1、拖拉机全悬浮驾驶室振动理论研究摘要：本文主要是以KAT1804型拖拉机为原型， 在其驾驶室的四个支点上加上减振装置，形成全悬浮型驾驶室，以达到减振的目的。 在查找了参考资料后，画出拖拉机模型简图，按车辆减振要求求出模型主要的参数。同时利用已知参数推导出系统的运动微分方程，并整理成矩阵的形式。然后利用 MATLAB软件对支点处减振装置的刚度和阻尼系数进行了优化，得出 合适的值。最后将值输入到系统中进行仿真分析，用于检验驾驶室的垂直加速度和角加速度是否满足设计要求。结果表明，研究方法科学，优化的数据行之有效。关键词：拖拉机；驾驶室；全悬浮设计；数据仿真；减振Research on vibratio

2、n theory of the tractor suspended cabs four fulcrumAbstract: This paper taken KAT 1804 tractor as the prototype, and added the cab with damping device, forming a suspended cab, in order to achieve the purpose of reducing vibration. In search of referenee data, I drew the tractor model diagram and go

3、t the major parameters of the model according to vehicle vibration damping requirements. At the same time I used the known parameters to deduce the systemnt dferenoaeequati on and orga ni zedinto the form of matrix. Then I optimized the pivot point damper stiffness and damping coefficie nts with the

4、 help of MA TLAB, selecti ng the appropriate value. Fin ally I in put the values to the system simulation to in spect whether the cab saeeeiesation and angular acceleration can meet the requirements of the design. The results show that the method is scientific and the optimized data is effective.Key

5、 words: tractor ； cab ； full suspension design ； data simulation; vibration damping引言目前,拖拉机主要使用在经济发展较为落后的农村，其运输行驶的道路路况 较差,路面的突起较多，由于受路面不平整的影响，拖拉机在行驶过程中振动比较 严重。拖拉机振动不但会影响其行驶平顺性、操纵稳定性以及关键零部件的寿命， 严重的振动还会危害驾驶员的身心健康，造成永久性职业疾病，已不能满足驾驶 员要求。因此，研究拖拉机的振动特性，改善拖拉机的振动性能具有重要意义 。国内的拖拉机大多没有考虑减振降噪的设计，而在国外绝大多数拖拉机至 少驾

6、驶室是有减振装置的，甚至前后桥也有减振，近年来，国内如一拖也在设计 减振驾驶室，用的方案是前铰后螺旋弹簧用的方案是前铰后螺旋弹簧，年内课题组为徐州凯尔设计制作了前铰后空气弹簧加阻尼器的方案，需对全悬浮方案的理 论进行研究，以便开发出全悬浮的驾驶室。本文结合全悬浮拖拉机的设想，以 KAT1804型拖拉机为原型，初步贯彻全 悬浮的思想。在驾驶室全悬浮条件下，经过理论推导，得出减振装置的刚度和阻 尼系数。再将数据输入到 MATLAB进行仿真分析，并进行各种函数变换，检测 所得参数的合理性。而 MATLA是 Math Works公司提供的高性能软件平台,是一 种面向科学与工程的高级语言，它集数值分析、

7、矩阵运算、信号处理和图形显示 于一体,构成一个功能强大、方便、界面友好的用户环境。MATLA仿真方便高效, 功能强大，可方便地定义仿真参数和选择积分方法，用户只需在文件编辑器中列 出描述振动系统的数学模型状态方程表达式 ，组成M文件,然后调用相应的微分方程解题器 （Solver）, 其结果便可以用数值或图形方式显示出来 2 。在 MATLAB勺帮助下，很复杂的理论推导和数值计算都可以简单快捷地完成。同时 还可以将设计结果输入到模型中进行仿真验证。通过MATLAB勺仿真验证可以充分表明设计结果的正确性。1 拖拉机减振介绍1.1 拖拉机减振在国内外发展历史 随着近几年拖拉机技术的不断发展， 拖拉机

