商用汽車前懸架設計2（課程設計）

商用汽車前懸架設計2（課程設計）,商用,汽車,懸架,設計,課程設計 本科課程設計說明書 題目：汽車前懸架設計 學 院 機械與汽車工程學院 專 業(yè) 車輛工程 學生姓名 周秀超 學生學號 200930082330 指導教師 童偉 提交日期 2012 年 7 月 日 《車輛工程專業(yè)課程設計》設計任務書 機械與汽車學院 班級 姓名 一．設計任務：商用汽車前懸架設計 二．基本參數(shù)：協(xié)助同組總體設計同學完成車輛性能計算后確定 三．設計內(nèi)容 主要進行懸架設計，設計的內(nèi)容包括： 1．查閱資料、調(diào)查研究、制定設計原則 2．根據(jù)給定的設計參數(shù)(發(fā)動機最大力矩，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，制動時前軸軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，驅(qū)動時后軸軸荷轉(zhuǎn)移系數(shù))，選擇懸架的布置方案及零部件方案，設計出一套完整的前懸架，設計過程中要進行必要的計算。 3．懸架結構設計和主要技術參數(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）鋼板彈簧剛度與強度驗算 （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．設計要求 1．鋼板彈簧總成的裝配圖，1號圖紙一張。 裝配圖要求表達清楚各部件之間的裝配關系，標注出總體尺寸，配合關系及其它需要標注的尺寸，在技術要求部分應寫出總成的調(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。 要求零件形狀表達清楚、尺寸標注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技術要求應標明對零件毛胚的要求，材料的熱處理方法、標明處理方法及其它特殊要求。 3．編寫設計說明書。 五．設計進度與時間安排 本課程設計為2周 １．明確任務，分析有關原始資料，復習有關講課內(nèi)容及熟悉參考資料0.5周。 ２．設計計算 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 1．成大先 機械設計手冊（第三版） 2．汽車工程手冊???? 機械工業(yè)出版社 3．陳家瑞 汽車構造（下冊） 人民交通出版社 4．王望予 汽車設計?????機械工業(yè)出版社 5．余志生 汽車理論???? 機械工業(yè)出版社 七．注意事項 （1）為保證設計進度及質(zhì)量，設計方案的確定、設計計算的結果等必須取得指導教師的認可，尤其在繪制總成裝配圖前，設計方案應由指導教師審閱。圖面要清晰干凈；尺寸標注正確。 （2）編寫設計說明書時，必須條理清楚，語言通達，圖表、公式及其標注要清晰明確，對重點部分，應有分析論證，要能反應出學生獨立工作和解決問題的能力。 （3）獨立完成圖紙的設計和設計說明書的編寫，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%） 設計方案與性能計算（40%） 圖紙質(zhì)量（20%） 說明書質(zhì)量（20%） 評 語 總 成 績 指導教師 注意：此任務書要妥善保管，最后要裝訂在設計說明書的第一頁。  一、設計的主要數(shù)據(jù) 4 二、懸架主要參數(shù)的確定 4 1.1 懸架的靜撓度 4 1.2 懸架的動撓度 4 1.3 懸架的彈性特性 4 1.4 懸架剛度 4 三、彈性元件的設計 5 3.1 鋼板彈簧的布置方案選擇 5 3.2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 5 3.3 鋼板彈簧剛度的驗算 7 3.4 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 8 3.5 鋼板彈簧總成弧高的核算 10 四、鋼板彈簧強度驗算 10 五、鋼板彈簧主片的強度的核算 10 六、鋼板彈簧彈簧銷的強度的核算 10 七、減震器的設計 10 7.1減振器的設計參數(shù) 10 7.2減振器的外特性 11 7.3懸架靜撓度fc 的計算 12 7.4相對阻尼系數(shù)ψ 13 7.5阻尼系數(shù)的確定 13 7.6最大卸荷力的確定 13 7.7減振器工作缸直徑D的確定 14 參考文獻 15  一、設計的主要數(shù)據(jù) 載質(zhì)量：6000kg 整備量：4440kg 空車時：前軸負荷：2313.24N 滿載時：前軸負荷：35078N 尺 寸： 軸 距：5500mm 二、懸架主要參數(shù)的確定 1.1 懸架的靜撓度 懸架的靜擾度 是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷f與此時懸架剛度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=15.76/ n: 1.9 hz : 77mm 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。 