汽车钢板弹簧受力如下图3-9所示：
图3-9 汽车钢板弹簧受力图
在此，m2?1.15 G2?12091N ??0.4 l1?l2?695mm c?588mm 计算得：?max?596.1MPa
此时,需用应力为[?max]?1000MPa,由于?max?[?max]，所以满足要求。
3.4 减震器的设计计算
3.4.1 减震器类型
悬架中用的最多的减振器是内部充有液体的液力式减振器。汽车车身和车轮振动时减振器内的液体在流经阻尼孔时的摩擦和粘性液体的摩擦形成了振动阻尼，将振动能量转化为热能，并散发到周围的空气中去，达到迅速衰减振动的目的。如果能量的消耗仅仅只是在压缩行程或者是在伸张行程进行，则把这种减振器称为单向作用减振器；反之称为双向作用减振器。后者因为减振作用比前者好而得到广泛应用。
减振器大体上分为两大类，即摩擦式减振器和液力减振器。摩擦式减振器利用两个紧压在一起的盘片之间相对运动时的摩擦力提供阻尼。但是由于库仑摩擦力随相对运动速度的提高而减小，并且很容易受到油、水等的影响，无法正常工作，无法满足平顺性的要求，因此虽然具有质量小、造价低、容易调整等优点，但现在汽车上已经不再采用这类减振器。
液力减振器最早出现于1901 年，有两种主要的结构形式分别是摇臂式和筒式。悬架中用的最多的减振器是内部充有液体的液力式减振器。所以我选择筒式减振器。而在筒式减振器中，常用的三种形式是：双筒式、单筒充
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气式和双筒充气式。本设计选择双筒式液力减振器，并在此基础上加以改进设计，使其具有行程相关的特性。
3.4.2 减震器的结构和工作原理
行程相关减振器是在传统被动式减振器的基础上改进而来的，其特征在于工作缸筒内壁一定部位开有若干条长短不等、变断面的旁通槽，起泄漏减阻作用。这种泄漏减阻作用取决于活塞与工作缸筒的位置，可以使阻尼随行程而合理改变。通常载荷工况下，小振幅时泄漏大，阻尼力小；
大振幅时泄漏小，阻尼力大。当汽车载荷变化时，悬架的高度发生变化，减振器阻尼会因活塞位置与工作缸上的泄流槽相对位置不同而发生变化；汽车载荷小时，泄流槽和泄流孔的流通面积处于较大（阻尼较小）状态；当汽车载荷较大时，泄流槽的流通面积处于较小（阻尼较大）、甚至处于堵塞状态。
3.5 减震器的结构设计及计算
3.5.1 相对阻尼系数?的确定
通常根据汽车的平顺性、操纵性和稳定性的要求确定减振器阻力特性。减振器阻力值能满足汽车操纵性稳定性要求，但不一定能满足汽车平顺性要求；反之亦然。因此减振器的阻力特性的选择应按所设计车型对汽车平顺性、操纵性、稳定性进行综合考虑。根据减振器的阻力——速度特性，可以知道减振器有四个阻尼系数。在没有特别指明时，减振器的阻尼系数是指卸荷阀开启其前的阻尼系数。通常压缩行程的阻尼系数与伸张行程的阻尼系数不相等。
汽车悬架有阻尼后，簧上质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼系数?的大小来评定衰减的快慢速度。?的表达式为：
? = (3-8)
?2cms 式中 c—为悬架系统的垂直刚度； ms—为簧上质量； ?—为阻尼系数。
上式表明，相对系数?的物理意义是：减振器的阻尼作用在与不同刚度
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c和不同簧上质量ms的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。?值大，振动能迅速衰减，同时又能将较大的路面冲击力传到车身；Ψ值小则反之。通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数?y取的小些，伸张行程的相对阻尼系数Ψs取得大些。两者之间保持?y?(0.25?0.50)?s的关系。
设计时，先选取?y与?s的平均值?。相对无摩擦的弹性元件悬架，取
?=0.25?0.35；对有内摩擦的弹性元件悬架，?值取的小些。为避免悬架碰 撞车驾，取?y=0.5?s。
=0.32计算得：伸张?=0.4 压缩?=0.2
取?=0.3，则有： ?+0.5?3.5.2 减振器阻尼系数的确定
选取减振器的安装角度在30度的时候较为合适。根据下式
?=2?ms?/cos2a (3-9)
与公式n?12?c (3-10) mc?2?n (3-11) m代入数据得：??得：?=6.91Hz；取a?30?
1 按满载计算有：簧上质量ms??(790?50)?370Kg
2代入数据得减振器的阻尼系数为：
2??2?0.3?370?6.91?()?2042.5Ns/m 1.7323.5.3 最大卸荷力的确定
为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减 振器打开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度vx，如已知伸张行程时的阻
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尼系数?s，在伸张行程的最大卸荷力是：
F0??svx (3-12)
式中 vx——为卸荷速度，一般为0.15～0.3m/s； A—为车身振幅，取?40mm； ?—为悬架震动固有频率。 代入数据计算得卸荷速度为：
v =0.04×6.9×0.8×cos30°=0.24m/s
根据伸张行程最大卸荷力公式：F0??vxc可以计算最大卸荷力。
式中，c 是冲击载荷系数，取c=1.5；代入数据可得最大卸荷力F0 为：
F0??svxc (3-13)
=2042.5×0.24×1.5 =765.3N
3.5.4 减振器工作缸直径确定
根据伸张行程的最大卸荷力F0计算工作缸直径D为：
4F0D? ? ? 2 ) ? [ p ](1(3-14)
式中 [p]—为工作缸最大允许压力。
[p]取3～4MPa，?为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取?=0.50~0.70，取?为0.60。根据式（4-7）计算得： D?4F0 (3-15)
?[p](1??2)4?765.3
3.14?3??1?0.62? =
=22.53mm
由式(3-15)计算得出工作缸直径的理论值，再依据QC/T491-1999《汽车
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筒式减振器尺寸系列及技术条件》，如表4-1所示。将工作缸直径D圆整为
标准系列直径为30mm；初选壁厚取为2mm，材料选用20钢。
表3-1 筒式减振器工作缸直径
工作缸直径D（mm）
20 30 40 45 50 65 注：表中有括号者，不推荐使用。
3.5.5 工作缸壁厚的计算与校核
当缸筒壁厚?与内径D的比值小于0.1时，称为薄壁缸筒壁厚的校核按照材料力学薄壁圆筒公式计算。在设计中选定的缸筒壁厚为2mm，内径D为30mm。
因为比值小于0.1，故；
???D?2?0.066 30pD (3-16) 2[?]式中 p—液压缸的最大工作压力； ?—缸筒材料的抗拉强度极限； n—安全系数，一般取n=5；
[?]—活塞杆材料的许用应力，[?]=?b/n。
取设计中的工作压力3MPa内径3D已知为30mm。查阅GB699—88取pD?30????0.62[?]2?75.2?b?376MPa。
[? ] ? 376 ? 75.2 MPa
5
设计的壁厚为2mm，符合强度要求。
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