8、驾驶员周围的防护部件已逐渐由 简单的左右挡泥板和地板发展成为驾驶室，驾驶员对驾驶舒适性要求也越来越 高。但是，国内中型轮式拖拉机普遍存在整机振动较大， 明显影响驾驶员的安全 驾驶和操作舒适性， 甚至有的用户已经因为整机振动太大而感到不适从而， 提出 退机的要求。 要减少拖拉机振动对驾驶员的影响， 一般需要从两方面做工作 : 一 是减小发动机的振动 （ 这是另一个技术问题， 在此不做讨论 ） ; 再就是改进驾驶 员操作处的减振结构， 对传向驾驶员的振动进行阻断和隔离， 从而提高减振效果， 改善振动对驾驶员的影响 3 。但目前国产拖拉机技术性能与先进国家相比还存在着一定差距， 尤其是拖拉 机驾驶室

9、的人性化设计差距更大。加之拖拉机作业和行走时所产生的振动比较 大，使驾驶员极易产生作业疲劳， 这不仅影响驾驶员健康， 还使作业效率和质量 下降4 。目前减隔振有两种方法 ,即整体隔振、局部隔振。整体隔振、机构较复 杂,常用于汽车。局部隔振。采用弹性悬架 ,简便经济 ,可显著减缓拖拉机振动人 体的危害 , 国外拖拉机已得到广泛应用 5 。而国内大部分拖拉机还停留在座椅减 振上，远不能满足减振需求。但是在国外，拖拉机减振早已十分平常，技术远远超出国内水平。在 1996 年安达充等人使用了质量阻尼器类型的驱动器来减少拖拉机驾驶室的振动和噪 声。在 2000 年， schrottmaier 和 nad

10、linger 调查了在不同的测试地点（特殊轨 道和正常轨道） 来自不同厂家产品的前轴， 驾驶室悬浮物和悬浮驾驶员座椅在最 大功率运转下（110kW/150PS的乘坐舒适性与安全性。斯嘉丽等8人在2007 年对一系列现代，最先进的农业拖拉机进行在操作控制条件相同（通过ISO2631/1-1997 13 乘坐振动测试轨道和执行选定的农业活动） 和执行相同的农业 活动任务时，调查驾驶员整体振动（WBV散发情况和估计振动水平。以上 事实可以充分证明国外的拖拉机减振水平远超国内。1.2 全悬浮驾驶室的应用前景 在国内拖拉机减振还停留在座椅减振那种原始减振方式，比较成熟的新型减 振设计还在研究中。 在国外

11、，虽然运营商在大多数拖拉机的设计中纳入了减少全 身振动的特性设计， 但是有欧洲物理官方代理人所提出的低频全身振动仍然让人 们非常担心，这会导致经典的拖拉机使用模式将被限制 7 。在国内，很多手扶式 拖拉机还在使用中，这已经不能满足现代农业作业的要求。拖拉机全悬浮驾驶室有着广阔的应用前景。 随着本国农业机械化程度越来越 高，对拖拉机的减振性能要求也会逐渐提高。 而如今市场上的拖拉机的减振性能 无法满足要求。 而全悬浮型拖拉机驾驶室是一种先进的减振方式， 对国内的拖拉 机是一种巨大的改进。所以全悬浮驾驶室不会缺少市场，前景广阔。2 MATLAB的简单介绍Matlab是于1984年由美国MathWo

12、rks公司开发的科技应用软件，已历经多种版本，每一次版本的推出都使 Matlab有了长足的进步，并且界面越来好，内 容越来越丰富，功能越来越强大。MATLAB具有强大的数值计算、图像处理、通信及系统的建模仿真功能，其所带有的优化工具箱(Optimization Toolbox )中 包含一系列的优化函数，可以用于求解约束或非约束、线性或非线性的极小值问 题、二乘逼近、曲线拟合以及系统方程和复杂结构的大规模优化问题，这为工程中的优化设计带来了极大的便利 。MATLAB勺功能很多，但是本次设计主要运用 的是他的数值处理功能和仿真分析功能。2.1 MATLA 的强大的数值处理功能MATLAB数值处理

13、功能十分繁杂，几乎能处理一切与数值有关的问题。它的 主要功能如下：(1) 整数算法，方便用户处理更大的整数；(2) 单精度算法、线性代数、FFT和滤波，方便用户处理更大的单精度 数据；(3) Lin solve函数、用户可以通过定义系数矩阵更快地求解线性系统；(4) ODE求解泛函数，操作隐式差分等式和求解多点式边界值问题9。2.2 MATLA 的仿真分析功能Simulink是MATLA的重要组件之一，它提供了一个动态系统建模、仿真和 综合分析的集成环境。在该环境中，无需书写大量的程序，只要通过简单直观的 鼠标操作，就可以构造出复杂的仿真系统。Simuli nk是交互式动态系统建模、 仿真和分

