商用汽車前懸架設(shè)計(jì)

商用汽車前懸架設(shè)計(jì),商用,汽車,懸架,設(shè)計(jì) 本科課程設(shè)計(jì)說明書 懸架設(shè)計(jì) 學(xué) 院 機(jī)械與汽車工程學(xué)院 專 業(yè) 車輛工程 學(xué)生姓名 陳成峰 學(xué)生學(xué)號 201030081193 指導(dǎo)教師 提交日期 2012年 7 月 日 《車輛工程專業(yè)課程設(shè)計(jì)》設(shè)計(jì)任務(wù)書 機(jī)械與汽車學(xué)院 班級：車輛二班 姓名：陳成峰 一．設(shè)計(jì)任務(wù)：商用汽車前懸架設(shè)計(jì) 二．基本參數(shù)：協(xié)助同組總體設(shè)計(jì)同學(xué)完成車輛性能計(jì)算后確定 三．設(shè)計(jì)內(nèi)容 主要進(jìn)行懸架設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)的內(nèi)容包括： 1．查閱資料、調(diào)查研究、制定設(shè)計(jì)原則 2．根據(jù)給定的設(shè)計(jì)參數(shù)(發(fā)動機(jī)最大力矩，驅(qū)動輪類型與規(guī)格，汽車總質(zhì)量和使用工況，前后軸荷，前后簧上質(zhì)量，軸距，制動時(shí)前軸軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，驅(qū)動時(shí)后軸軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù))，選擇懸架的布置方案及零部件方案，設(shè)計(jì)出一套完整的前懸架，設(shè)計(jì)過程中要進(jìn)行必要的計(jì)算。 3．懸架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和主要技術(shù)參數(shù)的確定 （1）前懸架主要性能參數(shù)的確定 （2）鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 （3）鋼板彈簧剛度與強(qiáng)度驗(yàn)算 （4）減振器主要參數(shù)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 四．設(shè)計(jì)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(dá)清楚各部件之間的裝配關(guān)系，標(biāo)注出總體尺寸，配合關(guān)系及其它需要標(biāo)注的尺寸，在技術(shù)要求部分應(yīng)寫出總成的調(diào)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(dá)清楚、尺寸標(biāo)注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技術(shù)要求應(yīng)標(biāo)明對零件毛胚的要求，材料的熱處理方法、標(biāo)明處理方法及其它特殊要求。 3．編寫設(shè)計(jì)說明書。 五．設(shè)計(jì)進(jìn)度與時(shí)間安排 本課程設(shè)計(jì)為2周 １．明確任務(wù)，分析有關(guān)原始資料，復(fù)習(xí)有關(guān)講課內(nèi)容及熟悉參考資料0.5周。 ２．設(shè)計(jì)計(jì)算 0.5周 ３．繪圖 0.5周 ４．編寫說明書、答辯 0.5周 六、主要參考文獻(xiàn) 1．成大先 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊（第三版） 2．汽車工程手冊???? 機(jī)械工業(yè)出版社 3．陳家瑞 汽車構(gòu)造（下冊） 人民交通出版社 4．王望予 汽車設(shè)計(jì)?????機(jī)械工業(yè)出版社 5．余志生 汽車?yán)碚???? 機(jī)械工業(yè)出版社 七．注意事項(xiàng) （1）為保證設(shè)計(jì)進(jìn)度及質(zhì)量，設(shè)計(jì)方案的確定、設(shè)計(jì)計(jì)算的結(jié)果等必須取得指導(dǎo)教師的認(rèn)可，尤其在繪制總成裝配圖前，設(shè)計(jì)方案應(yīng)由指導(dǎo)教師審閱。圖面要清晰干凈；尺寸標(biāo)注正確。 （2）編寫設(shè)計(jì)說明書時(shí)，必須條理清楚，語言通達(dá)，圖表、公式及其標(biāo)注要清晰明確，對重點(diǎn)部分，應(yīng)有分析論證，要能反應(yīng)出學(xué)生獨(dú)立工作和解決問題的能力。 （3）獨(dú)立完成圖紙的設(shè)計(jì)和設(shè)計(jì)說明書的編寫，若發(fā)現(xiàn)抄襲或雷同按不及格處理。 八．