎａｏ　Ｇ，Ｇｉｎａｐｉｅｒｏ　Ｍ，Ｇｉｏｒｇｉｏ　Ｐ．Ｆａｒｍ　ｒｔａｃｔｏｒｓ　ｗｉｔｈ　ｓｕｓｐｅｎｄｅｄ　ｒｆｏｎｔ　ａｘｌｅ　Ａｎｔｉ－ｄｉｖｅ　ｎａｄ　ｎａｔｉ－ｌｉｆｔ　ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ［Ｊ］．　Ｊｏｕｒｎａｌ　ｏｆＴｅｒｒａｍｅｃｈａｎｉｃｓ，２０１４，５６（１）：１５７—１７２　３６　农业工程学报（ｈｔｔｐ：Ｎｗｗｗ．ｔｃｓａｅ．ｏｒｇ）　２０１５年　［１６】吕宝占．非公路车辆前轴油气悬架系统动力学特性研究［Ｄ］　南京：南京农业大学，２００８．　Ｌｎ　Ｂａｏｚｈａｎ．Ｒｅｓｅａｒｃｈ　ｏｎ　Ｄｙｎａｍｉｃ　Ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｅｓ　ｏｆ　Ｆｒｏｎｔ　［２２】常亚磊，朱思洪，陈勇，等．国产拖拉机关键性能指标统　计与分析［Ｊ］．拖拉机与农用运输车，２０１２，３９（６）：１６一ｌ９．　Ｃｈａｎｇ　Ｙａｌｅｉ，Ｚｈｕ　Ｓｉｈｏｎｇ，Ｃｈｅｎｙｏｎｇ，ｅｔ　ａ１．Ｓｔａｔｉｓｔｉｃｓ　ａｎｄ　Ａｘｌｅ　Ｈｙｄｒｏ．Ｐｎｅｕｍａｔｉｃ　Ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　Ｓｙｓｔｅｍ　ｆｏｒ　Ｏｆｆ－Ｒｏａｄ　Ｖｅｈｉｃｌｅ［Ｄ］．Ｎａｎｊｉｎｇ：Ｎａｎｊｉｎｇ　Ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ　Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，２００８．　（ｉｎ　Ｃｈｉｎｅｓｅ　ｗｉｔｈ　Ｅｎｇｌｉｓｈ　ａｂｓｔｒａｃｔ）　ａａｌｎｙｓｉｓ　ｏｆ　ｄｏｍｅｓｔｉｃ　ｔｒａｃｔｏｒ　ｋｅｙ　ｐｅｆｏｒｒｍａｎｃｅ　ｉｎｄｅｘ［Ｊ］．　Ｔｒａｃｔｏｒ　ａｎｄ　Ｆａｒｍ　Ｔｒａｎｓｐｏｔｔｅｒ。２０１２，３９（６　：１６—１９．（ｉｎ　Ｃｈｉｎｅｓｅ　ｗｉｔｈ　Ｅｎｇｌｉｓｈ　ａｂｓｔｒａｃｔ）　『ｌ　７】李华，戴锦轩．改善拖拉机乘坐舒适性的研究［Ｊ］．农业机　械学报，１９８５，２８（４）：ｌ３－－２３．　Ｌｉ　Ｈｕａ．Ｄａｉ　Ｊｉｎｘｕａｎ．Ｒｅａｅａｒｃｈ　ｆｏｒ　ｉｍｐｒｏｖｉｎｇ　ｔｈｅ　ｒｉｄｅ　ｃｏｍｆｏｒｔ　［２３】徐刚，朱思洪，聂信天，等．国产拖拉机振动系统固有频　率研究【Ｊ］．振动与冲击，２０１４，３３（１５）：１５７—１６１．　Ｘｕ　Ｇａｎｇ，Ｚｈｕ　Ｓｉｈｏｎｇ。Ｎｉｅ　Ｘｉｎｔｉａｎ，ｅｔ　ａ１．Ｎａｔｕｒａｌ　ｆｒｅｑｕｅｎｃｉｅｓ　ｏｆ　ｔｒａｃｔｏｒ　ｏｐｅｒａｃｔｏｒｓ［Ｊ］．Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎｓ　ｏｆ　ｔｈｅ　Ｃｈｉｎｅｓｅ　Ｓｏｃｉｅｔｙ　ｆｏｒ　Ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ　Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ，１９８５，２８（４）：１３－－２３．（ｉｎ　Ｃｈｉｎｅｓｅ　ｗｉｔｈ　Ｅｎｇｌｉｓｈ　ａｂｓｒｔａｃｔ）　『１　８］Ｔｅｍｍｅｒｍａｎ　Ｊ　Ｄ，Ｄｅｐｒｅｚ　Ｋ，Ａｎｔｈｏｎｉｓ　Ｊ，ｅｔ　ａ１．Ｃｏｎｃｅｐｔｕａｌ　ｃａｂ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｓｙｓｔｅｍ　ｆｏｒ　ａ　ｓｅｌｆ－ｐｒｏｐｅｌｌｅｄ　ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ　ｍａｃｈｉｎｅ，　ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ　ｆｏｒ　ｖｉｂｒａｔｉｎｇ　ｓｙｓｔｅｍｓ　ｏｆ　ｔｒａｃｔｏｒ　ｍａｄｅ　ｉｎ　Ｃｈｉｎａ［Ｊ］．　