在非正常作业工况，挖掘力按200kN考虑时，整车的最大当量应力为2192MPa，其余应力分布与正常作业状态，挖掘力按40kN计算时相当，且最大应力有所缓解，主要是因为，挖掘力增大，对中梁位置产生弯矩及向上的拉应力。但挖掘支撑腹板上应力显著增大，由正常状态下的最大应力25MPa增加值118MPa（如图10-11所示）。
第四工况下，当量应力图如图12所示。整车的最大当量应力为137MPa，与第一工况下应力分布相当，主要区别125t压力下该位置应力达
用要求，经过加8mm
降为135MPa，效果十分显著。
梁连接位置下平面上增加过渡圆弧筋板，时牵引梁下方开孔位置的应力集中。
今后类似设计的原则应该坚持。
参考文献:
[1]李洪军，李欢
图12
双筒式减振器工作过程主要包括复原行程和压缩行程。当行驶路面存在凸起障碍时，车轮相对于车身向上跳动，此时活塞杆带动活塞总成向压缩腔运动，减振器处于压缩行程，造成压缩腔体积减小，油压开始升高，一部分液
式中：Q为流经小孔的流量；
0.6-0.65；A为小孔面积；
当长径比0.5<l/d⩽4
计算公式为：
式中：f为阀片开度。
减振器在工作时，流经活塞总成的流量
成的流量Q C计算公式为：
式中：S h为活塞面积；
动速度。
生的阻尼力为：
式中：P1为复原腔压强，P2为压缩腔压强，
内部的摩擦力。
当压缩阀片未开阀时，上腔压差主要由活塞缝隙压活塞孔压差和流通阀变形开启的缝隙压差组成。下腔压差由底阀孔压差、压缩阀片节流孔压差提供；
阀片极坐标系，
式中：r为极半径；常数p
的压力；E为阀片组弹性模量；h为阀片组的厚度；
汽车减震器根据长城系数法求解[8]，式（8）的通解为：
1.压缩腔；
2.活塞总成；
3.导向环；
4.油封；
5.活塞杆；
6.复原腔；
7.防撞块；8.缸筒；9.补偿腔；10.底阀总成.
图1双筒式减振器结构示意图
（a）某型减振器（b）减振器台架
图2减振器台架实验图
对该减振器进行台架实验，2所示。
以30mm的正弦激励作为输入激励，经过模型仿真和实验得到的减振器示功图如图3所示。
图3中，实线为模型仿真示功图，虚线为实验结果示功图。由图3可知，在低速运动时，由于减振器油
液存在热摩擦或气泡化等现象，会影响阻尼力的输出，因此实验结果输出的阻尼力较仿真大；减振器在中高速运动情况时，擦力相对于输出的阻尼力要小的多，因此仿真结果与实验结果相近。仿真与实验输出的复原阻尼力对比如表2所示。
从表2可知，由于摩擦力不可避免，因此低速下仿真图3双筒式减振器仿真与实验示功图结果对比
表2复原阻尼力仿真与实验对比
速度仿真结果实验结果误差
0.02m/s
0.05m/s
0.1m/s
0.3m/s
0.6m/s
1m/s
1978N
1336N
779N
389N
137N
34N
1902N
1278N
785N
432N
176N
58N
4.00%
4.54%
7.64%
9.95%
22.16%
41.38%