某重型貨車懸架的設(shè)計

某重型貨車懸架的設(shè)計,重型,貨車,懸架,設(shè)計 畢 業(yè) 設(shè) 計（論 文） 設(shè)計(論文)題目： 某重型載貨汽車懸架的設(shè)計 學(xué)生姓名： 二級學(xué)院： 班 級： 提交日期： 目錄 目 錄 44 摘 要 4 Abstract 5 1 緒 論 6 1.1 概述 6 1.2 設(shè)計（研究）現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 6 2 懸架結(jié)構(gòu)形式分析 8 2.1 非獨立懸架和獨立懸架 8 2. 2 前、后懸架方案的選擇 9 3 載貨汽車前、后懸架主要參數(shù)的選擇 10 3.1 前、后懸架靜撓度和動撓度的選擇 10 3.2 懸架的彈性特性 11 3.3 后懸架主、副簧剛度的分配 11 4、彈性元件的計算 13 4.1 鋼板彈簧的布置方案的選擇 13 4.2 初選參數(shù) 13 4.3 前懸架的設(shè)計與校核 15 4.4 后懸架的設(shè)計與校核 21 5、減振器的設(shè)計計算 26 5.1 簡介 26 5.2 相對阻尼系數(shù) ψ 的選擇 27 5.3 減振器阻尼系數(shù) δ 的選擇 27 5.4 最大卸荷力 F0 的確定 28 5.5 筒式減振器工作缸直徑 D 的確定 28 6、懸架受力分析 30 6.1 懸架三維建模 30 6.2 懸架有限元分析 35 7、總結(jié) 39 參考文獻 40 致謝 41 摘要 某重型載貨汽車懸架的設(shè)計 摘 要 懸架是把車身與車軸彈性的連接起來的必不可少的部分。懸架設(shè)計主要是為 了滿足汽車自身的使用要求。合理設(shè)計的懸架可以降低汽車振動。這樣，駕駛員 就可以舒適地駕駛汽車去自己想去的地方。 根據(jù)任務(wù)書的要求，我們需要設(shè)計兩軸重型卡車，因此既要考慮前懸架，又 要考慮后懸架。文章開始先對兩種基本類型的懸架進行比較，從而確定結(jié)構(gòu)為非 獨立懸架。彈性元件為鋼板彈簧。然后按部就班依次進行設(shè)計，將懸架的具體尺 寸參數(shù)算好。接著利用 Creo3.0 軟件進行零件的繪制和裝配。最后將裝配好的前、后懸架依次導(dǎo)入 ANSYS 軟件，在懸架上施加載荷進行有限元分析，完成整個設(shè)計過程。 關(guān)鍵詞 ：懸架；彈性元件；鋼板彈簧；Creo3.0；ANSYS Abstract Design of suspension for a heavy duty truck Abstract Suspension is an essential part of connecting the body and the axle. Suspension design is mainly to meet the requirements of the use of the car itself. Reasonable design of suspension can reduce vehicle vibration. In this way, the driver can easily drive the car to go where they want to go. According to the requirements of the task book, we need to design two axle heavy truck, so we must consider the front suspension, but also consider the rear suspension. The article begins with the comparison of the two basic types of suspension, so as to determine the structure of the independent suspension. Spring spring. Then step by step in order to design, the suspension of the specific size parameters. Then use Creo3.0 software to draw and assemble parts. Finally, the assembled front and rear suspension are imported into the ANSYS software, and the load is applied to the suspension to carry on the finite element analysis. .Key words：suspension; elastic element; leaf springs；Creo3.0；ANSYS 第 2 章 懸架結(jié)構(gòu)形式分析 1 緒 論 1.1 概述 汽車行業(yè)的起步要追溯到 19 世紀 80 年代，當世界上第一輛汽車的誕生時， 它就深深地融入到了我們的日常生活中。迄今為止，汽車行業(yè)已經(jīng)發(fā)展了 100 多年，令人振奮的是它的發(fā)展前景依然宏大。現(xiàn)在的汽車制造技術(shù)已經(jīng)到了爐火 純青的地步。為了緊跟時代的步伐，作為一名車輛工程的本科生當然要對汽車的 設(shè)計過程有所了解。對此，我們將對汽車底盤的懸架進行介紹。 懸架將車身與車軸彈性的連接起來并在它們之間傳遞力和力矩。由于懸架的 存在，使汽車受到的沖擊降低，保證汽車運行正常。懸架的類型在各種不同用途 的汽車上也各不相同，但是它們的設(shè)計要求基本一致，沒有太大的變動。 設(shè)計要求如下： （1） 行駛平順。在設(shè)計懸架時，首先，選擇合理剛度，使偏頻符合要求。其次， 對減震性能也有較高的要求。它能夠讓汽車更加平穩(wěn)地行駛，增加車內(nèi)人 員的舒適性。另外，懸架的非承載質(zhì)量應(yīng)當設(shè)計的較小。 （2） 操縱穩(wěn)定。所設(shè)計的懸架應(yīng)該使汽車具備良好的不足轉(zhuǎn)向性。轉(zhuǎn)向時，車 身側(cè)傾角不大。