14、析的图形环境，是进行基于模型的嵌入式系统开发的基础开发环境。它 可以针对控制系统、信号处理及通信系统等进行系统的建模仿真和分析等工作10。3 理论模型建立和方程推导【叶01qi图3-1非独立悬架车桥振动模型3.1拖拉机整体振动模型本次设计以KAT1804型拖拉机为原型进行设计和仿真。为此，我在老师的帮 助下，查阅了很多资料。其中还参考了非独立悬架车桥振动模型的设计11，如图3-1所示。经过该模型的启发我设计出了拖拉机的模型简图，并得到了相关的数 据。根据KAT1804型拖拉机的整体结构，建立了如图3-2所示的多自由度物理模 型。该模型是以驾驶室为主体，同时在车身和驾驶室的连接部分的四个支点处安

15、 装了减振的阻尼器和弹簧，以满足全悬浮的设计要求。同时将轮胎简化为与地面 接触的弹簧，受到地面向上的激励。轮胎本身应该有阻尼系数，但是与老师讨论 后精简了这个部分，以减轻设计难度。与之前情况相同，为了降低难度，地面的 激励hf和hr采用正余弦型激励。最后的设计目的是要设计出四处减振机构的刚 度和阻尼系数。同时这四个值要能使驾驶室的垂直加速度和角加速度满足人体舒 适度要求。根据拖拉机原型设计出的模型如图 3-2所示。图中：kfi、cfi前支点处的刚 度和阻尼系数；kri、Cri 后支点的刚度和阻尼系数；kf2前轮的刚度；kr2后轮 的刚度；lc 驾驶室质心到整车质心的水平距离；If2、Ir2 前

16、、后桥到整车质心 的水平距离；Mc1、Mc2 驾驶室及车身质量；Jc1驾驶室绕其质心的转动惯量； Jc2车身绕整车质心的转动惯量；h 路面激励；Zcl、（|ci 驾驶室运动时的垂直 位移和角位移；Zc2、尿2车身运动时的垂直位移和角位移。其中，需要设计的 是kf1、cfi、 kri、cri的值，同时这四个值要使驾驶室的垂直加速度Zc1和角加速度：ci满足要求%屈 e ciki -一 !rj图3-2拖拉机的整体物理模型3.2 系统的振动方程根据牛顿-欧拉方程可建立系统运动微分方程:Mc1zc -cf_zc1 1 f 1 cl zc2 (lc -1 f 1) c2$1 Lzc1r1 cl zc2

17、(1c 1r1) c2 丨 kf 1 1-乙 Ifi c zc2 (lc If 1)c2 k1 Lzd 一11 c1 Zc2 (lc - Ir1)c2 】Jc1 c1 二cf 1 1f 1 c1 -zc2 -(lcf 1):c2 h 1_cr1 zc1lr1 c1 -zc2 _(lc lr1) c2 r1kf 1 亦f1 c1 -zc2 -(lc -1 f1)c2 if 1如 zc1 lr1 c1 zc2 (lc l r1) c2 1Mc2zc2 二 cf1 zc1 -zc2 -l f1 c1 -(lc -l f 1) c2 cr1 zc1 -zc2 人1c1 -(lc lr1) c2 】 k

18、 f 1 zc1 - zc2 _ l f 1 c1 _ (l c _ l f 1) c2 kr1 zc1 一zc2r1 c1 一(lc r1) c2 丨kf2-zc2f 2 ：c2 hfkr2：Zc2 -1 r2 c2 hrr Jc2，c2 = cf 1 zc1 _zc2 _ l f 1 c1 _(l c _l f 1) c2 l cf1 cr1 zc1 zc2 5 c1 -(lc lr1) ；c2 c lr1k f1 bc1 一zc2 f1，c1 一(lc _l f 1) c2 b k 1 kr1 也-zc2 l r1 c1 _(l c l r1) ：c2 l c l r1 -kf2 -zc