Ｊｏｕｎｒａｌ　ｏｆＶｉｂｒａｔｉｏｎ　ａｎｄ　Ｓｈｏｃｋ，２０１４，３３（１５１：１５７—１６１．（ｉｎ　Ｃｈｉｎｅｓｅ　ｗｉｔｈ　Ｅｎｇｌｉｓｈ　ａｂｓｒｔａｃｔ）　［２４】任卫群．车．路系统动力学中的虚拟样机【Ｍ］．北京：电子　工业出版社，２００５．　Ｐａｒｔ　ｌ『Ｊ１．Ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ　ｏｆ　ａ　Ｌｉｎｅａｒ　Ｍａｔｈｅｍａｔｉｃａｌ　Ｍｏｄｅｌ，　Ｂｉｏｓｙｓｔｅｍｓ　Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，２００４，８９（４）：４Ｏ９—４ｌ６．　【２５］　聂信天，史立新，朱思洪，等．农用轮胎径向刚度和阻尼系　［１９］吴清分．国外部分公司的拖拉机用弹性悬架前桥结构简　介『Ｊ］．现代农业装备，２００５，７（１）：６４—６５．　Ｗｕ　Ｏｉｎｆｅｎ．Ｔｒａｃｔｏｒ　ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｗｉｔｈ　ｅｌａｓｔｉｃ　数试验研究［Ｊ１．南京农业大学学报，２０１　１，３４（５）：１３９—１４３．　Ｎｉｅ　Ｘｉｎｔｉａｎ，Ｓｈｉ　Ｌｉｘｉｎ，Ｚｈｕ　Ｓｉｈｏｎｇ．ｅｔ　ａ１．Ｒｅｓｅａｒｃｈ　ｏｎ　ｔｈｅ　ｒａｄｉａｌ　ｓｔｉｆｆｎｅｓｓ　ａｎｄ　ｄａｍｐｉｎｇ　ｏｆ　ｔｒａｃｔｏｒ　ｃｏｅｍｃｉｅｎｔ　ｔｉｒｅｓ　ｓｔｒｕｃｔｒｅｕ　ｉｎｔｒｏｄｕｃｔｉｏｎ　ｏｆ　ｓｏｍｅ　ｆｏｒｅｉｇｎ　ｃｏｍｐａｎｉｅｓ［Ｊ］．Ｍｏｄｅｒｎ　Ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ　Ｅｑｕｉｐｍｅｎｔ，２００５，７（１）：６４—６５．（ｉｎ　Ｃｈｉｎｅｓｅ　ｗｉｔｈ　Ｅｎｇｌｉｓｈ　ａｂｓｒｔａｃｔ）　ｔｈｒｏｕｇｈ　ｔｅｓｔ［Ｊ１．Ｊｏｕｒｎａｌ　ｏｆ　Ｎａｎｊｉｎｇ　Ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ　Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ．　２０ｌ１，３４ｆ５）：１３９—１４３．（ｉｎ　Ｃｈｉｎｅｓｅ　ｗｉｔｈ　Ｅｎｇｌｉｓｈ　ａｂｓｔｒａｃｔ）　聂信天，史庆春，朱思洪，等．拖拉机转动惯量测量及误　【２６】　［２０］朱思洪，缪小红，尹文庆，等．德国拖拉机发展现状与趋　势［Ｊ］．农业机械学报，２００２，３３（１）：ｌ１　１一ｌ１４．　Ｚｈｕ　Ｓｉｈｏｎｇ，Ｍｉａｏ　Ｘｉａｏｈｏｎｇ，Ｙｉ１１　Ｗｅｎｑｉｎｇ，ｅｔ　ａ１．Ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ　差分析［Ｊ］．机械科学与技术，２０１２，３ｌ（８）：１３２５—１３２６．　Ｎｉｅ　Ｘｉｎｔｉｎ，Ｓｈｉａ　Ｑｉｎｇｃｈｕｎ，Ｚｈｕ　Ｓｉｈｏｎｇ，ｅｔ　ａ１．Ｍｅｔｈｏｄ　ｏｆ　ｍｅａｓｕｒｉｎｇ　ｔｈｅ　ｍｏｍｅｎｔ　ｏｆ　ｉｎｅｒｔｉａ　ｏｆ　ｔｒａｃｔｏｒｓ　ａｎｄ　ｔｈｅ　ｅｒｒｏｒ　ｔｒｅｎｄ　ｏｆ　ｔｉｒｅ　ｔｒａｃｔｏｒ　ｉｎ　Ｇｅｒｍａｎｙ［Ｊ］．Ｔｒｎｓａａｃｔｉｏｎｓ　ｏｆ　ｔｈｅ　Ｃｈｉｎｅｓｅ　Ｓｏｃｉｅｔｙ　ｆｏｒ　Ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ　Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ，２Ｏｏ２。