又因為不同的汽車對平順性的要求不相同，貨車的前懸架要求在1.50～2.10hz之間，因為貨車主要以載貨為主，所以選取頻率為：1.9hz.。 1.2 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構容許的最大變形時，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7～9cm.。本設計選擇： fd=65mm 1.3 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。 1.4 懸架剛度 單個鋼板彈簧滿載載荷： Fw=G1-Gu22g=3507.84-4442×10=15319.2N n=1.9hz , m=1531.92kg,代入公式： n= 可得 C=2138.6N/cm 三、彈性元件的設計 3.1 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。 3.2 鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 已知滿載靜止時負荷=3445.2kg?；上虏糠趾芍谿u1=444kg，由此可計算出單個鋼板彈簧的載荷： Fw=G1-Gu22g=3507.84-4442×10=15319.2N。 由前面選定的參數(shù)知： 滿載弧高 ： 滿載弧高是指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時鋼板彈簧主片上表面與兩端連線間的高度差。常取=10～20mm.在此取： 鋼板彈簧長度L的確定： （1） 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。 （2） 鋼板彈簧長度的初步選定： 根據(jù)經(jīng)驗L = 0.26軸距，并結合國內(nèi)外貨車資料，初步選定主片的長度為1430mm. 鋼板彈簧斷面尺寸的確定： （1） 鋼板彈簧斷面寬度b的確定： 有關鋼板彈簧的剛度，強度可按等截面的簡支梁計算，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)，再估計一個總片數(shù)，求得，然后=1.5/，初定。 對于主簧： L=1430mm k=0.5 S=200mm =1 =11 η=1/11 =1.5/=1.5/[1.04(1+0.5*111]=1.38 E=2.1N/ 將上述數(shù)據(jù)代入以上公式得 =37.3×103 計算主簧總截面系數(shù)： 式中為許用彎曲應力。的選?。呵盎蔀?50～450N/。 ==11665N L=1430mm k=0.5 S=200mm =450 N/. 將上面數(shù)據(jù)代入公式，得： =11087.7 再計算主簧平均厚度： =6.7mm 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。 b = 60mm （2）鋼板彈簧片厚h的選取: h=8.8=9mm 本設計采用等厚片，片厚為9mm。 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。 （3）鋼板斷截面形狀的選擇： 本設計選取矩形截面。 （4） 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20片。用變截面少片彈簧時，片數(shù)在1～4選取。 根據(jù)貨車的載荷并結合國內(nèi)外資料初步選取本貨車的片數(shù)為11片。 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繪制在圖上，再沿橫坐標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，連接A，B兩點就得到三角形的鋼板彈簧展開圖。