成績評定 出勤情況（20%） 設(shè)計(jì)方案與性能計(jì)算（40%） 圖紙質(zhì)量（20%） 說明書質(zhì)量（20%） 評 語 總 成 績 指導(dǎo)教師 注意：此任務(wù)書要妥善保管，最后要裝訂在設(shè)計(jì)說明書的第一頁。 目錄 第一部分 載貨汽車前懸架設(shè)計(jì) 一、設(shè)計(jì)的主要數(shù)據(jù) 6 二、懸架主要參數(shù)的確定 6 （1） 懸架的靜撓度 6 （2） 懸架的動撓度 7 （3） 懸架的彈性特性 7 （4） 懸架剛度 7 三、彈性元件的設(shè)計(jì) 7 （1） 鋼板彈簧的布置方案選擇 7 （2） 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 7 ①滿載弧高 8 ②鋼板彈簧長度L的確定 8 ③鋼板彈簧斷面尺寸的確定 8 ④鋼板彈簧各片長度的確定 10 （3） 鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算 10 （4） 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)算 11 ①鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高 11 ②鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定 12 ③鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 12 （5） 鋼板彈簧總成弧高的核算 13 四、鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 14 第二部分 減振器設(shè)計(jì) 一、減振器的分類 16 二、減振器的相對阻尼系數(shù) 16 三、阻尼系數(shù)的確定 18 四、最大卸荷力的確定 19 五、減振器工作缸直徑D的確定 19 第一部分 載貨汽車前懸架設(shè)計(jì) 一、設(shè)計(jì)的主要數(shù)據(jù) 載質(zhì)量：4000kg 整備量：3140kg 空車：前軸負(fù)荷：16001.44N 后軸負(fù)荷：14770.56N 滿載：前軸負(fù)荷：22391.04N 后軸負(fù)荷：47580.96N 尺寸：軸距：4000mm 二、懸架主要參數(shù)的確定 （1）懸架的靜撓度 懸架的靜擾度 是指汽車滿載靜止時(shí)懸架上的載荷f與此時(shí)懸架剛度c 之比，即 貨車的懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一。因汽車的質(zhì)量分配系數(shù)近似等于1，因此貨車車軸上方車身兩點(diǎn)的振動不存在聯(lián)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(zhì)量（kg） 又靜撓度可表示為： g：重力加速度（10N/kg）,代入上式得到： n=5/ 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?yàn)椴煌钠噷ζ巾樞缘囊蟛幌嗤?，貨車的前懸架要求?.50～2.10hz之間，因?yàn)樨涇囍饕暂d貨為主，所以選取頻率為：1.80Hz.。 （2） 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(jié)構(gòu)容許的最大變形時(shí)，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6～9cm.。本設(shè)計(jì)選擇： （3） 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(shí)簧上質(zhì)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。 （4） 懸架剛度 單個(gè)鋼板彈簧滿載載荷： = n=1.80Hz , m=985.4kg,代入公式： n= 可得 c=125.91N/mm 三、彈性元件的設(shè)計(jì) （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。 （2）鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 已知滿載靜止時(shí)負(fù)荷=2284.8kg?；上虏糠趾芍兀纱丝捎?jì)算出單個(gè)鋼板彈簧的載荷： = 由前面選定的參數(shù)知： 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(shí)鋼板彈簧主片上表面與兩端連線間的高度差。常取=10～20mm.在此?。? ② 鋼板彈簧長度L的確定： A．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=(0.40～0.55)軸距；貨車前懸架：L=(0.26～0.35)軸距，后懸架：L=(0.35～0.45)軸距。 