對卡車而言，在正常情況下，角度在 6°～7°之間。因為行駛路面坑洼，車輪常發(fā)生跳動，但要保證車輪定位參數(shù)能穩(wěn)定的改變。在 前軸，通過懸架和轉(zhuǎn)向系的相互配合來共同完成這項任務(wù)。 （3） 無論是在制動情況，或是加速情況下，都要控制車身的俯仰角位移在一個 較小的范圍內(nèi)。 （4） 結(jié)構(gòu)緊密，間隙小，所占地方小。 （5） 使車身與車輪之間的力和力矩得到有效的傳遞。其他零件的設(shè)計應(yīng)該留意 質(zhì)量較小，承載能力高，壽命長，這樣懸架才能在汽車上長期可靠地工作。 （6） 制造、維護成本低、使輪胎磨損小。 1.2 設(shè)計（研究）現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 當汽車誕生的時候，人們對汽車懸架的研究也如火如荼的進行著。懸架發(fā)展 到今天，在一些問題的研究上已經(jīng)取得了輝煌的成績。我們可以從控制力的方向 將懸架進行分類，主要有以下三種： 1、被動懸架： 它的剛度和阻尼是固定的。而且沒有額外能源。被動懸架包含彈簧、減振器 等元件。它的優(yōu)缺點如下： 優(yōu)點：1）、結(jié)構(gòu)簡單； 2） 、成本低； 3） 、性能可靠； 4） 、不需要額外能量。 缺點：1）、局限性大，只能滿足特定狀況； 2）、乘坐性操縱性兩者不能兼顧。 2、主動懸架： 它的剛度和阻尼特性可以針對各種情形自行作出調(diào)整，以適應(yīng)汽車自身的需 要。與被動懸架相比，它的優(yōu)缺點如下： 優(yōu)點：1）、行駛更加平穩(wěn)； 2） 、車輪與地面接觸良好； 3） 、舒適性更好。缺點：1）、成本太高； 2）、功率消耗大。 3、半主動懸架： 半主動懸架是一種可控懸架系統(tǒng)，用于調(diào)節(jié)車輛的阻尼參數(shù)，使汽車盡量接 近于最佳行駛狀態(tài)。當然，半主動懸架也有著自身的特點： 優(yōu)點：1）、結(jié)構(gòu)簡單； 2） 、不消耗車輛動力； 3） 、性能堪比主動懸架。缺點：1）、存在局限性。 隨著城市化進程的推進，公路的數(shù)量和質(zhì)量，都得到明顯提高，由此不容小覷地影響了對車速。車速的提高，使得被動懸架缺點暴露無疑，因此需要開發(fā)更加高級的懸架系統(tǒng)來跟上時代潮流。主動懸架這個名詞誕生于上個世紀五十年代， 但是主動懸架涉及的知識面太廣，其研究工作一直未能取得突破性的進展。反而因為過高的研究費用發(fā)展緩慢。 現(xiàn)在，我國應(yīng)用最為廣泛的被動懸架系統(tǒng)仍然存在，原因在于，我國技術(shù)不 成熟，與西方科技強國有明顯差距。但是，在一部分高檔乘用車中也能夠看到半 主動懸架的身影。就目前的情況來看，被動懸架的應(yīng)用依然是主流，但我國現(xiàn)在 的研究工作的中心轉(zhuǎn)移到了半主動懸架上。相信在未來的歲月中，我國也能夠開 發(fā)出新的懸架系統(tǒng)，躋身于世界汽車工業(yè)的前列，引領(lǐng)世界汽車的發(fā)展洪流。 2 懸架結(jié)構(gòu)形式分析 2.1 非獨立懸架和獨立懸架 汽車的種類數(shù)不勝數(shù)，例如，乘用車、大卡車、客運車、越野車等等，因而 懸架的結(jié)構(gòu)也因車而異。下面將對現(xiàn)在兩種主流形式的懸架作一個簡單的介紹。 （如圖 2-1） 圖 2-1 懸架的結(jié)構(gòu)形式簡圖 1、非獨立懸架 a） 非獨立懸架 b)獨立懸架 結(jié)構(gòu)特點：如a）所示，兩輪連接在同一根車軸上，很明顯，當一側(cè)車輪發(fā) 生振動時，另一邊車輪或多或少也會受到影響。所謂的非獨立說的就是這種影響。 適用于：負荷大的客車或貨車。優(yōu)點：1）、結(jié)構(gòu)簡單、結(jié)實； 2） 、輪胎磨損小； 3） 、車輛離地間隙不變； 4） 、制造容易； 5） 、維修方便。 缺點：1）、簧下質(zhì)量大，增加汽車行駛不平順的可能。 2） 、附著能力變?nèi)酰? 3） 、擺振現(xiàn)象嚴重； 4） 、不易操縱。 應(yīng)用：根據(jù)以上特點，非獨立懸架主要應(yīng)用于貨車、大客車的前、后懸架， 偶爾應(yīng)用于某些轎車的后懸架。 種類：1）、縱置鋼板彈簧懸架； 2） 、橫置鋼板彈簧懸架； 3） 、縱置單臂非獨立懸架； 4） 、縱置雙臂非獨立懸架。 2、獨立懸架 結(jié)構(gòu)特點：如b）所示，左、右車輪分別與兩根車軸相連，很明顯，任何一 個輪子產(chǎn)生的振動，不會影響另一個輪子。所謂的獨立就是兩者間不會互相影響。 適用于：轎車 優(yōu)點：1）、簧下質(zhì)量??； 2） 、占用空間??； 3） 、平順性和穩(wěn)定性好； 4） 、車輪與地面接觸性好。缺點：1）、設(shè)計結(jié)構(gòu)困難； 2） 、制造成本較高； 3） 、維修比較困難。 應(yīng)用：這種懸架主要用于現(xiàn)代轎車和輕型客車以及越野車。種類：1）、雙橫臂式獨立懸架 2） 、麥弗遜式獨立懸架 3） 、單橫臂式獨立懸架 4） 、縱臂式獨立懸架 5） 、斜置單臂式獨立懸架 2. 2 前、后懸架方案的選擇 當代汽車的懸架布置方案是多種多樣的，最常用的有三種： 1、前后均采用非獨立懸架； 2、前輪采用獨立懸架，而后輪采用非獨立懸架； 3、前后均采用獨立懸架。 本文選取的車輛類型為后輪驅(qū)動的兩軸重型載貨汽車，與一般的乘用車不同。 因為汽車的主要作用是用來運輸貨物，所以對懸架的承載能力有很高的要求，而對舒適性并沒有那么嚴格的標準?；讵毩壹艹休d能力不夠，并且成本太高。 與此同時，非獨立懸架技術(shù)已經(jīng)相當成熟，并且其成本低廉，載重量大。所以， 我們主要進行非獨立懸架的設(shè)計。 當然，懸架的組成部分有很多，文章主要對懸架上的兩個重要部件進行了設(shè) 計計算。即彈性元件和減振器。 第 3 章 載貨汽車前、后懸架主要參數(shù)的選擇 3 載貨汽車前、后懸架主要參數(shù)的選擇 3.1 前、后懸架靜撓度和動撓度的選擇 3.1.1 懸架系統(tǒng)的固有頻率 評定一輛汽車的性能，行駛平順性充當著必不可少的角色。