AB線與各片上側(cè)邊的交點即為各片的長度。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上側(cè)邊斷點連一直線，此直線與各片上側(cè)邊的交點即為各片長度。各片實，際長度尺寸需經(jīng)圓整后確定。由圖2確定各片長度： 圖2 確定各片長度圖 各片鋼板的長度如表1： 序號 1 2 3 4 5 6 長度（mm） 1430 1307 1184 1061 938 815 序號 7 8 9 10 11 長度（mm） 692 569 446 323 200 3.3 鋼板彈簧剛度的驗算 在此之前，有關撓度增大系數(shù)，總慣性矩，片長和葉片端部的形狀都不夠準確，所以有必要驗算剛度。用共同曲率法計算剛度，剛度的驗算公式為： C= 其中， ； ；。 式中，a為經(jīng)驗修正系數(shù)，取0.90～0.94，取0.9，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 ak+1=l1-lk+1(cm) 6.15 12.3 18.45 24.6 30.75 36.9 K 7 8 9 10 11 ak+1=l1-lk+1(cm) 43.05 49.2 55.35 61.5 67.75 由公式(mm-4)，得： Y1=2.7 10-5 Y2=1.5×10-5 Y3=1.2×10-5 Y4=1.0×10-5 Y5=0.9×10-5 Y6=8.6×10-6 Y7=8.4×10-6 Y10=8.3×10-6 Y11=8.24 ×10-6 Y12=8.23×10-6 Y13=8.226 ×10-6 Y14=8.22×10-6 將上述數(shù)據(jù)代入公式，得總成自由剛度： =1998.3N/cm 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 =2000.8N/cm 與設計值相差不大，基本滿足主簧剛度要求。 用C=200.08N/mm計算得懸架靜撓度fc=75mm 重復上面步驟計算得主簧平均厚度hp=6.8mm 厚度b=60mm,高度h=9mm，個片長度不變 3.4 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高及曲率半徑計算 （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。 由：fc =75mm Δ?= 18mm 則=108mm （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：=2366mm. （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）。在已知計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，各片彈簧的預應力值應不宜選取過大；推薦主片在根部的工作應力與預應力疊和后的合成應力應在300～350N/內(nèi)選取。1～4片長片疊加負的預應力，短片疊加正的預應力。預應力從長片由負值逐漸遞增為正值。 在確定各片預應力時，理論上應滿足各片彈簧在根部處的預應力所造成的彎矩： 或 下面分別計算主簧和副簧的各片在自由狀態(tài)下曲率半徑的確定： i 1 2 3 4 5 6 σ0i -3.6 -2.6 -1.6 0 0.5 1 i 7 8 9 10 11 σ0i 1.5 2 2.5 3 3.5 R0=2366 E= N/ =9mm 然后用上述公式計算主簧各片在自由狀態(tài)下曲率半徑，結果見表4： 各片在自由狀態(tài)在的曲率半徑 i 1 2 3 4 5 6 Ri(mm) 2387.5 2381.5 2375.5 2366 2363 2360 i 7 8 9 10 11 Ri(mm) 2357.1 2354.2 2351.3 2348.4 2345.4 （4）.總成各片在自由狀態(tài)下弧高的計算： 如果第i片的片長為，則第i 片彈簧的弧高為： 將各片長度和曲率半徑代入上式，得主簧總成各片在自由狀態(tài)下弧高如表7： 總成各片在自由狀態(tài)下弧高 i 1 2 3 4 5 6 Hi(mm) 107 89.7 73.8 59.5 46.5 35.2 i 7 8 9 10 11 Hi(mm) 25.4 17.2 10.6 5.6 2.1 3.5 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 上式計算的結果應與計算的設計結果相近。如果相差太多，可重新選擇各片預應力再行核算。 