汽車設計懸架系統(tǒng)

《汽車設計懸架系統(tǒng)》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《汽車設計懸架系統(tǒng)（18頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、目錄 第一章 懸架的結構形式的選擇 第一節(jié) 懸架的構成和類型 第二節(jié) 獨立懸架結構形式分析 第三節(jié) 前后懸架的選擇 第二章 懸架主要參數(shù)的選擇 第一節(jié)懸架性能參數(shù)的選擇 第二節(jié)懸架的自振頻率 第三節(jié)側傾角剛度 第四節(jié)懸架的靜動撓度的選擇 第三章 彈性元件的設計分析及計算 第一節(jié)前懸架彈簧 第二節(jié)后懸架彈簧 第四章 獨立懸架導向機構的設計分析及計算 第一節(jié)導向機構設計要求 第二節(jié) 麥弗遜獨立懸架示意圖 第三節(jié)導向機構受力分析 第四節(jié)橫臂軸線布置方式 第五節(jié)導向機構的布置參數(shù) 第五章 減震器的設計分析及計算 第一節(jié) 第一章 懸架的結構形式的選擇

2、 1.1懸架的構成和類型 1.1.1 構成 （1）彈性元件 具有傳遞垂直力和緩和沖擊的作用。常見的彈性元件有：鋼板彈簧、螺旋彈簧、扭桿彈簧、空氣彈簧、油氣彈簧、橡膠彈簧等。 （2）導向裝置 其作用是傳遞除彈性元件傳遞的垂直力以外的各種力和力矩。常見的導向裝置有：斜置單臂式、單橫臂式、雙橫臂式、雙縱臂式、麥弗遜式等。 （3）減震器 具有衰減振動的作用。常見的減震器有：簡式減震器、充氣式減震器、阻力可調式減震器等。 （4）緩沖塊 其作用是減輕車軸對車架的直接沖撞，防止彈性元件產生過大的變形。 （5）橫向穩(wěn)定器 其作用是減少轉彎行駛時車身的側傾角和橫向角振動。 1.1.2

3、類型 懸架可分為非獨立懸架和獨立懸架。 （1）非獨立懸架 非獨立懸架的特點是：左、右車輪用一根整體軸連接，再經過懸架與車架連接。 優(yōu)點是：結構簡單、制造容易、維修方便、工作可靠。 缺點是：①由于整車布置上的限制，鋼板彈簧不可能有足夠的長度（特別是前懸架），使之剛度較大，所以汽車平順性較差。 ②簧下質量較大。 ③在不平路面上行駛時，左、右車輪相互影響，并使車軸和車身傾斜。 ④當兩側車輪不同步跳動，車輪會左、右搖擺，使前輪容易產生擺振。 ⑤前輪跳動時，懸架易與轉向傳動機構產生運動干涉。 ⑥汽車轉彎行駛時，離心力也會產生不利的軸轉向特性。 ⑦車軸上方要求有與彈簧行程相適應的空間

4、。 然而由于非獨立懸架結構簡單、易于維護以及可以使用多種類型的彈性元件等優(yōu)點，非獨立懸架多用于載貨汽車和大客車的前、后懸架。 （2）獨立懸架 獨立懸架的特點是：左、右車輪通過各自的懸架與車架連接。 優(yōu)點是：①簧下質量小。 ②懸架占用的空間小 ③彈性元件只承受垂直力，所以可以用剛度小的彈簧，使車身振動頻率降低，改善了汽車行駛的平順性。 ④由于采用了斷開式車軸，所以能降低發(fā)動機的位置高度，使整車的質心高度下降，改善了汽車行駛的穩(wěn)定性。 ⑤左、右車輪各自獨立運動互不影響，可減少車身的傾斜和振動，同時在好的路面上能獲得良好的地面附著能力。 缺點是：結構復雜、成本較高、維修困難 然而

5、由于獨立懸架具有以上優(yōu)點，因此現(xiàn)代轎車多采用獨立懸架。 1.2 獨立懸架結構形式分析 獨立懸架又可以分為雙橫臂式、單橫臂式、雙縱臂式、單縱臂式、單斜臂式、麥弗遜式和扭轉梁隨動臂式等。 對于不同形式的獨立懸架，不僅結構特點不同，而且許多基本特性也有較大區(qū)別。評價時常從以下幾個方面進行： ①側傾中心高度②車輪定位參數(shù)的變化③懸架傾角剛度④橫向剛度 不同形式懸架的特點 導向機構形式 特性 雙橫臂式 單橫臂式 單縱臂式 單斜臂式 麥弗遜式 扭轉梁隨動臂式 側傾中心高度 比較低 比較高 比較低 居單橫臂和單縱臂之間 比較高 比較高 車輪相對車身跳