而偏頻對行駛平 順性產(chǎn)生重要的影響。所謂偏頻，是指汽車前、后懸架與其懸上質(zhì)量所組成的振 動系統(tǒng)的固有頻率。 ε=ρ2/（a? b）=0.8～1.2 ε 叫做質(zhì)量分配系數(shù)，我們?nèi)〗浦?1.0。所以，可以假定，前橋和后橋的兩個點之間沒有連接，是獨立運動的。這樣我們可以得到偏頻與彈簧剛度和懸上 質(zhì)量的關(guān)系： n=（C/m）1/2/2π n 為車身的固有頻率； C 為彈簧剛度； m 為懸上質(zhì)量。 又因為 fc=m?g/C，與上式聯(lián)立可以解得 fc=（4.98/n）2。 要想達到行駛平順性的要求，那就要對前、后懸架偏頻和靜撓度進行合理選 擇和搭配。就普通情況而言，前后懸架的偏頻和靜撓度值盡量取的一致，這樣， 車身縱向角振動就會在許用值之下。實驗表明，用兩種前、后懸架偏頻不同的汽 車，第一種是前懸架偏頻小，第二種是后懸架偏頻小。讓它們分別高速行駛過同 一個路障，經(jīng)過測量發(fā)現(xiàn)第一種汽車的車身角振動小于第二種汽車。因此，我們 推薦后懸架靜撓度大約是前懸架靜撓度的 0.8～0.9 倍。因為卡車在空箱至裝滿貨物的過程中，后橋載荷的增加量明顯大于前橋載荷的增加量。所以不能按照用一 般情況來考慮。為了讓駕駛員更加舒適安全地駕駛車輛，我們在設(shè)計時，使后懸 架的 fc 大約是前懸架的 0.6～0.8 倍。 基于乘用車對乘坐要求最高，其次是客車，然后是貨車。表 3.1 給出不同類型汽車的偏頻和靜撓度值。可供設(shè)計時選擇。 表 3.1 各種現(xiàn)代汽車的偏頻和靜撓度 車型 偏頻 n/Hz 靜撓度 fc/cm 貨車 1.5～2.2 5～11 轎車 0.9～1.6 10～30 大客車 1.3～1.8 7～15 越野車 1.4～2.0 6～13 3.1.2 懸架的靜撓度 懸架靜撓度 fc 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 fc=Fw /c。［6］ 滿載時取前懸架偏頻 n1=1.8Hz，則 fc1=（4.98/1.8）2=7.6cm。滿載時取后懸架偏頻 n2=2.0Hz，則 fc2=（4.98/2.0）2=6.2cm。 3.1.3 懸架的動撓度 懸架的動撓度 fd 是指從滿載靜平衡位置開始懸架壓縮到結(jié)構(gòu)允許的最大變形（通常指緩沖塊壓縮到其自由度的 1/2 或 2/3)時，車輪中心相對車架（或車身） 的垂直位移。［6］為了預(yù)防在坑洼路面行駛時緩沖塊會產(chǎn)生時不時的碰撞，在設(shè)計 懸架時，盡量選取較大的動撓度。不同類型的車輛的動撓度選取界限也是不同的。 轎車的動撓度在 70 毫米到 90 毫米之間選擇；客車的動撓度在 50 毫米到 90 毫米 之間選擇；貨車的動撓度在 60 毫米到 90 毫米之間選擇。本設(shè)計取 fd=80mm。 3.2 懸架的彈性特性 懸架的彈性特性是指：作用于垂直力 F 和懸架變形 f 之間的函數(shù)關(guān)系。在彈性特性圖上，做出曲線的切線，量出切線的傾斜角取正切值，就算出了懸架剛度 的大小。 懸架的彈性特性分為兩種： 1） 、線性彈性特性； 2） 、非線性彈性特性。 載貨汽車前懸架采用的鋼板彈簧看做是線性的。本文設(shè)計的重型卡車，其后 軸質(zhì)量有很大的改變，因此線性懸架不能滿足要求，應(yīng)考慮非線性懸架。通過選 用帶有副簧的鋼板彈簧，能夠有效地降低振動頻率，以及控制車身高度在一定范 圍內(nèi)不會波動的太厲害。 3.3 后懸架主、副簧剛度的分配 重型卡車的后懸架主要由帶有主彈簧和副彈簧的鋼板彈簧組成。其主要原因 是重型卡車后軸載重變化大，采用線性懸架會使平順性變差。它的懸架特性是非 線性的，如下圖。如果負載不大，那么鋼板變形量也不大，此時僅主彈簧工作。 如果將負載不斷增大至轉(zhuǎn)換負載，也就是臨界負載，那么副彈簧的主片與主彈簧 的托架接觸，隨后承受加載，主副簧一起發(fā)揮效果。 圖 3.1 主、副簧為鋼板彈簧結(jié)構(gòu)的彈性特性 要想使汽車滿足行駛平順性的要求，那么汽車從空載到滿載這一過程的偏頻 波動應(yīng)該盡可能小，同時還要保證副彈簧參與工作時，懸架前后的偏頻突變不能 太大。想要同時滿足這兩點是比較困難的，因此便有兩種具體可行的辦法。 第一種方法是使副簧開始作用時的懸架撓度 fa 等于汽車空載時懸架的撓度, 而使副簧開始作用前一瞬間的撓度 fk 等于滿載時懸架的撓度 f0。［12］于是可求得： Fx=（F0? Fw）1/2 式中：F0 和Fw 分別為空載與滿載時的懸架載荷。副簧、主簧的剛度比為 ca/cm=λ1/2-1 λ=F0/Fw 式中：ca 和 cm 分別表示副彈簧剛度和主彈簧剛度。 適用對象：這種方法適用于滿載或空載運輸情況多。，而載重量經(jīng)常在一半 左右的車輛少。 第二種方法是使副簧開始起作用時的載荷等于空載與滿載時懸架載荷的平 均值,即 Fx=0.5? (F0+Fw)。［12］并使 F0 和 Fk 之間的平均載荷對應(yīng)的頻率與 Fk 和Fw 間平均載荷對應(yīng)的頻率相等,此時副簧與主簧的剛度比為 ca/cm=（2λ-2）/（λ+3） 適用對象：這種方法適用于載重量經(jīng)常在一半左右的車輛多，而滿載或空載 運輸情況少。 第 4 章 彈性元件的計算 4、彈性元件的計算 4.1 鋼板彈簧的布置方案的選擇 鋼板彈簧有兩種布置形式，一種是垂直放置，另一種是水平放置，它們各有 各的特點。垂直布局傳遞力和力矩十分方便，減振效果極佳，又因為這種結(jié)構(gòu)制 造方便，成本更低。所以大范圍的使用到在汽車上。水平放置鋼板彈簧的結(jié)構(gòu)僅 用于少數(shù)車輛。理由如下： 1） 、要傳遞縱向力，還需加裝其他部件； 2） 、結(jié)構(gòu)復(fù)雜，質(zhì)量加大 。 4.2 初選參數(shù) 下面就到了整個畢業(yè)設(shè)計最關(guān)鍵的部分了，我們將對彈性元件進行詳細的設(shè) 計和計算。首先，我們先確定彈簧長度。 鋼板彈簧長度 L 是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。［12］實踐表明，懸 架系統(tǒng)的性能很大程度上依賴于鋼板彈簧的長度 L。