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： R0=2368mm 然后再代入H=107.9mm。 原設計值為H0=108mm，相差不大，符合要求?？蛰d時可算得H=H0-mg/c=61.4mm,R=4163mm,同理滿載時，H=fa=15mm,R=17040.8mm 四、鋼板彈簧強度驗算 ==933.7N/mm2 所以σmax<[σW], 所以符合強度要求。 五、鋼板彈簧主片的強度的核算 鋼板彈簧主片應力σ是由彎曲應力和拉（壓）應力合成，即： 其中 為沿彈簧縱向作用力在主片中心線上的力； 卷耳厚度；D為卷耳內(nèi)徑，取為30mm；b為鋼板彈簧寬度。許用應力[σ]取為350MPa。代入上式得： σ=123.7MP<[σ] 主片符合強度要求。 六、鋼板彈簧彈簧銷的強度的核算 對鋼板彈簧銷要驗算鋼板彈簧受靜載荷時鋼板彈簧銷受到的擠壓應力。其中為滿載靜止時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，取為30mm。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。 Fs=G1/2=17226N =8.2N/mm2 彈簧銷滿足強度要求。 七、減震器的設計 7.1減振器的設計參數(shù) 筒式減振器設計中涉及的參數(shù)較多，大致可以分為如下幾類： （1）整車參數(shù) 包括車輛全重、懸置質(zhì)量、車輛縱向的轉(zhuǎn)動慣量、車輛懸架剛度、車輛振動固有頻率（圓頻率）、減振器個數(shù)等。 （2）幾何布置參數(shù) 包括減振器的位置、彈性元件位置、安裝杠桿角度等。 （3）減振器結構參數(shù) 包括減振器長度、減振器活塞直徑、活塞桿直徑、閥孔位置、閥孔個數(shù)、閥孔直徑、減振器筒徑、工作缸直徑與長度、儲液筒直徑與長度等。 （4）減振器工作參數(shù) 包括減振器的工作長度、限壓閥閥門彈簧的剛度、彈簧預緊壓縮量、閥門附加最大行程、活塞行程、活塞最大線速度、活塞正反最大阻力、開閥壓力、減振器阻尼系數(shù)等[8]。 這些參數(shù)在設計中有的是作為已知量，有的是作為待確定量，所以選擇參數(shù)時，要考慮的情況比較多，但一般來說，主要包括活塞面積計算、閥門機構設計計算、阻尼比或者阻尼系數(shù)，最大卸荷力等參數(shù)的計算，尺寸設計計算，強度校合，壽命計算等?；钊娣e按反行程的最大阻力來確定，反行程最大阻力與活塞最大線速度有關，活塞最大線速度取決于懸架裝置結構。閥門機構設計主要包括常通孔面積計算和閥門彈簧的計算。減振器內(nèi)通常有兩個常通孔，活塞上常通孔和補償閥座上的常通孔?；钊铣Ｍ酌娣e按壓縮行程最大活塞線速度即開閥速度計算。設計減振器時，阻尼比的確切值是未知的，它只能通過測定減振器工作時的衰減振動情況計算求得。但是阻尼比的大小又關系到活塞最大線速度、減振器阻尼力等物理量的值，所以，在設計過程中通常從減振器吸收振動能量的角度來估計阻尼比的值。 7.2減振器的外特性 懸架減振器的外特性，是指減振器伴隨（相對）運動的位移或（相對）運動的速度，與相應產(chǎn)生的工作阻力之間的關系，通常我們分別稱之為示功特性和速度特性。外特性能良好的匹配懸架的性能需要，就能獲得良好的振動特性。設計的減振器在實際使用中，其外特性必須保證良好的相對穩(wěn)定性。 （3-2） 減振器外特性的畸變往往會使預期設計的外特性出現(xiàn)某些缺陷，因此，減振器的設計有兩個基本質(zhì)量要求：一是外特性必須滿足車輛懸架的性能需求；二是無畸變，即這種外特性要有穩(wěn)定而持久的工作質(zhì)量。減振器的外特性即為其速度特性，如圖3.1所示。 a) b) 圖3.1 減振器特性 a) 阻力一位移特性 b)阻力一速度特性 減振器的特性可以用下圖所示的示功圖和阻尼力-速度曲線描述。減振器特性曲線的形狀取決于閥系的具體結構和各閥開啟力的選擇。一般而言，當油液流經(jīng)某一給定的通道時，其壓力損失由兩部分構成。其一為粘性阻力損失，對一般的湍流而言，其數(shù)值近似地正比于流速。其二為進入和離開通道時的動能損失，其數(shù)值也與流速近似成正比，但主要受油液密度而不是粘性的影響。由于油液粘性隨溫度的變化遠比密度隨溫度的變化顯著， 因而在設計閥系時若能盡量利用前述的第二種壓力損失，則其特性將不易受油液粘性變化的影響，也即不受油液溫度變化的影響。不論是哪種情形，其阻力都大致與速度的平方成正比。圖中曲線A 所示為在某一給定的A 通道下阻尼力F 與液流速度v 的關系，若遇通道A 并聯(lián)一個直徑更大的通道B，則總的特性將如圖中曲線A+B 所示。