３３ｆ１１：ｌ１　１—　１　１４．（ｉｎ　Ｃｈｉｎｅｓｅ　ｗｉｔｈ　Ｅｎｇｌｉｓｈ　ａｂｓｔｒａｃｔ）　『２　１　１　Ａｈｍｅｄ　Ｏ　Ｂ，Ｇｏｕｐｉｌｌｏｎ　Ｊ　Ｆ．Ｐｒｅｄｉｃｔｉｎｇ　ｔｈｅ　ｒｉｄｅ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｏｆ　ａａｌｎｙｓｉｓ［Ｊ］．　Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ　Ｓｃｉｅｎｃｅ　ａｎｄ　Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ　ｆｏｒ　Ａｅｒｏｓｐａｃｅ　Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，２０　１　２，３　１（８）：　１　３２５—１　３２６．（ｉｎ　Ｃｈｉｎｅｓｅ　ｗｉｔｈ　Ｅｎｇｌｉｓｈ　ａｂｓｔｒａｃｔ）　ａｎ　ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ　ｔｒａｃｔｏｒ［Ｊ］．Ｊｏｕｍａｌ　ｏｆ　Ｔｅｒｒａｍｅｃｈａｎｉｃｓ．１９９７．　３４（１１：１一ｌ１．　Ｍ】．北京：机械工业出版社，２００９．　［２７】　余志生．汽车理论【ｎｄａａｒｄ．　Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ—ｒｏａｄ　ｓｕｒｆａｃｅ　［２８】　ＩＳＯ．８６０８　Ｓｔｐｒｏｆｉｌｅｓ—ｒｅｐｏｒｔｉｎｇ　ｏｆ　ｍｅａｓｕｒｅｄ　ｄａｔａ［Ｓ］．Ｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ　ｓｔａｎｄａｒｄ，　１９９５：１７一ｌ８．　Ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ　ｍａｔｃｈ　ａｎｄ　ｉｔｓ　ｉｍｐａｃｔ　ｏｎ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ　０ｆ　ｔｒａｃｔｏｒ　Ｙｉｌｉｄａｅｒ・Ｙｉｌｉｙａｓｉ　，Ｚｈｕ　Ｓｉｈｏｎｇ　，　，Ｘｕ　Ｇａｎｇ　，ＹｕａＮ　Ｊｉａｑｉ　ｆ１．Ｃｏｌｌｅｇｅ　ｏｆＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，ＮａｎｊｉｎｇＡｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ　Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｎａｎｊｉｎｇ，２１００３ｌ　Ｃ　ｉｎａ；　２．Ｃｏｌｌｅｇｅ　ｏｆＭｅｃｈａｎｉｃａｌ　ａｎｄ　ｎｓｐｏｒｔａｔｉｏｎ．Ｘｉｎ／ｉａｎｇ　Ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ　Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｗｕｌｕｍｕｑｉ．８３００５２　Ｃｈｉｎａ；　３．ＪｉａｎｇｓｕＫｅｙＬａｂｏｒａｔｏｒｙｆｏｒＩｎｔｅｌｌｉｇｅｎｔＡｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌｇｑｕ　ｍｅｎｔ，Ｎａｎｊｉｎｇ２１００３ｌ，Ｃ　ｉｎａ）　Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｃｏｍｐａｒｅｄ　ｗｉｔｈ　ｃａｒｓ，ｂｕｓｅｓ　ａｎｄ　ｔｒｕｃｋｓ，仃ａｃｔｏｒ　ｏｆｔｅｎ　ｄｒｉｖｅｓ　ｏｎ　ｔｈｅ　ｄｉｒｔ　ｒｏａｄ　ｉｎ　ｔｈｅ　ｆｉｅｌｄ　ｏｆ　ｒｕｒａｌ　ａｒｅａｓ，ｔｏｇｅｔｈｅｒ　ｗｉｔｈ　ｔｈｅ　ｓｉｍｐｌｅ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｄａｍｐｉｎｇ　ｄｅｖｉｃｅ．