加長板長，能夠有效減少應(yīng)力集中，增加彈簧的耐久度。不僅如此，當已知垂直剛度 c 時，L 越大，彈簧的縱向角剛度也越大。 綜上所述，理論上，鋼板彈簧的長度是越長越好，但是必須在總體尺寸界限 之中。 對于卡車前懸架的長度，推薦取值為 0.26～0.35 倍軸距 。本設(shè)計選用 0.3 倍軸距。因此有前懸架主片長度為 L1=0.3? 5100=1530mm 對于卡車后懸架的長度，推薦取值為 0.35～0.45 倍軸距 。本設(shè)計選用 0.35 倍軸距。因此有后懸架主片長度為 L2=0.35? 5100=1785mm 汽車的乘坐舒適性和操縱平穩(wěn)性主要受汽車非懸掛質(zhì)量的影響。它的選擇參 照下表 4.1。 表 4.1 懸架類型 非懸掛質(zhì)量/總質(zhì)量 mu /(ms + mu ) 非懸掛質(zhì)量/懸掛質(zhì)量 mu / ms 整體剛性橋，鋼板彈簧 26％ 35.1％ 本設(shè)計選非懸掛質(zhì)量/總質(zhì)量=26％。 非懸掛質(zhì)量/總質(zhì)量= mu/(mu+ms)=26%=mu/16000 mu=4160kg。取前軸非懸掛質(zhì)量為 1404kg，取后軸非懸掛質(zhì)量為 2756kg。本設(shè)計的基本參數(shù)匯總在表 4.2。 表 4.2 參 數(shù) 數(shù) 值 滿載質(zhì)量 16000kg 空載質(zhì)量 8000kg 軸 距 5100mm 前懸偏頻 n1 1.8Hz 后懸偏頻 n2 2.0Hz U 型螺栓中心距 122mm 鋼板彈簧數(shù)前/后 10/20 鋼板彈簧材料 60Si2Mn 鋼板彈簧應(yīng)力極限值 550MPa 前/后懸架主片長度 L 1530/1785mm 前/后懸架非簧載質(zhì)量 mu后 1404/2756kg 軸荷分 配 空載 前軸 4000kg 后軸 4000kg 滿載 前軸 5400kg 后軸 10600kg 進行計算時，必須首先確定施加在彈簧上的載荷，然后才能接著往下計算。 因此必須知道載貨車前、后橋所承受的重力 G1、G2 以及非懸掛重力 Gu1、Gu2。 FW1=（G1-Gu1）/2=（5400-1404）? 9.8/2=19580N FW2=（G2-Gu2）/2=（10600-2756）? 9.8/2=38436N 前懸架靜撓度 fc1=76mm，動撓度 fd1=80mm 后懸架靜撓度 fc2=62mm，動撓度 fd2=80mm 滿載弧高 fa 是指鋼板彈簧裝到車軸(橋)上,汽車滿載時鋼板彈簧主片上表面與兩端(不包括卷耳孔半徑)連線間的最大高度差。［ 6］ 滿載弧高的取值一般在10mm 到 20mm 之間，我們這里折中取為 15mm。 4.3 前懸架的設(shè)計與校核 4.3.1 前懸架鋼板彈簧的厚度和寬度設(shè)計 我們在設(shè)計各式各樣的鋼板彈簧時，可能是少片的，也可能是多片的，需要 把它們看做等應(yīng)力梁。這樣，我們可以將材料的利用效率盡可能的提高。在實際 應(yīng)用中需要對應(yīng)力板簧進行適當修正：首先鋼板彈簧第一片兩端制成卷耳或矩形 （與滑板配合），目的是和車身保持良好的聯(lián)系，傳遞力和力矩；其次，其余各片的長度也要相應(yīng)的增加。所以，真正的鋼板彈簧展開后的形狀是一種存在于等 截面簡支梁和等應(yīng)力梁之間的一種梁結(jié)構(gòu)。而不是所謂的三角形截面。為了將這 種影響考慮在內(nèi)，此時需要引進一個修正系數(shù)，我們把它稱為撓性增大系數(shù) δ。它與彈簧的結(jié)構(gòu)有關(guān)。當然，δ 有具體的計算公式： δ=1.5/（1.04? （1+0.5? n1/n0）） 式中 n1—與主片等長的重疊片數(shù),本設(shè)計中為 2；n0—彈簧預(yù)計總片數(shù)，取n0=10。 δ=1.5/（1.04? （1+0.5? 2/10））=1.31 多片簧的垂直剛度 c1=FW1/f1 式中 FW1—作用在前懸架板簧中間的支承載荷；f1—前懸架板簧撓度。c1=19580/76=258N/mm 鋼板彈簧的總截面慣性矩 J0 為： J0=（L1-ks）3? c1? δ/48? E 式中 s—U 形螺栓中心距（mm）； K—考慮 U 形螺栓夾緊彈簧后的無效長度系數(shù)(剛性夾緊:取k=0.5,撓性夾緊: 取k=0)本設(shè)計為撓性夾緊； E—2.06? 105MPa。 J0=（1530-0）3? 258? 1.31/48? 2.06? 105=122421 W0 用下式計算： W0≥［FW（L-ks）/4［ζW1］］ 式中[ζW1]—許用彎曲應(yīng)力對于 60Si2Mn 彈簧鋼,經(jīng)表面噴丸處理后,推薦對前板簧取 350~450N/mm2 ,本設(shè)計取 400 N/mm2。后彈簧為 450~550N/mm2,本設(shè)計取 500 N/mm2。后副簧為 220~250N/mm2,本設(shè)計取 220 N/mm2。 h≤12J0/W0=（L1-ks）2? δ? ［ζW］/6? E? fc1 =（1530-0）2? 1.31? 400/6? 2.06? 105? 76=13.12mm。 經(jīng)過近似取值得 h 為 13mm。 矩形斷面等厚鋼板彈簧總慣性矩 J0 用下式計算： J0=n? b? h3/12 又因為 J0 已知， 可上式計算并轉(zhuǎn)化得到 b=12 J0/n? h3=12? 122421/10? 133=67mm，取為 70mm。 比應(yīng)力`ζ 對對鋼板彈簧的疲勞壽命有顯著影響，它要在一個許用范圍以內(nèi)。建議的數(shù)值：貨車的前、后鋼板彈簧`ζ=4.5～5.5MPa/mm。 `ζ=6? E? h? Fw/（fc? δ? （L-k? S）2? C） =6? 2.06? 105? 13? 19580/（76? 1.31? （1530-0）2? 258）=5.44 MPa/mm 在許用范圍內(nèi)，故選擇合理。 4.3.2 前懸架鋼板彈簧的長度設(shè)計 鋼板彈簧懸架是一個整體，所以每一片鋼板的壽命應(yīng)該相互一致，否則當有 一片損壞時便會對整個懸架系統(tǒng)產(chǎn)生影響，甚至帶來嚴重的后果。