19、2 J f 2 c2 hf l f 2kr2 ：zc2 Tr2 c2 hr lr2可以变形成如下形式M c1zc1 cf1cr1 zc1 _ cf 1I f cr1I r1 c1-cf1cr1zc2 cf1(lc_l f1) cr1 (lclr1) ：c2kf 1kr1zc1kf1lf1-kr1Ir1 c1_ kf 1kr1zc2- k f1 (lc_l f1) kr1 (lcr1) ：c2Jc1 c1 - cf 1 l f 1 -cM r1 zc1 jCf 1I cr1l21cf1l f1 cr1Ir1c2 +f1 (lc f1” f1 cr1(lc +lr1 )“1 c2_k f 1I f

20、 1_kr1Ir1zc1+ !kf1lfrhkr1l?c1kf 1l f 1-kr1Ir1zc2 kf1(lc T f1” f1kr1(lc lr1)lr1 72 =Mc2Zc2 一1cr1 zc1 cf1l f1 _cr1Ir1 c1cf 1cr1zc2 cf1(l c _l f 1) cr1 (lc lr1)c2一 kf1kr1zc1 k f 1l f kr1lr1 c1kf1kr1kf 2 kr2 zc2 kf1 (lc _l f1) kr1 (lcr1 kf 2l f 2kr2lrc2 =kf 2hfkr2hr2Jc2 c2 _ C f 1 l c _l f 1Cr1 (c J广 Cr

21、1 (c “1 Zc2 kri (c bi Zci Cf1(c fi -kf1 (cfiri Zc1Cf 1 (c _l f 1 l f cr1l ri (c lr1 cil f 1)2 cri (lc “1)2：c2kf1 (c -1 fi+ |cf 1(lc 一+ kf 10Cfi f kribiQc +“1 沖ci片kri 0c rO- f 2l f kr 2l r2 Zc2 十 |k fi(l cf 1) kri (lHlri) k f 2lkf 21 f2hf亠k2( r2hp则上面四式可以写成矩阵行式如下:M q Kq cq = Fr、zc1c1zc2:c2MC10Mc20Jc2C

22、f1 Cr1 ifi -qiricf1fcr1r1-cf1(llf1)_cr1(lc lri)cf1(lc - f) fi 一：1& lr1)lr1CfiQcfi) c-1(lc lr1)1|c-|fikf1 kr1 fifi ririr1-Cflfl-cri cflfl如右 Cf 1 fcrlrl(r1cf1 c-ic lr1cf1(llf1)2 cri(lc lri)2-kfl fi-lri kfl21 krl2k 計1 ；/ kf Ip *右1-fl (cfi 产d(c 卅r1 )kfl 匕 Jfl% -MrlG 卅r1 )kf1 (cfi 栋ri jkfi(lcfi)-riQcrdkf

23、 i(f i 1 rikfi(lc 4fi)(kr1(lc 卅1rikf 1 *r1 *f2 *r2kf 1(llf1) Jkr1(lc tr1)_kf2l f2 Jr2lr24fikrilc lri -kf2lf2 kr2lr2 kfi(llfi)2 kri(lc lri)2 岭#?审务F =kf 2hf f2lf2hf+ kr2hr+ kr2lr2hr4设计减振装置参数4.1 拖拉机参数获取4.1.1 轮胎垂向刚度根据Lines & Murphy 推荐的公式：ks J72 -1.77D 5.6A 34WDP/10000式中，D 轮辋直径，in;A 轮胎使用年数，年； W轮胎截面宽度，in;

24、P轮胎充气压力，kPa。表4-1 1804用轮胎参数将表4-1中轮胎代人公式求得前、后轮单个轮胎的刚度分别为：k1=472.2kN/m，k2=670.2kN/m则，在微分方程中 kf2 =2匕=944.4kN/m；kr2 =2k2 -1340.4kN/m4.1.2 转动惯量在pro/e中分别建立车身及驾驶室的简化模型，通过软件分析获取各自绕质心的转动惯量。(1) 驾驶室绕质心转动惯量图4-2外壳模型示意图经分析，驾驶室绕质心转动惯量为 600 kgm2(2) 车身绕质心转动惯量经分析，车身绕质心转动惯量为16800 kgm2。4.2 车身的固有频率4.2.1 车身质心到前后轴距离的计算令车身质

