单质量系统及其振动特性分析
图7-7 车身单质量系统模型
通常情况下，非悬挂质量比悬挂质量小得多，而轮胎的刚度比悬挂的刚度大得多，所以车轮振动的固有频率（6～15Hz）比车身的固有频率（1～2Hz）大得多，加之远离较低的激振频率（5Hz以下），为便于分析，可以忽略车轮的弹性和质量，便形成了两个集中质量M1、M2分别支撑在悬挂弹簧上的单质量系统。
图7-6所示是分析车身振动单质量系统模型，由悬挂质量M1（或M2）和弹簧刚度为K、减振器阻尼系数为C的悬架组成。q是路面输入；z是车身垂直方向输出，其原点在静力平衡位置。
根据牛顿第二定律，得到描述系统运动的微分方程为
M1z″+C（z′-q′）+K（z-q）=0
整理得(https://www.daowen.com)
M1z″+Cz′Kz=Cy′+Kq
上式是二阶常系数非齐次线性微分方程。由其齐次微分方程的通解和频响特性的分析，可得有关悬架系统的以下结论：
①悬架系统的阻尼系数C
对系统衰减振动的固有频率有一定的影响，并直接决定振幅的衰减程度。
②系统减振在频率比λ[路面输入频率（也称激振频率）f与系统固有频率f0之比]不同的路面输入下，对阻尼比ξ的要求不同。
③降低系统的固有频率f0
可以明显减小车身振动加速度，从而改善汽车的平顺性，但f0的降低又受到动挠度fd的限制。目前，大多数汽车悬架系统的固有频率f0、静挠度fs、动挠度fd和阻尼比ξ的实用范围见表7-3。
表7-3 悬架系统有关参数值
综上所述，轿车舒适性要求高，而所行驶的路面相对货车和越野车比较好，悬架动挠度fd引起的撞击限位概率很小，故其车身部分固有频率f0选择得比较低，以减小车身加速度，一般为1～1.5Hz。反之，货车和越野车行驶的路面较差，为减小撞击限位的概率，车身固有频率f0较高，一般为1.5～2Hz。在固有频率f0比较低、行驶路面又比较差的情况（例如某些越野车）下，动挠度fd会相当大，为了减少冲击限位的概率，此时阻尼比ξ应取偏大值。