6、動時車輪定位參數(shù)變化 車輪外傾角與主銷內傾角均有變化 車輪外傾角與主銷內傾角變化大 主銷內傾角變化大 有變化 變化小 左右輪同時跳動時不變 輪距 變化小，故輪胎磨損速度慢 變化大，故輪胎磨損速度快 不變 變化不大 變化很小 不變 懸架側傾角剛度 較小，需要有橫向穩(wěn)定器 較大，可不裝橫向穩(wěn)定器 較小，需要用橫向穩(wěn)定器 居單橫臂式和單縱臂式之間 較大，可不裝橫向穩(wěn)定器 橫向剛度 橫向剛度大 橫向剛度小 橫向剛度較小 橫向剛度大 占用的空間尺寸 占用較多的空間 占用較少的空間 幾乎不占用高度空間 占用的空間小 1.3 前后懸架的選擇 目前

7、汽車的前后懸架采用的方案有：前輪和后輪均采用非獨立懸架；前輪采用獨立懸架，后輪采用非獨立懸架；前輪和后輪均采用獨立懸架。 由于麥弗遜獨立懸架具有以下特性：車輪相對車身跳動時車輪定位參數(shù)變化??；輪距變化很?。粦壹軅葍A角剛度較大，可不裝橫向穩(wěn)定器；橫向剛度大；占用空間小。故此次設計前后輪均采用麥弗遜獨立懸架。 第二章懸架主要參數(shù)的選擇 2.1 懸架性能參數(shù)的選擇 懸架設計可大致分為結構型式及主要參數(shù)選擇和詳細設計兩個階段，有時還要反復交叉進行。由于懸架的參數(shù)影響到許多整車特性，并且涉及其他總成的布置，因而一般要與總布置共同協(xié)商確定。 2.2 懸架的自振頻率 懸架設計的主要目的之一是確保

8、汽車有良好的行駛平順性。汽車行駛時振動越劇烈，則平順性越差。由于個體對振動的反應千差萬別，人們提出了各種各樣的平順性評價指標。 n=/2=/2 n------懸架的頻率 M-----簧載質量 K------懸架的剛度 懸架頻率n隨簧載質量的變化而變化，人體最舒適的頻率范圍為1.6Hz，如果要將汽車行駛過程中的頻率保持在1~1.6Hz內。 依據(jù)ISO2631《人體承受全身振動的評價指南》，轎車的自振頻率范圍為0.7~1.6Hz，對于簧載質量大的車型取偏小的方向，（大致為1Hz或更低）本設計選的范圍是0.7~1.6Hz。取n1=1.2Hz； 懸架n1/n2=0.9 所以n2=1.3

9、Hz 懸架的剛度K a+b=1.25+1.35=2.6m 前：a/a+b=1.25/2.6=0.48 后：b/a+b=1.35/2.6=0.52 m1=1650*0.52=856.7Kg m2=1650*0.48=793.3Kg ms1=856.7 – 50=801.7Kg ms2=793.3 – 65=728.3Kg 依據(jù)懸架剛度公式可得：=（K / M） -------懸架的角速度 K--------懸架的剛度 m--------簧上質量 即K = 2m 2.3側傾角剛度 隨著汽車車速的不斷提高，所設計的懸架不僅應該保持良好的行駛穩(wěn)定性，還應該保證良好的操作穩(wěn)

10、定性。在懸架的性能參數(shù)中，以前后懸架的側傾角剛度的分配以及側傾中心高度值對操作穩(wěn)定有較大的影響。所以選擇懸架的主要參數(shù)時還要加以考慮。 在汽車轉彎時，為了使車身的側傾角不超過規(guī)定值（按規(guī)定總體設計要求，當側向慣性力不超過車重的1/4時，車身的側傾角不大于6度~7度）。懸架應該有足夠的側傾角剛度。所謂的側傾角剛度的側傾力矩。側傾角剛度不足會使汽車轉彎時由于側傾角過大使乘客有不穩(wěn)定的感覺。側傾角過大，會有減輕駕駛員的路感，防害他正確的掌握車速。所以，對側傾角剛度要選擇適當。 從《汽車理論》中知，為了保證良好的操作穩(wěn)定性，希望汽車有一些不足的轉向，而不希望有過多的轉向。而懸架的側傾角剛度會影響到