25、心距前、后轴的距离分别为If、，轴距为B驾驶室质心到前轴距离为I f *，整车质量为M、驾驶室及车身绕各自质心的转动惯量分别为Jc1、J c2 。驾驶室与整车的质量及车身的惯性参数如表4-2所示。表4-2 1804 拖拉机参数表根据图1,整车质心对前轴的力矩等于驾驶室和车身对前轴的力矩之和。 力矩平衡关系式如下：；M C2lf +M cil： = Ml f2、 If +l= B代入表2中相应参数，求得车身质心到前、后轴的距离分别为：lf=1485mm ； lr=1595mm不考虑前后轮胎的阻尼和路面激励，则车身简化为单质点无阻尼自由振动系统，简化物理模型如图2所示。 匕 Jc：f E/ f /

26、 f i1 /图4-4 车身无阻尼自由振动模型4.2.2 不考虑耦合时车身固有频率的粗略计算如果将车身的垂直振动与俯仰角振动分开来考虑，运动方程分别为:M(2乙2kf2 k-2 乙2 = 0Jc2 c2 kf2l fkr2lrc2 = 解此运动方程，得相应的无阻尼固有圆频率为:k f 2l fkr2lrkf 2 kr2M c2将4.1节和4.2.1条的计算结果以及表4-2中相应参数代人公式,求得车身 垂直及俯仰运动的固有圆频率和频率分别为：nzJc2 nz =18.02 (rad/s) n .：=18.08(rad/s)fnz = nz/2 n =2.87Hzfn. =，n /2 n =2.8

27、8Hz423考虑耦合时车身固有频率的精确计算考虑到车身的垂直振动与俯仰角振动是相互耦合的，建立的运动微分方 程如下：M c2zc2kf2kr2zc2kr2l_kf 21 f，c2 =0J c2 * c2 kf 2I f-kr2lr2 ；：c2求解运动方程，可以得到系统振动的两个主频率的平方分别为:2 -2其中,kf2“ -k/rJc2kf f - kr2 rM c2求解得车身垂直和俯仰方向固有圆频率分别为:nz = 17.09(rad/s); n = 18.96(rad/s)垂直方向和俯仰方向主频率分别为:nz = nz/2 n =2.72 Hz;fn = n .：/2 n =3.02Hz当考

28、虑垂直与俯仰两个自由度之比较422条与423条得到的结果可知， 间的耦合时，得到的车身主频率与不考虑二者耦合时得到的固有频率比 较相近。在下面计算驾驶室悬架刚度时，为简化计算，可不考虑两个自 由度的耦合。4.3 驾驶室悬架刚度和阻尼4.3.1 驾驶室悬架的刚度研究表明，应避免驾驶室悬架系统的固有频率与车身悬架系统的固有频 率接近，驾驶室悬架固有频率一般不大于 2.5Hz，现取驾驶室垂直与俯仰两 个自由度的固有频率分别为：fz = 2.5 Hz ; f =2 Hz令驾驶室垂向总刚度为kz，扭转刚度为k :，根据-z =2fz求解公式得驾驶室垂向总刚度与扭转刚度分别为：kz =184.8675KN

29、/m; k=94.65216KN/m令驾驶室左前支点与右前支点刚度均为ki，左后支点与右后支点刚度均为k2,则有下式：2k +2k2 =kz 2 22勺1 f12 +2k2lr12 =k(p已知：I fi=956mm, I ri =215mm代人方程解得：k 49.6 KN/m； k2 二 42.8KN/m即驾驶室前支座用橡胶铰支座的垂向刚度为49.6KN/m，后支座用空气弹簧的垂向刚度为42.8KN/m。4.3.2 驾驶室悬架的阻尼系数令驾驶室悬架系统阻尼元件总的阻尼系数为C，取驾驶室悬架系统的阻尼率为.=0.6，由公式:= C2Mcikz求得阻尼元件总的阻尼系数为：C=14130 (Ns/

30、m) 下面需要求出前后支点的阻尼系数：设前后支点分配到的质量为mm2，则有广叶 +m2 =M C1 mil f1 =m2l f 2代入数据可求得:mi = 137.7kg; m2 = 612.30kg因为前后各有两个支点，所以分配到的质量为 mJ2、m?/2，C1 / C2 =店需 / Jm2k2 牛 +2C2 =C代入数据，则0=2386.19“ s/m;c2 = 4678.81N s/m即驾驶室前支座单个支点的阻尼系数为2386.19Ns/m，后支座单个支点的阻尼系数为4678.81Ns/m综上所述，则减振装置的悬架参数的初始值如下:Ci =2386.19N s/m;C2 =4678.81