如果B 為一個閥門，則當其逐漸打開時，可獲得曲線A 與曲線A+B 間的過渡特性。恰但選擇A、B 的孔徑和閥的逐漸開啟量，可以獲得任何給定特性曲線。閥打開的過程可用三個階段來描述，第一階段為閥完全關閉，第二階段為閥部分開啟，第三階段為閥完全打開。通常情況下，當減振器活塞相對于缸筒的運動速度達到0.1m/s 時閥就開始打開，完全打開則運速度達到數(shù)米每秒。 7.3懸架靜撓度fc 的計算 懸架靜撓度是指汽車在滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸架剛度才c 之比，即 = （3.1） 汽車懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車平順性的主要參數(shù)之一，而汽車部分車身固有頻率（偏頻）可用下式表示： C——汽車前懸架剛度，N/mm； m ——汽車前懸架簧上質(zhì)量，kg； n——汽車前懸架偏頻，Hz 而汽車懸架的靜撓度可用下式表示： =75mm 7.4相對阻尼系數(shù)ψ 通常根據(jù)汽車的平順性、操縱性和穩(wěn)定性的要求確定減振器阻力特性。減振器阻力值能滿足汽車操縱性穩(wěn)定性要求，但不一定能滿足汽車平順性要求；反之亦然。因此減振器的阻力特性的選擇應按所設計車型對汽車平順性、操縱性、穩(wěn)定性進行綜合考慮。根據(jù)減振器的阻力——速度特性，可以知道減振器有四個阻尼系數(shù)。在沒有特別指明時，減振器的阻尼系數(shù)是指卸荷閥開啟其前的阻尼系數(shù)。通常壓縮行程的阻尼系數(shù)與伸張行程的阻尼系數(shù)不相等。 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。的表達式為： （3.3） 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c和不同簧上質(zhì)量ms的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。值大，振動能迅速衰減，同時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，將壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)取的小些，伸張行程的相對阻尼系數(shù)Ψs取得大些。兩者之間保持的關系 設計時，先選取ψY 與ψS 的平均值ψ 。相對無摩擦的彈性元件懸架，取ψ =0.25～0.35；對有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，ψ 值取的小些。為避免懸架碰撞車駕，取 ψy =0.5 ψs 。 取ψ =0.3，則有： 計算得：伸張ψ=0.4 壓縮ψ=0.2 7.5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。實際上，應該根據(jù)減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數(shù)。 =1520.2N/m 7.6最大卸荷力的確定 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，一般為0.15～0.30m/s,取0.2m/s[11]。 如已知伸張行程時的阻尼系數(shù)，在伸張行程的最大卸荷力是： Vx=Awa/n 式中， vx 為卸荷速度，一般為0.15～0.3m/s；A 為車身振幅，取± 40 mm；ω 為懸架震動固有頻率，取a/n=0.6。 代入數(shù)據(jù)計算得卸荷速度為： v =0.2m/s 根據(jù)伸張行程最大卸荷力公式： F o =可以計算最大卸荷力. 式中，c 是沖擊載荷系數(shù)，取C=1.5；代入數(shù)據(jù)可得最大卸荷力F0 為： c=456N 7.7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算工作缸直徑D為： 式中：[p]為工作缸最大允許壓力，取3～4MPa，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。 =14.58mm 故有D=20mm Ds=1.5D=30mm  參考文獻 ?? 1．成大先 機械設計手冊（第三版） 2．汽車工程手冊???? 機械工業(yè)出版社 3．陳家瑞 汽車構造（下冊） 人民交通出版社 4．王望予 汽車設計?????機械工業(yè)出版社 5．余志生 汽車理論???? 機械工業(yè)出版社 19