所以在設(shè)計各 個彈簧的長度時，要使它們所承受的應(yīng)力一致。常用的方法有兩種： 1） 、展開作圖法； 2） 、計算法。 我們選擇第一種方法，因為它簡單方便，最常用。展開作圖法的步驟如下： 1） 、建立直角坐標系，縱坐標是每一片彈簧厚度的立方值的和； 2） 、從原點沿橫軸畫出 U 型螺栓中心距的一半，至 B 點；再從彈簧厚度立方值和最大的點沿平行于橫軸的方向畫出主片長度的一半，至 A 點； 3） 、連接 A、B，在縱軸上取各片彈簧厚度的立方值為點，沿橫軸方向畫出水平線，與 AB 線相交，即可得到欲求彈簧的長度。 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端點（上側(cè)邊）連一直線 AB［11］，AB 線與各片的上側(cè)邊交點即為各片長度。如圖 4.1 所示。 圖 4.1 確定鋼板彈簧各葉片長度的作圖法 經(jīng)過圓整確定板簧各葉片長度見表 4.3 表 4.3 L1=1530mm L2=1530mm L3=1378mm L4=1220mm L5=1064mm L6=906mm L7=750mm L8=592mm L9=436mm L10=139mm 4.3.3 前懸架鋼板彈簧的剛度驗算 確定了鋼板彈簧各片的長度、寬度、高度后，檢驗和校核是必不可少的環(huán)節(jié)， 因為它關(guān)系到設(shè)計出來的彈簧能否正常使用。常用的方法，一種叫做“共同曲率法”，也是本設(shè)計所采用的方法，而另一種方法叫做“集中載荷法”，應(yīng)用的也是十分廣泛的。共同曲率法主要有三個注意點： 1） 、各板在同一截面上的曲率半徑變化值相同； 2） 、各板的彎矩與慣性矩成正比； 3） 、截面上各構(gòu)件的彎矩等于外力引起的彎矩 按照上述假設(shè)可以求得如下鋼板彈簧強度計算公式： C=α? 6E/（∑ak+1^3? （Yk-Yk+1） 式中Yk—第k 片及以上各片截面慣性距之和的倒數(shù)，即 Yk = 1( J + J + + J ),Yn+1 = 0 1 2 k Jk—第k 片鋼板彈簧的慣性距； ak—a2=l1-l2，?，ak+1=l1-lk+1，an+1=l1 ； lk —第k 片鋼板彈簧的半長； α—經(jīng)驗修正系數(shù)，對于矩形截面的鋼板彈簧，取 0.9～0.95。乘用車取 0.95， 重載卡車取 0.9。本文設(shè)計的是重載卡車，所以取 0.9。 在計算鋼板彈簧剛度 C 時，數(shù)據(jù)如表 4.4 表 4.4 前懸鋼板彈簧單獨作用時剛度計算中的參數(shù)值 k 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 ak+1 （mm） 0 76 155 233 312 390 469 547 626 765 Yk （10-5） 7.80 3.90 2.60 1.95 1.56 1.30 1.11 0.98 0.87 0.78 由計算可得：  C=258.83MPa 4.3.4 前懸架鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑的計算 鋼板彈簧總成裝配后，未經(jīng)預(yù)壓縮和未經(jīng) U 形螺栓夾緊前應(yīng)該具有的弧高主要取決于它的靜撓度 fc、滿載弧高 fa、U 形螺栓夾緊后引起的弧高變化△f。 圖 4.2 鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下的曲率半徑 H0=fc+fa+△f 式中 fc 是靜撓度；fa 是滿載弧高；△f 與 U 型螺栓中心距 S 及彈簧主片長 L 等有關(guān)，可寫成 △f=S? ［（3? L-S）? （fc+fa）］/2? L2 所以 H0=（76+15）? （1+122? 3? 1530/2? 15302）=102.76mm 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下曲率半徑 R0=L2/（8H0）=15302/8? 102.76=2847.53mm 為了使鋼板彈簧組裝起來后，各片具有共同的曲率半徑，我們在裝配時對各 片彈簧已經(jīng)施加了一定的應(yīng)力，使得各片的曲率半徑發(fā)生了變化。我們把這個力 稱作為預(yù)應(yīng)力。確定每一塊所需的預(yù)應(yīng)力，可以確定各塊在自由狀態(tài)下的曲率半徑Ri。本設(shè)計采用等厚鋼板彈簧。 主要為了使各片裝配起來能夠緊密接觸，所有的葉片都承受載荷，同時工作。 因此，只需要較小的預(yù)應(yīng)力。取第一、第二片預(yù)應(yīng)力為-150～-80N/mm2；末幾片 的預(yù)應(yīng)力取為+20～+60 N/mm2。具體如表 4.5 表 4.5 鋼板彈簧各片預(yù)應(yīng)力 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 -120 -100 -80 -60 -40 -20 0 20 40 60 求矩形截面鋼板彈簧的曲率半徑（自由狀態(tài)下）的公式如下： Ri=R0/（1+2? R0? ζ0i/E? hi） 式中Ri—第 i 片彈簧自由狀態(tài)下的曲率半徑 hi—第i 片板簧厚度 得第 i 片自由曲率見表 4.6： 表 4.6 各片自由曲率 R1=3806.86 R2=3604.47 R3=3422.51 R4=3258.04 R5=3108.66 R6=2972.37 R7=2847.53 R8=2732.75 R9=2626.87 R10=2528.89 先前在計算鋼板彈簧曲率半徑 Ri 時是通過主觀選取各片的預(yù)應(yīng)力，得到的計算值往往與實際值存在一定的誤差。因此，對弧高進行校核驗算也是必要的， 看是否符合實際工作要求。 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 R0 為 n ? Li n R 1 = i=1 Ri 0 ? Li i=1 式中，Li 為第 i 片的長度。 解得 R0=2930.24mm H≈L2/（8R0）=99.86mm， 與 102.76mm 接近，所以預(yù)應(yīng)力的選取符合要求。 