11、車輪的側傾角，前后懸架的側傾角剛度值的不同匹配就會改變前后輪的側傾角的比值，從而改變轉向特性。則前后懸架的單個彈簧的側傾角剛度值為： n1=/4=(n1*2)2*ms1/2=(1.2*6.28)2 *801.7/2=22765N/m n2=/4=(n2*2)2*ms1 /2=(1.3*6.28)2*728.3/2=24271N/m 2.4 懸架的靜動撓度的選擇 懸架的靜撓度fc是汽車滿載靜止時懸架的載荷Fw與此時的懸架的剛度之比，即fc=Fw/c。 汽車前后懸架與其簧上質量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車的行駛平順性的主要參數(shù)之一。因現(xiàn)代汽車的質量參數(shù)分配系數(shù)近似等于1，于是汽車

12、前后軸上方車身兩點的振動不存在聯(lián)系。對于剛度為常數(shù)的懸架，靜撓度fc完全由所選擇的自振頻率所決定：fc=g/(2n)2 由上式可知道，懸架的靜撓度fc直接影響車身的偏振n。因此，欲保證汽車的良好的行駛平順性，必須正確的選擇懸架的靜撓度。在選擇前后懸架的靜撓度時，應使之接近，并希望后懸架的靜撓度fc2比前懸架的靜撓度fc1小些，這有利于防止車身產生較大的縱向角擺動。理論分析證明：若汽車以較高的車速行駛過單個路障，n1/n2<1時的車身縱向角振動要比n1/n2>1時小 故取值為 fc1=g/(2n1)2=9.8/(2*1.2)2=172.57173

13、 fc2=g/(2n2)2=9.8/(2*1.3)2=147.88148 轎車的靜撓度取值范圍如下：fc=100~300mm ，所以我的選擇滿足條件。 懸架的動撓度fd是指懸架從滿載靜止平衡位置開始壓縮到結構容許的最大變形時，車輪中心相對于車架的垂直位移。要求懸架有足夠大撓度，以防止在壞路面上行駛時經常碰到緩沖塊。對于轎車懸架的動撓度fd可按下列范圍選?。? fd=（0.5~0.7）fc所以我的選取為： fd1=0.6*173=104mm fd2=0.6*149=89mm 動撓度與靜撓度的總和為：fc1+fd1=173+104=277 fc2+fd2=149+89=238 第三

14、章彈性元件的設計計算 3.1 前懸架彈簧 （1）彈簧中經、鋼絲直徑、及結構形式 定彈簧中經Dm=90mm 鋼絲直徑d=10mm 結構形式：端部并緊、不磨平、支撐圈為1圈 所選用的材料為硅錳彈簧鋼，查《機械設計手冊》得[]=1600Mpa G=80Gpa 則[]=0.625[]=0.625*1600=1000Mpa （2）彈簧圈數(shù) 由前知fc1=0.174m 單側螺旋彈簧所受軸向載荷P為 P=mcos=400.8cos12°9.8 =3925N 其中m----前懸架單側彈簧質量（400.8Kg） -----前懸架減震器安裝角（12°） 螺旋彈簧在P

15、下的變形f為 f=fc/cos=0.174/cos12°0.177 螺旋彈簧的剛度C=P/f=3952/0.17722557N/m 由C=P/f=Gd4 /8Dm3i 得彈簧工作圈數(shù)i i=Gd4 /8Dm3C=81010(10/1000)4/[8(90/1000)322557]5.86 取i=6 又彈簧總圈數(shù)n與有效圈數(shù)i關系為n=i+2 則彈簧總圈數(shù)n=8 （3）彈簧完全并緊時的高度 彈簧總圈數(shù)n與有效圈數(shù)i以及彈簧完全并緊時的高度Hs間的關系如下： Hs1.01d(n-1)+2t=1.0110(8