31、N s/m ; ki=49.6KN/m ; k2=42.8KN/m因为在代入微分方程时，将前支座和后支座的两个支点看成一个支点，则微分方程中有：cf1 = 2 = 4772.38N s/m;cr1 = 2c2 = 9357.62N s/m kf1 =2匕=99.2kN/m;kr1 = 2k2 = 85.6kN/m5计算出系统的固有频率令Mq Kq c F中F=0;0;0;0，同时设Aewt。则可以得到LA1；A2；A3；A4 = 0。其中L为一个4*4矩阵，因为振动的振幅不可能为零， 故L的行列式必为零。具体的求解过程较为复杂，参数较多。所以我利用MATLABI勺计算功能来计算，这样做方便而且

32、正确率高。具体的求解代码截图如图5-1,图5-2所示。爲先定义自变盘syns J_ci M_c2 J_c2 AJ A.2 A_3 w c_f 1 c.rl kjfl krl l_f 1 l.rl 瑪写入方程组U_4= J_c2+1)豁给已此变量赋值U.lsubsCU.L Xcl, l_fl, l_c, l.rl, c_fl, c_rl, k_f lj k_rl, 750, 0. 956, 0. 3695, 0. 2U_5ubs(ULi i_fl l_Ci l_rh c_fiak_f lj 600, a. o. 8635, q.2 U.笼旳髀(U_ OL隣5L% ：l_rlJf2Jk_rl_f2

33、J 1若2常-轴1Um4=sufe(U_i 屯皑 l_fl, l._c, 宙 k-逐 1-珞 l_r2, E_fl, C_Ufk_fljK_rlL 塔農开方程and (U_ 1)U.2=exp and (U_ 2)113= expand (U_3)U 亠4=expand(U_4)黑赃值展开后可得U_1 =(38215fi*A_2)/5 - 184800*A_1 + 184800*A_3 + (421262*A_4)/5 - (1553SC9931U_ - (382156*A_ 1)/5 - (11827413S*A_2)/1250 - (382156*JL3)/5 + (70405957*A_

34、4：U_3 =184BOO*A_1 - (382156*A_2)/5 - 2469600*A_3 - (3310526*A_4)/5 + (1553009!U_4 =(421262*A_l)/5 + (7D405957*A_2)/2500 - (3310526*JL3)/5 - (27517119127*-图5-1 MATLAB求解程序SJHR5 T :L- 184800 - (15536C99300474881*w)/109951162T776- 750*18.72 rad/s，对应的频率值分别为 1.33Hz、 2.46Hz、2.58Hz、2.98Hz。这些数值可以在之后的 MATLAB仿

35、真模块中进行 验证。6 MATLAB建模仿真和分析6.1 路面激励输入路面不平度是车辆产生振动的激励源。车辆在行驶过程中，路面不平度 激励随不同等级路面和不同车速而变化。作为车辆振动输入的路面不平度， 主要采用路面功率谱密度描述其统计特征。根据GB 7031车辆振动输入一路面平度表示标准，将路面功率谱密度Gq(n)作为拟合公式：Gq( n)二Gq( n0)( n/n。厂，式中:n为空间频率，1/m，即波长的倒数;n。为参考空间频率，n= 0.1 ，1/ m; Gq( n 0)为参考空间频率n下的路面功率谱密 度值；3为频率指数。式中：n为空间频率，1/m，即波长的倒数；n。为参考 空间频率，n

36、= 0.1，1/ m; Gq( n 0)为参考空间频率n下的路面功率谱密度 值;3为频率指数11。不过即使使用功率谱密度来反应路面不平整度，也最好与实验配合，那 样所得的值才是最科学有效地。在本次设计中，路面激励采用的是正余弦型 激励。前后轮的激励分别如下：hf = A, sin(wt),hr =A2sin(w2t)该式中A、A2为激励的振幅，W、W2为激励的圆频率 式中A、A、w、w取值如表6-1所示。表6-1 路面激励的取值1-3组代表的是前后轮激励相同时的振幅和频率值；4-6组代表的是前后轮激励不同时的振幅和频率值。因为后轮的实际载重比前轮要大，所以4 6组的数据都是 AA，w由于时间关系，设计时有些细节问题没有深入讨