B．鋼板彈簧長度的初步選定： 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)L = 0.30軸距，并結(jié)合國內(nèi)外貨車資料，初步選定主片的長度為1200mm. ③ 鋼板彈簧斷面尺寸的確定： A.鋼板彈簧斷面寬度b的確定： 有關(guān)鋼板彈簧的剛度，強(qiáng)度可按等截面的簡支梁計(jì)算，引入撓度增大系數(shù)加以修正。因此，可根據(jù)修正后的簡支梁公式計(jì)算鋼板彈簧所需的總慣性距。對于對稱式鋼板彈簧 式中： S——U形螺栓中心距（mm） k——U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(shù)。 撓度增大系數(shù)的確定： 先確定與主片等長的重疊片數(shù)，再估計(jì)一個(gè)總片數(shù)，求得，然后=1.5/，初定。 對于主簧： L=1200mm k=0.5 S=200mm =2 =14 =1.5/=1.5/=1.35 E=2.1N/ 將上述數(shù)據(jù)代入以上公式得 計(jì)算主簧總截面系數(shù)： 式中為許用彎曲應(yīng)力,取=450 N/ =9656.92N L=1200mm k=0.5 S=200mm 將上面數(shù)據(jù)代入公式，得： 5901.45 再計(jì)算主簧平均厚度： 10.37mm 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6～10范圍內(nèi)選取，取 b = 80mm B.鋼板彈簧片厚h的選取: 解得h=6.90 取h=7mm 本設(shè)計(jì)采用等厚片，片厚為7mm。 通過查手冊可得鋼板截面尺寸b和h符合國產(chǎn)型材規(guī)格尺寸。 C.鋼板斷截面形狀的選擇： 本設(shè)計(jì)選取矩形截面。 D.鋼板彈簧片數(shù)的選擇： 片數(shù)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(shù)少了將使鋼板彈簧與等強(qiáng)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(shù)在6～14片之間選取，重型貨車可達(dá)20片。用變截面少片彈簧時(shí)，片數(shù)在1～4選取。 根據(jù)貨車的載荷并結(jié)合國內(nèi)外資料初步選取本貨車的片數(shù)為14片。 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(biāo)繪制在圖上，再沿橫坐標(biāo)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(diǎn)，連接A，B兩點(diǎn)就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片的長度。如果存在與主片等長的重疊片，就從B點(diǎn)到最后一個(gè)重疊片的上側(cè)邊斷點(diǎn)連一直線，此直線與各片上側(cè)邊的交點(diǎn)即為各片長度。各片實(shí)，際長度尺寸需經(jīng)圓整后確定。 各片鋼板的長度如表： 序號 1 2 3 4 5 6 7 長度（mm） 1200 1200 1058 986 915 843 772 序號 8 9 10 11 12 13 14 長度（mm） 700 629 558 486 415 343 272 （3） 鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算 在此之前，有關(guān)撓度增大系數(shù)，總慣性矩，片長和葉片端部的形狀都不夠準(zhǔn)確，所以有必要驗(yàn)算剛度。用共同曲率法計(jì)算剛度，剛度的驗(yàn)算公式為： C= 其中， ； ；。 式中，a為經(jīng)驗(yàn)修正系數(shù)，取0.90～0.94，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。 K 1 2 3 4 5 6 7 （mm） 0 71 107 142.5 178.5 214 250 （mm） -50 21 57 92.5 128.5 164 200 K 8 9 10 11 12 13 （mm） 285.5 321 357 392.5 428.5 464 （mm） 235.5 271 307 342.5 378.5 414 由公式(mm-4)，得： Y1=4.37×10-4 Y2=2.19×10-4 Y3=1.46×10-4 Y4=1.09×10-4 Y5=0.87×10-4 Y6=0.73×10-4 Y7=0.62×10-4 Y8=0.55×10-4 Y9=0.49×10-4 Y10=0.44×10-4 Y11=0.40×10-5 Y12=0.36×10-4 Y13=0.34×10-4 Y14=0.31×10-4 將上述數(shù)據(jù)代入公式，得總成自由剛度： =741.13N/mm 將上述數(shù)據(jù)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 =1268.55N/mm 與設(shè)計(jì)值相差不大，基本滿足主簧剛度要求。 （4） 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計(jì)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(jì)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。 重新校核后， c=125.91N/mm 由：= 則=128.46mm ②鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑的確定： 總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑：=1401.21mm. 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）。在已知和各片彈簧的預(yù)應(yīng)力的條件下，可以用式計(jì)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(yù)應(yīng)力值應(yīng)不宜選取過大；推薦主片在根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊和后的合成應(yīng)力應(yīng)在300～350N/內(nèi)選取。1～4片長片疊加負(fù)的預(yù)應(yīng)力，短片疊加正的預(yù)應(yīng)力。預(yù)應(yīng)力從長片由負(fù)值逐漸遞增為正值。 在確定各片預(yù)應(yīng)力時(shí)，理論上應(yīng)滿足各片彈簧在根部處的預(yù)應(yīng)力所造成的彎矩： 或 下面分別計(jì)算主簧和副簧的各片在自由狀態(tài)下曲率半徑的確定： E= N/ =7mm 然后用上述公式計(jì)算主簧各片在自由狀態(tài)下曲率半徑，結(jié)果見下表： 各片在自由狀態(tài)下曲率半徑： i 1 2 3 4 5 6 7 Ri（mm） 1416.3 1413.6 1410.9 1408.2 1405.5 1401.2 1399.9 i 8 9 10 11 12 13 14 Ri（mm） 1398.6 1397.2 1395.9 1394.6 1393.2 1391.9 1390.6 （5）鋼板彈簧總成弧高的核算 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 1/= 式中，第i片長度。 鋼板彈簧的總成弧高為 H 上式計(jì)算的結(jié)果應(yīng)與計(jì)算的設(shè)計(jì)結(jié)果相近。如果相差太多，可重新選擇各片預(yù)應(yīng)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=128.17mm。 原設(shè)計(jì)值為H0=128.46mm，相差不大，符合要求。 四、鋼板彈簧強(qiáng)度驗(yàn)算 （1）緊急制動時(shí)，前鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的后半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力用下式計(jì)算： = = 325.2MPa<1000Mpa 式中，為作用在前輪上的垂直載荷；為制動時(shí)前軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，轎車：=1.2~1.4，貨車：1.4~1.6；、為鋼板彈簧前后段長度；為道路附著系數(shù)，取0.8；為鋼板彈簧總截面系數(shù)；c為彈簧固定點(diǎn)到路面的距離。 符合強(qiáng)度要求。 （2）鋼板彈簧卷耳和彈簧銷的強(qiáng)度核算。 ①鋼板彈簧主片應(yīng)力σ是由彎曲應(yīng)力和拉（壓）應(yīng)力合成，即： 其中 為沿彈簧縱向作用力在主片中心線上的力； 為主片卷耳厚度；D為卷耳內(nèi)徑；b為鋼板彈簧寬度。許用應(yīng)力[σ]取為350MPa。代入上式得： =134.8 MPa < [] = 350MPa 主片卷耳符合強(qiáng)度要求。 ②對鋼板彈簧銷要驗(yàn)算鋼板彈簧受靜載荷時(shí)鋼板彈簧銷受到的擠壓應(yīng)力 其中，為滿載靜止時(shí)鋼板彈簧端部的載荷，b為主片葉片寬；d為鋼板彈簧銷直徑。用20鋼或20Cr鋼經(jīng)滲碳處理或用45鋼經(jīng)高頻淬火后，其[]≤7~9 N/mm。 = 彈簧銷滿足強(qiáng)度要求。 第二部分 減振器設(shè)計(jì) 一、減振器的分類 懸架中用得最多的減振器是內(nèi)部充有液體的液力式減振器。