16、-1)+676.7 則Hs+fc+fd=76.7+173.6+80=330mm 則取彈簧的總高度H=300mm （4）應力校核 所選螺旋彈簧的剪應力為： =8PCK/d2 又C=Dm/d=90/10=9 K=（4C-1）/（4C-4）+0.615/C=（410-1）/（410-4）+0.615/101.16 則 =8PCK/d2=8392591.16/[3.14(10/1000)2]879Mpa<[]=1000Mpa 式中K---曲度系數(shù) C---彈簧指數(shù) 3.2 后懸架彈簧 （1）彈簧中經、鋼絲直徑、及結構形式 定彈簧中經Dm=100mm

17、 鋼絲直徑d=11mm 結構形式：端部并緊、不磨平、支撐圈為1圈 所選用的材料為硅錳彈簧鋼，查《機械設計手冊》得[]=1600Mpa G=80Gpa 則[]=0.625[]=0.625*1600=1000Mpa （2）彈簧圈數(shù) 由前知fc2=0.147m 單側螺旋彈簧所受軸向載荷P為 P=mcos=364cos5°9.8 =3553N 其中m----前懸架單側彈簧質量（364Kg） -----前懸架減震器安裝角（5°） 螺旋彈簧在P下的變形f為 f=fc/cos=0.147/cos5°0.148 螺旋彈簧的剛度C=P/f=

18、3553/0.14824006N/m 由C=P/f=Gd4 /8Dm3i 得彈簧工作圈數(shù)i i=Gd4 /8Dm3C=81010(10/1000)4/[8(90/1000)324006]6.7 取i=7 又彈簧總圈數(shù)n與有效圈數(shù)i關系為n=i+2 則彈簧總圈數(shù)n=9 （3）彈簧完全并緊時的高度 彈簧總圈數(shù)n與有效圈數(shù)i以及彈簧完全并緊時的高度Hs間的關系如下： Hs1.01d(n-1)+2t=1.0111(9-1)+694.88 則Hs+fc+fd=94.88+1148+80=3323mm 則取彈簧的總高度H=323mm

19、 （4）應力校核 所選螺旋彈簧的剪應力為： =8PCK/d2 又C=Dm/d=100/11=9.09 K=（4C-1）/（4C-4）+0.615/C=（410-1）/（410-4）+0.615/101.16 則 =8PCK/d2=83553101.16/[3.14(11/1000)2]765Mpa<[]=1000Mpa 式中K---曲度系數(shù) C---彈簧指數(shù) 第四章 懸架導向機構的設計 4.1 導向機構設計要求 對前輪獨立懸架導向機構的要求是： 1. 懸架上的載荷變化時，保證輪距變化不超過正負4.0mm，輪距變化會引早 期磨損。 2. 載荷變化

20、時，前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性，車輪不應產生縱向 加速度。 3. 轉彎時，應使車身側傾角小。在0.4g側向加速度下側傾角不大于6°~7° 并使車輪與車身的側傾同向，以增加不足轉向效應。 對后輪獨立懸架導向機構的要求是： 1. 懸架的載荷無變化時，輪距無顯著變化。 2. 汽車轉彎行駛時，應使車身側傾角小，并使車輪與車身側傾相反，以減 小過多轉向的效應。 此外，導向機構還應具有足夠的強度，并可靠傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。 4.2 麥弗遜獨立懸架示意圖 （1）適應彈簧：螺旋彈簧； （2）主要使用車型：轎車前輪 （3）車輪上下振動時前輪定位的變化 1）輪距、外傾角的

21、變化比較小 2）拉桿布置可在某種程度上進行調整 側擺剛度：很高、不需穩(wěn)定器 （4）操作穩(wěn)定性： 1）橫向剛度高 2）在某種程度上可由調整外傾角的變化對操作穩(wěn)定性進行調整 4.3導向機構受力分析 F3-------作用到導向套上的力 F1-------前輪上的靜載荷 F1-------減去前軸簧下質量的1/2 F6-------彈簧軸向力 a-------彈簧和減震器的軸線相互偏移的距離 分析麥弗遜獨立懸架導向機構受力簡圖可知，作用在導向套上的橫向力F3可根據(jù)圖上的布置尺寸求得 F3=F1ad/[(c+b)(d-c)] 橫向力F3越