ｓｏ　ｔｈｅ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｔｒａｃｔｏｒ　ｉｓ　ｐａｒｔｉｃｕｌａｒｌｙ　ｉｎｔｅｎｓｅ．Ｓｅｖｅｒｅ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｏｆ仃ａｃｔｏｒ　ｗｏｕｌｄ　ｃａｕｓｅ　ｓｅｒｉｏｕｓ　ｈａｒｍ　ｔｏ　ｄｒｉｖｅｒ’ｓ　ｈｅａｌｔｈ．ａｎｄ　ｃａｕｓｅ　ｆａｔｉｇｕｅ　ａｎｄ　ｆａｉｌｕｒｅ　ｏｆ仃ａｃｔｏｒ　ｐａｒｔｓ　ａｎｄ　ｈｅｎｃｅ　ｓｅｒｉｏｕｓｌｙ　ａｆｆｅｃｔ　ｔｈｅ　ｌｉｆｅ　ｏｆｔｈｅ　ｔｒａｃｔｏｒ．Ｉｎ　ａｄｄｉｔｉｏｎ，ｅｘｃｅｓｓｉｖｅ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｔｈｅ　ｔｒａｃｔｏｒ　ｗｉｌｌ　ｅｘａｃｅｒｂａｔｅ　ｆａｒｍｌａｎｄ　ｓｏｉｌ　ｃｏｍｐａｃｔｉｏｎ　ａｎｄ　ｒｅｄｕｃｅ　ｃｒｏｐ　ｙｉｅｌｄｓ．Ｈｏｗ　ｔｏ　ｅｆｆｅｃｔｉｖｅｌｙ　ｒｅｄｕｃｅ　ｔｈｅ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｔｒａｃｔｏｒｓ　ｔｏ　ｉｒｅｐｒｏｖｅ　ｒｉｄｅ　ｃｏｍｆｏｒｔ　ａｎｄ　ｄｒｉｖｉｎｇ　ｓａｆｅｔｙ　ａｎｄ　ｒｅｄｕｃｅ　ｆａｒｍｌａｎｄ　ｄａｍａｇｅ　ｉｓ　ａｎ　ｉｍｐｏｒｔａｎｔ　ｒｅｓｅａｒｃｈ　ｔｏｐｉｃ　ｆｏｒ　ｒｅｓｅａｒｃｈｅｒｓ　ａｎｄ订ａｃｔｏｒ　ｍａｎｕｆａｃｔｕｒｉｎｇ　ｅｎｔｅｒｐｒｉｓｅｓ．Ｔｈｅ　ｓｔｕｄｙ　ｏｆ　ｆｏｒｅｉｇｎ　ｓｃｈｏｌａｒｓ　ｈａｖｅ　ｆｏｕｎｄ　ｗｈｅｎ　ｈｅ　ｔｔｒａｃｔｏｒ　ｉｓ　ｉｎｓｔａｌｌｅｄ　ｗｉｔｈ　ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ．ｔｈｅ　ｒｉｄｅ　ｃｏｍｆｏｒｔ　ａｎｄ　ｄｒｉｖｉｎｇ　ｓａｆｅｔｙ　ｉｓ　ｉｍｐｒｏｖｅｄ．Ｗｈｅｎ　ｆａｒｍ　ｔｏｏｌｓ　ｈａｎｇｓ　ｏｎ　ｔｈｅ　ｆｒｏｎｔ　ｏｆ　ｔｒａｃｔｏｒ．ｔｒａｃｔｏｒ　ｄａｍｐｉｎｇ　ｅｆｆｅｃｔ　ｄｅｐｅｎｄｓ　ｏｎ　ｔｈｅ　ｍａｔｃｈｉｎｇ　ｂｅｔｗｅｅｎ　ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｓｔｉｆｆｎｅｓｓ　ａｎｄ　ｄａｍｐｉｎｇ　ｃｏｅｆｉｃｉｆｅｎｔ．　Ｉｎｓｔａｌｌｉｎｇ　ｔｈｅ　ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｏｆ　ｔｒａｃｔｏｒ　ｃａｎ　ｓｉｇｎｉｆｉｃａｎｔｌｙ　ｒｅｄｕｃｅ　ｔｒａｃｔｏｒ’ｓ　ｐｉｔｃｈｉｎｇ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ．Ｂｙ　ｈｅ　ｍｅｔｔｈＯｄ　ｏｆ　ｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌ　ｎａｌｙｓｉｓ．