4.3.5 前懸架鋼板彈簧強度的驗算 當車輛運動時，鋼板彈簧會受到很多力和力矩的共同影響。因此，必須對這 些力和力矩進行核算?？此O(shè)計的懸架是否滿足使用要求。 1、板簧強度的校核 行駛過程中，懸架會受到很大的作用力，鋼板彈簧的最大應(yīng)力 ζmax 出現(xiàn)在懸架的前半段，其計算公式為： 2 2 1 2 = s G m' l (l + jc) + G m' j 2 2 max (l + l )W bh 1 2 0 1 式中 l1 、l2 —鋼板彈簧前后半段長度,此處為對稱式結(jié)構(gòu)， l1 = l2 ； G2 —作用在后輪上的垂直靜負荷； 2 m' —驅(qū)動時后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，貨車值在 1.05～1.20 之間，本設(shè)計取 1.05； j —道路附著系數(shù)，取 0.7； c —彈簧固定點到路面 x 的距離， 本設(shè)計取500 mm ； W0 —鋼板彈簧總截面系數(shù)； h1 —為鋼板彈簧主片厚度。 ζmax=19580? 1.05? 765? （765+0.7? 500）/（1530? 10? 70? 132/6）+19580 ? 1.05? 0.7/70? 13 =597.13MPa＜［ζ］=1000 MPa 2、卷耳強度的校核 s = 3Fx (D + h1 ) + 1 bh2 Fx bh1 式中 Fx —沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力； D —卷耳內(nèi)徑； b —鋼板彈簧寬度； h1 —主片厚度。 卷耳處所受應(yīng)力：ζ=3? 19580? （30+13）/（70? 132）+19580/（70? 13） =235.03MPa＜［ζ］=350 MPa 3、彈簧銷強度的校核 Fs 對于彈簧銷： s z = bd 式中 Fs—滿載靜止時鋼板彈簧端部的載荷； b—卷耳處葉片寬度； d—鋼板彈簧銷直徑。彈簧銷的應(yīng)力： ζz=19580/（70? 30? 2）=4.66MPa＜［ζz］=9 MPa 由計算可知，前懸架彈性元件的設(shè)計是合理的。 4.4 后懸架的設(shè)計與校核 后懸架的設(shè)計與前懸架類似，但后懸架要設(shè)計為主、副簧結(jié)構(gòu)?？蛰d時后懸架的懸上載荷 F0=4000? 0.74? 9.8/2=14504N 滿載時后懸架的懸上載荷 FW=7844? 0.74? 9.8/2=38436N 副簧開始工作時的載荷 Fx=（F0? FW）1/2=23611N λ=Fw/F0=38436/14504=2.65 ca/cm=λ1/2-1=0.63 c1=Fx/fc2=23611/62=381N/mm c2=0.63? c1=0.63? 381=240N/mm 該貨車的總質(zhì)量超過 14t，故取后懸架的鋼板彈簧總片數(shù)為 20，其中主簧 12 片，副簧 8 片，主簧與主片等長的重疊片數(shù)為 3 片，副簧與主片等長的重疊片數(shù)為 2 片。設(shè)主簧主片長為 1785mm；副簧主片長為 1500mm。 f01=f0=F0/c1=4000? 0.74? 9.8/2? 381=38mm f02=0 fk=（Fw? F0）1/2/c1=62mm f2= （Fw-fk? c1）/（c1+c2）=（38436-62? 381）/（381+240）=24mm f1=fc2+f2=62+24=86mm F01= f01? c1=38? 381=14478N F02=0 F1= f1? c1=86? 381=32766N F2=38436-32766=5670N 上式中 f01、f02 分別為空載時主、副簧的靜撓度； f1、f2 分別為滿載時主、副簧的靜撓度。F01、F02 分別為空載時主、副簧的負荷； F1、F2 分別為滿載時主、副簧的負荷。 4.4.1 主簧的設(shè)計與校核 δ1=1.5/（1.04? （1+0.5? n1/n0））=1.5/（1.04? （1+0.5? 3/12））=1.28 J01=（L1-ks）^3? c1? δ/48? E=17853? 381? 1.28/48? 2.06? 105=280505 h1≤12J01/W0=（L1-ks）2? δ? ［ζW1］/6? E? f1 =（1785-0）2? 1.28? 500/6? 2.06? 105? 86=19.18mm 取為 16mm。 b1=12 J01/n? h13=12? 280505/12? 163=68.5mm，取為 70mm `ζ=6? E? h1? Fw/（fc1? δ? （L1-k? S）2? C1） =6? 2.06? 105? 16? 32766/（86? 1.28? （1785-0）2? 381）=4.85 MPa/mm 在許用范圍內(nèi)，故選擇合理。 用作圖法來確定各葉片長度，結(jié)果如下表 4.7 表 4.7 L1=1785mm L2=1785mm L3=1785mm L4=1634mm L5=1466mm L6=1298mm L7=1130mm L8=962mm L9=794mm L10=626mm L11=458mm L12=290mm 計算主簧鋼板彈簧剛度C1 時，數(shù)據(jù)如表 4.8 表 4.8 后懸架主簧作用時剛度計算中的參數(shù)值 k 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 ak+1 （mm） 0 0 75 159 243 327 411 495 579 663 747 892 Yk （10-5） 2.09 1.40 1.05 0.84 0.70 0.60 0.52 0.47 0.42 0.38 0.35 0.35 由計算可得：  C1=370.32MPa H0=（62+15）? （1+122? 3? 1785/2? 17852）=84.71mm 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下曲率半徑 R0=L2/（8H0）=17852/8? 