22、大，則作用在導向套和活塞上的摩擦力F3f越大（f為摩擦系數(shù)），這對汽車平順性有不良影響。為了減小摩擦力，在導向套和活塞表面應用了減磨材料和特殊工藝。由上式可知，為了減小F3，要求尺寸c+d越大越好，或者減小尺寸a。增大c+d使懸架占用空間增大，在布置上有困難；若采用增加減震器軸線傾斜度的方法，可達到減小a的目的，但也存在布置困難的問題。為此，在保持減震器軸線不變的條件下，常將圖中的G點外伸至車輪內部，既可以達到縮短尺寸a的目的，又可以獲得較小的甚至是負的主銷偏移距離，提高制動穩(wěn)定性。移動G點后的主銷軸線不在與減震器軸線重合。 由圖可知，將彈簧和減震器的軸線相互偏移距離s，再考慮到彈簧軸向力F

23、6的影響，則作用到導向套上的力將減小，即 F3=F1ad/[(c+b)(d-c)]-F6s/(d-c) 由上式可知，增加距離s，有助于減小作用到導向套上的橫向力F3。 為了發(fā)揮彈簧減小橫向力F3的作用，有時還將彈簧下端布置靠近車輪，從而造成彈簧軸線及減震器軸線成一角度。這就是麥弗遜式獨立懸架中，主銷軸線、滑柱軸線和彈簧軸線不共線的主要原因。 4.4 橫臂軸線布置方式 麥弗遜式獨立懸架的擺臂軸線與主銷后傾角的匹配影響到汽車的側傾穩(wěn)定性。當擺臂軸線的抗前傾俯角等于靜平衡位置的主銷后傾角時，擺臂軸線正好與主銷軸線垂直，運動瞬心交于無窮遠處，主銷軸線在懸架跳動作平動。因此，主銷后傾角保持不變

24、。當抗前傾俯角與主銷后傾角的匹配使運動瞬心交于前輪后方時，在懸架壓縮行程，主銷后傾角有增大的趨勢。當抗前傾俯角與主銷后傾角的匹配使運動瞬心交于前輪前方時，在懸架壓縮行程，主銷后傾角有減小的趨勢。為了減少汽車制動時的縱傾，一般希望在懸架壓縮行程主銷后傾角有增加的趨勢。因此，在設計麥弗遜式獨立懸架時，應選擇參數(shù)當抗前傾俯角與主銷后傾角的匹配使運動瞬心交于前輪后方。 4.5導向機構的布置參數(shù) 4.51 側傾中心 麥弗遜式獨立懸架側傾中心的高度hw為 hw=bvp/2（kcos+dtan+r3） 式中 k=（c+o）/sin（+） p=ksin+d 其中c=800

25、mm ，=0°，=10°，=12° 則k=（c+o）/sin（+）=（0.8+o）/sin（12+10）=2.14 p=ksin+d=2.14sin10+0.17=0.54mm hw=bvp/2（kcos+dtan+r3）=1.480.54/2（2.14cos10+0.17tan12+0.15）=0.22mm 第五章減震器的設計分析及計算 5.1 減震器的概述 為加速車架與車身的振動的衰減，以改善汽車的行駛平順性，在大多數(shù)汽車的懸架系統(tǒng)內部裝有減震器。在麥弗遜式懸架中，減震器與彈性元件是串聯(lián)的安裝。 汽車懸架系統(tǒng)中廣泛的采用液力減震器。液力減震器的工作原理是，當車架和車橋作

26、往復的相對運動而活塞在鋼筒內作往復的運動時，減震器殼底內的油液便反復的通過一些窄小的空隙流入另一內腔。此時孔壁與油液間的摩擦及液體分子內摩擦便形成對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉化成為熱能被油液和減震器殼所吸引，然后散到大氣中。減震器的阻尼力的大小隨車架和車橋相對速度的增加而增減，并且與油液的黏度有關。要求油液的黏度受溫度的變化的影響盡可能的小，且具有抗氧化性，抗汽化以及對各種金屬和非金屬零件不起腐蝕的作用等性能。 減震器的阻尼力越大，振動消除的越快，但卻使串聯(lián)的彈性元件的作用發(fā)揮的作用不能充分的發(fā)揮，同時，過大的阻尼力還可能導致減震器連接零件及車架的損壞。為解決彈性元件與減震器之間