ｔｈｅ　ｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌａ　ｓｙｓｔｅｍ　ｏｆ　ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｏｆ仃ａｃｔｏｒ　ｗａｓ　ｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄ，ｔｈｅ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｗａｓ　ａｎａｌｙｚｅｄ　ａｎｄ　ｔｈｅ　ｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌ　ｆｏｒｍｕｌａ　ｗａｓ　ｄｅｄｕｃｅｄ．ａｉｍｉｎｇ　ｔｏ　ｐｒｏｖｉｄｅ　ａ　ｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌ　ｂａｓｉｓ　ｆｏｒ　ｐａｒａｍｅｔｅｒ　ｍａｔｃｈｉｎｇ　ｏｆ　ｔｒａｃｔｏｒ　ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ．　Ｉｎ　ｔｈｉｓ　ｐａｐｅｒ．ＣＦ７００　ｔｒａｃｔｏｒ　ｆｒｏｍ　Ｊｉａｎｇ　Ｓｕ　Ｃｈａｎｇ．Ｆａ　ｇｒｏｕｐ　ｗａｓ　ｔａｋｅｎ　ａｓ　ｔｈｅ　ｒｅｓｅａｒｃｈ　ｏｂｊｅｃｔ．ａｎｄ　ｔｈｅ　ｈｅｏｒｅｔｔｉｃａｌ　ｍｏｄｅｌ　ｏｆ　ｒｆｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ打ａｃｔｏｒ　ｗａｓ　ｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄ．ｉｎｃｌｕｄｉｎｇ　ｐｌａｎｅ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｍｏｄｅｌ　ｏｆ　ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ仃ａｃｔｏｒ　ｗｉｍ　３　ｄｅｇｒｅｅｓ　ｏｆ　ｒｅｅｄｏｍ．ｖｉｆｂｒａｔｉｏｎ　ｄｉｆｆｅｒｅｎｔｉａｌ　ｅｑｕａｔｉｏｎ　ａｎｄ　ｔｒａｃｔｏｒ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ　ｅｖａｌｕ￣ｉｏｎ．Ｔａｋｉｎｇ　ｂｏｄｙ　ｖｅｒｔｉｃａｌ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎ．ｂｏｄｙ　ｐｉｔｃｈｉｎｇ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ａｎｇｕｌａｒ　ａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎ　ｓｅａｔ　ｍｏｕｎｔｅｄ　ｖｅｒｔｉｃａｌ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎ，ｆｒｏｎｔ　ａｎｄ　ｒｅａｒ　ｗｈｅｅｌｓ’　ｄｙｎａｍｉｃ　ｌｐａｄ　ａｎｄ　ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｄｙｎａｍｉｃ　ｄｅｆｌｅｃｔｉｏｎ　ａｓ　ｔｈｅ　ｅｖａｌｕａｔｉｏｎ　ｍｅａｎｓ．ｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌ　ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ　ｍｅｔｈｏｄ　ｗａｓ　ａｄｏｐｔｅｄ　ｔｏ　ｏｐｔｉｍｉｚｅ　ｔｈｅ　ｍａｔｃｈｉｎｇ　ｏｆ　ｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｓｔｉｆｆｎｅｓｓ　ａｎｄ　ｄａｍｐｉｎｇ　ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ，ｇｅＲｉｎｇ　ｔｈｅ　ｂｅｓｔ　ｍａｔｃｈｉｆｎｇ　ｖａｌｕｅ　ｂｅｔｗｅｅｎ　ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｓｔｉｆｆｎｅｓｓ　ａｎｄ　ｄａｍｐｉｎｇ　ｃｏｅ娟ｃｉｅｎｔ（１２０　０００　Ｎ／ｍ．