汽車車身和車輪振動時(shí)，減振器內(nèi)的液體在流經(jīng)阻尼孔時(shí)的摩擦和液體的粘性摩擦形成了振動阻力，將振動能量轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮埽⑸l(fā)到周圍空氣中去，達(dá)到迅速衰減振動的目的。如果能量的耗散僅僅是在壓縮行程或者是在伸張行程進(jìn)行，則把這種減振器稱之為單向作用式減振器，反之稱之為雙向作用式減振器。后者因減振作用比前者好而得到廣泛應(yīng)用。 根據(jù)結(jié)構(gòu)形式不同，減振器分為搖臂式和筒式兩種。雖然搖臂式減振器能夠在比較大的工作壓力(10~20MPa)條件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨損和工作溫度變化的影響大而遭淘汰。筒式減振器工作壓力雖然僅為2.5～5MPa，但是因?yàn)楣ぷ餍阅芊€(wěn)定而在現(xiàn)代汽車上得到廣泛應(yīng)用。筒式減振器又分為單筒式、雙筒式和充氣筒式三種。雙筒充氣液力減振器具有工作性能穩(wěn)定、干摩擦阻力小、噪聲低、總長度短等優(yōu)點(diǎn)，在轎車上得到越來越多的應(yīng)用。 設(shè)計(jì)減振器時(shí)應(yīng)當(dāng)滿足的基本要求是，在使用期間保證汽車行駛平順性的性能穩(wěn)定。 二、減振器的相對阻尼系數(shù)ψ 減振器在卸荷閥打開前，減振器中的阻力F與減振器振動速度之間有如下關(guān)系 式中，為減振器阻尼系數(shù)。 減振器的特性 a) 阻力一位移特性 b)阻力一速度特性 圖示出減振器的阻力－速度特性圖。該圖具有如下特點(diǎn)：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(shù)，所以減振器有四個(gè)阻尼系數(shù)。在沒有特別指明時(shí)，減振器的阻尼系數(shù)是指卸荷閥開啟前的阻尼系數(shù)而言。通常壓縮行程的阻尼系數(shù)與伸張行程的阻尼系數(shù)不等。 汽車懸架有阻尼后，簧上質(zhì)量的振動是周期衰減振動，用相對阻尼系數(shù)的大小來評定衰減的快慢速度。的表達(dá)式為： 式中：—為懸架系統(tǒng)的垂直剛度； —為簧上質(zhì)量； —為阻尼系數(shù)。 上式表明，相對系數(shù)的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度和不同簧上質(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配時(shí)，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。值大，振動能迅速衰減，同時(shí)又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時(shí)的相對阻尼系數(shù)取的小些，伸張行程的相對阻尼系數(shù)取得大些。兩者之間保持的關(guān)系。 設(shè)計(jì)時(shí)，先選取與的平均值 。相對無摩擦的彈性元件懸架，取 =0.25～0.35；對有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架， 值取的小些。為避免懸架碰撞車駕，取 。 取 =0.3，則有： 計(jì)算得：伸張行程的相對阻尼系數(shù)=0.4 壓縮行程的相對阻尼系數(shù)=0.2 三、阻尼系數(shù)的確定 減振器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率，所以理論上。實(shí)際上，應(yīng)該根據(jù)減振器的布置特點(diǎn)確定減振器的阻尼系數(shù)。 式中，為相對阻尼系數(shù)；為簧上質(zhì)量；懸架系統(tǒng)固有振動頻率；為減震器軸線與鉛垂線之間的夾角。 計(jì)算可得，前懸 = 2×0.3×985.4×11.3/cos2100 = 6888.73 四、最大卸荷力的確定 為減小傳到車身上的沖擊力，當(dāng)減振器活塞振動速度達(dá)到一定值時(shí)，減振器打開卸荷閥。此時(shí)的活塞速度稱為卸荷速度，一般為0.15～0.30m/s,取0.2m/s。 已知伸張行程時(shí)的阻尼系數(shù)，在伸張行程的最大卸荷力是： 前懸 =6888.73×0.2 = 1377.75N 五、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計(jì)算工作缸直徑D為： 式中：[p]為工作缸最大允許壓力，取3～4MPa，取[p]=3.5MPa，為連桿直徑與缸筒直徑之比，單筒式減振器取=0.30～0.35，取為0.3。 前懸工作缸直徑 =23.47mm 參考標(biāo)準(zhǔn) 所以前懸選擇工作缸直徑D=30mm 的減振器，對照表格選擇其長度： 活塞形程S=250mm，基長L=120mm，則： Lmin=L+S =120+250 =370mm（壓縮到底的長度） Lmax= L+S= 370 +250 =620mm （拉足的長度） 取貯油缸直徑Dc = 44mm ，壁厚取2mm 。 22