27、的這一矛盾，對減震器提出了如下的要求： 1）在懸架的壓縮行程內，減震器的阻尼力應該小，以充分利用彈性元件來緩和沖擊。 2）在懸架的伸張行程內，減震器的阻尼力應該大，以要求迅速的減振。 3）當車橋與車架的相對速度較大時，減震器能自動加大液流通道的面積，使阻尼力始終保持在一定的限度之內，以避免承受過大的沖擊載荷。 5.2 減震器的分類 減震器按結構形式的不同可分為：筒式減震器和搖臂式減震器。雖然搖臂式能夠在較大的工作壓力下（10~20Mpa）工作，但由于它的工作特性受活塞的磨損和工作溫度變化影響大，現(xiàn)在已經被淘汰。筒式減震器的工作壓力僅為2.5~5Mpa，但是由于工作性能穩(wěn)定而得到廣泛

28、應用。 減震器按作用方式不同，可分為單向作用減震器和雙向作用減震器。在壓縮和伸張行程都能起作用的減震器車稱為雙向作用減震器，僅在伸張行程起作用的叫單向作用減震器。該設計選用雙向筒式減震器。 5.3 減震器參數(shù)選取 通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)Y取得小些，伸張行程的相對阻尼系數(shù)S取得大些。兩者之間保持Y=(0.25~0.50)S的關系。 設計時，先選取Y與S的平均值。對于無內摩擦的彈性元件懸架，取 =0.25~0.35；對于有內摩擦的彈性元件懸架，值取小些。對于行駛路面條件比較差的汽車，值應取大些，一般取S >0.3;為避免懸架碰撞車架，取Y=0.5S 對于本設計選用的懸架

29、，取前＝0.3 后＝0.3 5.4 減震器阻尼系數(shù) 減震器阻尼系數(shù)=2。因懸架系統(tǒng)固有頻率W=，所以理論上 =2MW。實際上應根據(jù)減震器的布置特點確定減震器的阻尼系數(shù)。例如，當減震器如圖安裝時，減震器的阻尼系數(shù)為 =（2MW）/cos2 所以前=（2M1W1）/cos21 =（20.380121.23.14）/cos22° =3626.2（單邊） 后=（2M2W2）/cos22 =（20.372821.33.14）/cos25° =3950（單邊） 在下擺臂長度不變的條件下，改變減震器下橫臂的上固定點位置或者減震器軸線與鉛直線

30、之間的夾角，會影響減震器的阻尼系數(shù)的變化。 5.5 最大卸荷力 為減小傳到車身上的沖擊力，當減震器活塞振動速度達到一定值時，減震器打開卸荷閥，此時的活塞速度稱為卸荷速度Vx。在減震器安裝如圖時， Vx=Awcos 式中A---車身振幅，取40mm w---懸架系統(tǒng)的固有頻率 Vx為卸荷速度，一般為0.15~0.30m/s Vx前=Awcos1=0.0423.141.2cos2°=0.30m/s Vx后=Awcos2=0.0423.141.3cos15°=0.27m/s Vx前、Vx后均符合要求 如已知伸張時的阻尼系數(shù)s，在伸張行程的最大卸荷力F0=sVx 則

31、 F0前=s前Vx前=36260.30=1088 F0后=s后Vx后=39500.27=1067 5.6筒式減震器主要尺寸 5.61 筒式減震器工作直徑 可根據(jù)最大卸荷力和缸內最大壓力強度來近似的求工作缸的直徑 D=4F0π[p](1-λ2) 式中[p]-------工作缸內最大允許壓力，取3~4Mpa --------連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式取=0.40~0.50 由QC/T491-1999《汽車筒式減震器尺寸系列及技術條件》可知：減震器的工作缸直徑D有20、30、40、（45、）、50、65mm 所以筒式減震器工作直徑D可?。? D前=4F0π[p](1-λ2)=410883.143.5(1-0.322) =21mm 取D前=30mm D后=4F0π[p](1-λ2)=410673.143.5(1-0.322) =20.9mm 取D后=30mm 5.62 油筒直徑 貯油筒直徑Dc=（1.35~1.50）D，壁厚取2mm，材料可取20鋼 前貯油筒直徑Dc前 =1.50D =1.5026=39 取Dc前=40mm 后貯油筒直徑Dc后 =1.35D =1.3526=37 取Dc后=40mm 連桿直徑選擇：d前 =10mm d后 =10mm