８　０００　Ｎ・ｓ／ｍ）．Ｃａｌｃｕｌａｔｅ　ａｎｄ　ｃｏｍｐａｒｅ　ｔｈｅ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ　ｏｆ　ｔｈｅ　ｔｒａｃｔｏｒｓ　ｉｎｓｔａｌｉｅｄ　ｗｉｈ　ａｎｄ　ｔｗｉｔｈｏｕｔ　ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ．Ｗｈｅｎ　ｔｈｅ　ｔｒａｃｔｏｒ　ｔｒａｖｅｌｅｄ　ｏｎ　ｔｈｅ　ｒｏａｄｓ　ｏｆ　Ｇｒａｄｅ　Ｄ　ｉｎ　ｉｎｔｅｍａｔｉｏｎａｌ　ｓｔａｎｄａｒｄ　ｗｉｔｈ　ｔｈｅ　ｓｐｅｅｄ　Ｏｆ　３．１　８　ｋｍ／ｈ，ｔｈｅ　ｒｏｏｔ　ｍｅａｎ　ｓｑｕａｒｅ　ｖａｌｕｅｓ　ｏｆ　ｂｏｄｙ　ｖｅｒｔｉｃａｌ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎ　ａｎｄ　ｐｉｔｃｈｉｎｇ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ａｎｇｕｌａｒ　ａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｔｈｅ　ｔｒａｃｔｏｒ　ｉｎｓｔａｌｌｅｄ　ｗｉｔｈ　ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ａｖｅｒａｇｅｌｙ　ｄｅｃｒｅａｓｅｄ　ｂｖ　２４．Ｏ３％ａｎｄ　４２．４６％。ｒｅｓｐｅｃｔｉｖｅｌｙ，ａｎｄ　ｔｈｏｓｅ　ｏｆ　ｓｅａｔ．ｍｏｕｎｔｅｄ　ｖｅｒｔｉｃａｌ　ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ａｃｃｅｌｅｒａｔｉｏｎ　ａｎｄ　ｆｒｏｎｔ　ｗｈｅｅｌ’ｓ　ｄｙｎａｍｉｃ　ｌｏａｄ　ａｖｅｒａｇｅｌｙ　ｄｅｃｒｅａｓｅｄ　ｂｖ　２９．７７％ａｎｄ　２　１．７２％　ｒｅｓｐｅｃｔｉｖｅｌｙ．Ｔｈｅ　ｒｅｓｕｌｔｓ　ｓｈｏｗ　ｔｈａｔ　ｔｈｅ　ｔｒａｃｔｏｒ　ｉｎｓｔａｌｌｅｄ　ｗｉｔｈ　ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ　ｐｌａｙｓ　ｓｉｇｎｉｉｃａｎｔ　ｒｏｌｅ　ｔｏ　ｉｆｍｐｒｏｖｅ　ｒｉｄｅ　ｃｏｍｆｏｒｔ　ａｎｄ　ｄｒｉｖｉｎｇ　ｓａｆｅｔｙ．Ｔｈｅ　ｆｉｎｄｉｎｇｓ　ｐｒｏｖｉｄｅ　ａ　ｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌ　ｂａｓｉｓ　ａｎｄ　ａ　ｃｅｒｔａｉｎ　ｒｅｆｅｒｅｎｃｅ　ｖａｌｕｅ　ｆｏｒ　ｔｈｅ　ｄｅｓｉｇｎ　ａｎｄ　ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ　ｏｆ　ｒａｃｔｏｒ　ｆｔｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ．　Ｋｅｙ　ｗｏｒｄｓ：ｔｒａｃｔｏｒ；ｆｒｏｎｔ　ａｘｌｅ　ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ；ｐａｒａｍｅｔｅｒ　ｍａｔｃｈｉｎｇ；ｖｉｂｒａｔｉｏｎ　ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