84.71=4701.67mm 表 4.9 主簧各片預(yù)應(yīng)力 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 -80 -60 -40 -20 -10 0 10 20 30 40 50 60 Ri=R0/（1+2? R0? ζ0i/E? hi） 得第 i 片自由曲率見表 4.10： 表 4.10 各片自由曲率 R1=5294.67 R2=5132. R3=4980.58 R4=4837.11 R5=4768.43 R6=4701.67 R7=4636.76 R8=4573.61 R9=4512.16 R10=4452.34 R11=4394.08 R12=4337.33 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 R0 為 n ? Li n R 1 = i=1 Ri 0 ? Li i=1 式中，Li 為第 i 片的長度。 解得 R0=5167.99mm H≈L2/（8R0）=77.07mm， 與 84.71mm 接近，所以選用的預(yù)應(yīng)力合理。 后懸架主簧強度的驗算： 1、板簧強度的校核 ζmax=32766? 1.05? 892? （892+0.7? 500）/（1785? 12? 70? 162/6）+32766 ? 1.05? 0.7/70? 16 =617.29MPa＜［ζ］=1000 MPa 2、卷耳強度的校核 卷耳處所受應(yīng)力：ζ=3? 32766? （30+16）/（70? 162）+32766/（70? 16） =281.58MPa＜［ζ］=350 MPa 3、彈簧銷強度的校核 彈簧銷的應(yīng)力： ζz=32766（70? 30? 2）=7.80MPa＜［ζz］=9 MPa 由計算可知，后懸架主簧的設(shè)計是合理的。 4.4.2 副簧的設(shè)計與校核 δ=1.5/（1.04? （1+0.5? n1/n0））=1.5/（1.04? （1+0.5? 2/8））=1.28 J02=（L2-ks）^3? c2? δ/48? E=15003? 240? 1.28/48? 2.06? 105=104854 h2≤12J0/W0=（L2-ks）2? δ? ［ζW2］/6? E? f2 =（1500-0）2? 1.28? 220/6? 2.06? 105? 24=21.35mm 取為 13mm。 b2=12 J02/n? h23=8? 104854/8? 133=71.5mm，取為 70mm `ζ=6? E? h2? Fw2/（fc2? δ? （L2-k? S）2? C2） =6? 2.06? 105? 13? 5670/（24? 1.28? （1500-0）2? 240）=5.49 MPa/mm 在許用范圍內(nèi)，故選擇合理。 用作圖法來確定各葉片長度，結(jié)果如下表 4.11 表 4.11 L1=1500mm L2=1500mm L3=1322mm L4=1122mm L5=922mm L6=722mm L7=522mm L8=322mm 計算副簧鋼板彈簧剛度C2 時，數(shù)據(jù)如表 4.12 表 4.12 后懸架副簧作用時剛度計算中的參數(shù)值 k 1 2 3 4 5 6 7 8 ak+1 （mm） 0 89 189 289 389 489 589 661 Yk （10-5） 3.90 2.60 1.95 1.56 1.30 1.11 0.98 0.98 由計算可得：  C2=307.44MPa H0=（62+15）? （1+122? 3? 1500/2? 15002）=86.14mm 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下曲率半徑 R0=L2/（8H0）=15002/8? 86.14=3265.06mm 表 4.13 副簧各片預(yù)應(yīng)力 1 2 3 4 5 6 7 8 -80 -60 -40 -20 0 20 40 60 Ri=R0/（1+2? R0? ζ0i/E? hi） 得第 i 片自由曲率見表 4.14： 表 4.14 各片自由曲率 R1=3611.79 R2=2518.38 R3=3429.68 R4=3345.35 R5=3265.06 R6=3188.54 R7=3115.52 R8=3045.76 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 R0 為 n ? Li n R 1 = i=1 Ri 0 ? Li i=1 式中，Li 為第 i 片的長度。 解得 R0=3249.49mm H≈L2/（8R0）=86.55mm， 與 86.14mm 接近，所以選用的預(yù)應(yīng)力合理。 后懸架副簧強度的驗算： 1、板簧強度的校核 ζmax=5760? 1.05? 750?（750+0.7? 500）（/ ? 0.7/70? 13 =215.54MPa＜［ζ］=1000 MPa 2、卷耳強度的校核 1500? 8? 70? 132/6）+5760? 1.05 卷耳處所受應(yīng)力：ζ=3? 5760? （30+13）/（70? 132）+5760/（70? 13） =69.14MPa＜［ζ］=350 MPa 3、彈簧銷強度的校核 彈簧銷的應(yīng)力： ζz=5760/（70? 30? 2）=1.37MPa＜［ζz］=9 MPa 由計算可知，后懸架副簧的設(shè)計是合理的。 通過計算和剛度強度校核可知，本次重型卡車的后懸架設(shè)計是合理的。 本設(shè)計鋼板彈簧的材料選用用 60Si2Mn 鋼。采用表面噴丸處理，降低表面脫碳層深度，提高鋼板彈簧的使用壽命。應(yīng)力噴丸處理可使鋼板彈簧表面的殘余應(yīng) 力變得更大，因此本文對已經(jīng)設(shè)計好的鋼板彈簧均采用應(yīng)力噴丸處理方式。 至此，整個載貨車的前、后懸架彈性元件部分設(shè)計完畢。 第 5 章 減振器的設(shè)計計算 5、減振器的設(shè)計計算 5.1 簡介 要想使汽車行駛流暢，光有彈性元件的懸架肯定不夠，還需要在懸架上安裝 阻尼機構(gòu)，也就是人們常說的減振器。回顧歷史，我們可以清楚地看到減振器的 發(fā)展史，從一開始僅有葉片彈簧，到彈簧與橡膠組合使用，接著到了 1930 年的搖臂式減振器，再到現(xiàn)如今的筒式減振器。減振器的減振效果越來越好，直接推 進汽車行業(yè)的進步。 在實際生活中，液力減振器應(yīng)用最廣。這種減振器的作用原理是：當車體與 車輪發(fā)生振動時，液體在減振器中的摩擦與自身的粘性摩擦共同產(chǎn)生振動阻力。 這樣，產(chǎn)生的振動能量不斷地朝向熱能轉(zhuǎn)化，并釋放至空氣中，就可以很快地減 小振動。如果能量消耗僅存在壓縮沖程或拉伸沖程中，我們把它叫做單向減振器。 如果能量消耗在壓縮沖程或拉伸沖程中均存在，則稱為雙向式減振器。后者被廣 泛使用，因為它比前者具有更加優(yōu)越的減振性能。 減振器也有不同的結(jié)構(gòu)。我們把它分為兩類： 1、搖臂式減振器 優(yōu)點：1）、工作穩(wěn)定； 2） 、可靠性好； 3） 、能在高壓環(huán)境工作。缺點：1）、受溫度影響大。 2、筒式減振器 優(yōu)點：1）、質(zhì)量較小； 2） 、工作可靠； 3） 、適宜大量生產(chǎn)。 根據(jù)以上特點的比對，發(fā)現(xiàn)筒式的更加符合使用要求，所以現(xiàn)在以筒式減振 器居多。 筒式減振器又分為 3 類： 1） 、雙筒式結(jié)構(gòu)； 2） 、單筒式結(jié)構(gòu)； 3） 、充氣筒式等結(jié)構(gòu)。 當下，第一種是應(yīng)用得最普遍的減振器。 減振器與彈性元件并聯(lián)，具有很強的緩沖性能，車輛行駛更加平穩(wěn)。上述安 裝方式既要求減振器快速減振，又要求彈性元件充分發(fā)揮作用，并且將阻尼力限 制在一個區(qū)間之中。 減振器設(shè)計注意兩點即可： 1） 、保證汽車行駛平順； 2） 、使用壽命長。 5.2 相對阻尼系數(shù)ψ 的選擇 在由懸上質(zhì)量-懸架組成的單自由度振動系統(tǒng)中采用了具有線性阻尼特性的 減振器。則該系統(tǒng)作自由衰減振動時，振動衰減的速度取決于相對阻尼系數(shù) ψ。ψ 的公式為 ψ=δ/（2? （c? ms）1/2） 式中，c 為懸架系統(tǒng)的垂直剛度；ms 為簧上質(zhì)量。 上述公式說明了一個問題：同樣的減振器與不一樣的懸架系統(tǒng)組裝時，它的 產(chǎn)生的作用因懸架而異，主要和懸架系統(tǒng)的 c 和 ms 有關(guān)。振動衰減的速度與相對阻尼系數(shù)的值是成負相關(guān)的，而車身所承受的路面沖擊力卻與相對阻尼系數(shù)的 值成正相關(guān)的。在實際使用過程中，常把壓縮行程時的相對阻尼系數(shù) ψY 選得小于伸張行程時的相對阻尼系數(shù) ψS，這樣不僅使汽車在路面上更加平穩(wěn)地行駛， 而且降低了車身本身所承受沖擊力，直接影響到車輛的使用壽命。通過查閱參考 文獻《汽車設(shè)計》210 頁可知，一般取ψY=（0.25～0.50）ψS。 首先選取ψ 的平均值，這一步尤為重要，下面的設(shè)計步驟均是基于此步驟。所以下面總結(jié)了不同類型懸架的相對阻尼系數(shù)的平均值：針對沒有內(nèi)摩擦的螺旋 彈簧懸架，取ψ=0.25～0.35；針對有內(nèi)摩擦的懸架，相對阻尼系數(shù)值取小些（因 為板簧本身也有阻尼，由干摩擦造成）。針對在較差路況下行駛的汽車（如越野車），當然減振要求也高，所以取較大的 ψ 值，一般取 ψS＞0.3；為防止懸架與車架相互撞擊，也應(yīng)該加大相對阻尼系數(shù)的取值，可取ψY=0.5ψS。 本設(shè)計，前懸架ψ=0.13，其中ψS=0.174，ψY=0.086，ψY=0.49ψS。 本設(shè)計，后懸架ψ=0.15，其中ψS=0.210，ψY=0.090，ψY=0.43ψS。 5.3 減振器阻尼系數(shù)δ 的選擇 減振器阻尼系數(shù) δ=2? ψ? （c? ms）1/2。根據(jù) ω=（c/ms）1/2，可計算得 δ=2? ψ? ms? ω。事實上，減振器的 δ 應(yīng)根據(jù)它自身的特性來確定。當安裝位置如圖 5.1 所示時，其阻尼系數(shù)可由公式計算得到。 圖 5.1 減振器安裝位置圖 δ=2? ψ? ms? ω? n2/（a? cosα）2 式中，α 為為減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。 因此，前懸架δ1=2? 1998? 1.8? 0.13? 1.52/ （cos15°）2=2178.1 后懸架δ2=2? 3922? 2.0? 0.15? 1.52/ （cos15°）2=5481.5 5.4 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。［6］ vx=A? ω? a? cosα/n 式中，vx 為卸載速度一般為 0.15～0.30m/s； A 為車身振幅,取動撓度和靜撓度之和； ω 為懸架振動固有頻率。 如已知伸張行程時的阻尼系數(shù) δS，在伸張行程的最大卸荷力F0=δS? vx 前懸架：vx=（76+80）? 1.8? 10-3? 1? cos15°/1.5=0.181m/s F0=2178.1? 0.181=394.2N 后懸架：vx=（62+80）? 2.0? 10-3? 1? cos15°/1.5=0.183m/s F0=5481.5? 0.183=1003.1N 5.5 筒式減振器工作缸直徑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 D=（4? F0/π? ［p］? （1-λ2））1/2 式中，［p］為工作缸最大允許應(yīng)力，取 3～4MPa； λ 為連桿直徑與缸筒直徑之比；本設(shè)計取 0.4。 減振器的工作缸直徑 D 有很多國標規(guī)定的數(shù)值，如 20 毫米，30 毫米，40 毫米等等。到時候應(yīng)該根據(jù)所計算出的結(jié)果再配合標準時進行選擇。 貯油筒直徑Dc=（1.35～1.50）D，壁厚取為 2mm，材料可選 20 鋼。［6］ 前懸架：D1=（4? 394.2/π? 3.5? （1-0.42））1/2=13.069mm，取為 20mm。 Dc=1.4D1=1.4? 20