1、（汽车设计）第 1 页 共 31 页前言悬架是现代汽车的重要组成部分之一。虽然并非汽车在行进必不可少的装备，但如果没有悬架，将极大的影响汽车的操纵稳 定性和平顺性。 悬架对整车性能有着重要的影响。在汽车市场竞争日益加剧的今天，人们对汽车的性能的认识更多的靠更为直接的感观感受，而非他们不太懂得的专业术语。因此，对汽车操纵稳定性平顺性的提升成为了各大汽车厂商的共识。与此关系密切的悬架系统也被不断改进，主动半主动悬架等具有反馈的电控系统在高端车辆上的应用日趋广泛。无论定位高端市场，还是普通家庭的经济型轿车， 没有哪个厂家敢忽视悬架系统及其在整 车中的作用。 这一切，都是因为悬架系统对乘员的主观感受密
2、切联系。悬架系统的优劣，乘员在车上可以马上感受到。“木桶理论”，很多人都知道，整车就好比是个“大木桶 ”，悬架是它的一片木板。虽 然，没有悬架的汽车还是可以跑动的，但是坐在上面是很不舒服的。坐过农用车货厢的人，对此 应该是颇有些体会的，即便是较好的路况，在上面也是颠来颠去的。因为它的悬架很简单， 对平顺性和操纵稳定性考虑的很少。只有当悬架这块木板得到足够重视，才能使整 车 性能得以提升。否 则，只能是句空话。正因为悬架在现代汽车上的重要重要作用，应该重视汽车悬架的设计。只有认真， 严谨的设计才能确保其与整车的完美匹配。而要做到这一点，就必须，查阅 大量相关书籍，图册，行业和国家标准。这些是对我
3、们这些将来要从事汽车设计，制造工作的工科出身的大学毕麦弗逊式独立悬架设计第 2 页 共 31 页 2业生的必须经历的一个必不可少的训练。没有经过严格的训练的洗礼，是不可能具备这种专业精神和素质的。目录前言 1第一章 悬架的功用 3第二章 悬架系统的组成 4第三章 悬架的类型及特点 53.1 非独立悬架的分类及特点 .53.2 独立悬架分类及特点 .7第四章 匹配车型的选择 9第五章 悬架主要参数的确定 105.1 悬架静挠度 cf105.2 悬架的动挠度 d11第六章 弹性元件的计算 136.1 弹簧形式、材料的选择 13（汽车设计）第 3 页 共 31 页6.2 确定弹簧直径及刚度 .13
4、6.3 其他参数的计算 146.4 弹簧的校验 .14第七章 减振器的设计 15第八章 独立悬架导向机构的设计 188.1 导向机构的布置参数 .18 8.2 麦弗逊式悬 架导向机构设计 .19第九章 悬架系统的辅助元件 22第十章 展望 未来的汽车悬架 23小结 24参考文献 25第一章 悬架的功用悬架是现代汽车上的重要总成之一，它把车架和车轴弹性地连接起来，是车架（或承载式车身）和车桥（或车轮）之间的一切传力连接装置的总称。其主要任务是：1、传递作用在车轮和车架（或车身）之间的一切力和力矩；2、缓和路面传给车架（或车身）的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证 汽车的行驶平顺性；3、
5、保证车轮在路面不平和载荷变化时理想的运动特性，保证汽车的操纵稳麦弗逊式独立悬架设计第 4 页 共 31 页 4定性，使汽车获得高速的行使能力。悬架把车架与车轮弹性地联系起来，关系到汽车的多种使用性能。从外表上看，轿车悬 架仅是由一些杆、筒以及弹簧组成，但轿车悬 架是一个较难达到完美要求的汽车总成，这是因为悬 架既要满足汽车的舒适性要求，又要满足其操纵稳定性的要求，而这两方面又是互相对立的。因此，必 须找到一个平衡点，既能保证操纵稳定性的优良，又能具 备较好的平顺性。第二章 悬架系统的组成（汽车设计）第 5 页 共 31 页现在汽车，特别是乘用车悬架，其形式和种 类会因为不同的公司和设计单位的不
6、同而不同。但是一般都是由弹性元件、减振器、 导向机构、缓冲块和横向稳定器等部分组成。弹性元件又有钢板弹簧、空气弹簧、螺旋 弹簧以及扭杆弹簧等形式，由于螺旋弹簧只承受垂直载荷，缓 和及抑制不平路面对车体的冲击，具有占用空间小，质量小，无需润滑的优点，故现代轿车多采用螺旋弹 簧。但由于螺旋 弹簧本身没有摩擦而没有减振作用，需要另外安装减振器。汽车在不平路面上行驶时，由于悬架的弹性作用使汽车产生垂直振动。为了迅速衰减这种振动和抑制车身、车轮的共振，减小 车轮 的振幅， 悬架应安装减振器，并使之具有合理的阻尼。利用减振器的阻尼作用，使汽车振动的振幅连续减小，直至振动停止。导向装置由导向杆系组成，用来决
7、定车轮相对于车架（或车身）的运动特性，并传递除弹性元件传递的垂直力以外的各种力和力矩。当用纵置钢板弹簧作为弹性元件时，它兼起导向装置的作用。缓冲块用来减轻车轴对车架（或车身）的直接冲撞，防止弹性元件产生过大的变形。有些轿车和客车上，为防止车身在转向等情况下发生过大的横向倾斜，在麦弗逊式独立悬架设计第 6 页 共 31 页 6悬架系统中加设横向稳定杆，目的是提高横向刚度，使汽车具有不足转向特性，改善汽车的操纵稳定性和行驶平顺性。装有横向稳定器的汽车，能减少转弯行驶时的车身的侧倾角和横向角振动。第三章 悬架的类型及特点汽车悬架可分为两大类：非独立悬架和独立悬架。非独立悬架如图 3-1 所示，其结构
8、特点是两侧的车轮由一根整体式车桥相连，车轮连同车桥一起通过弹性悬架与车架（或车身）连接。当一侧车轮因道路不平而发生跳动时，必然引起另一侧车轮在汽车横向平面内发生摆动，故称为非独立悬架。图 3-1 非独立悬架独立悬架如图 3-2 所示，其结构特点是车桥做成断开的，每一侧的车轮可以单独地通过弹性悬架与车架（或车身）连接，两侧车轮可以单独跳动，互不影响，故称为独立悬架。图 3-2 独立悬架（汽车设计）第 7 页 共 31 页3.1 非独立悬架的分类及特点1、钢板弹簧非独立悬架在这种悬架中，钢板弹簧被用做非独立悬架的弹性元件，兼作导向装置。 这种悬架主要用在总质量大些的商用车前后悬架以及某些乘用车的后
9、悬架上。优点：结构简单，制造容易，维修方便，工作可靠。缺点：由于整车布置上的限制，钢板弹簧不可能有足够的长度（特别是前悬架），使之刚度较大，所以汽车平顺性较差；簧下质量大；在不平路面上行驶时，左右车轮相互影响，并使车轴 （桥）和车身倾斜；当两侧车轮不同步跳动时，车轮会左、右摇摆 ，使前轮容易产生摆振；前轮跳动时，悬 架易与转向系统发生运动干涉；当汽车直线行驶在凹凸不平的路段上时，由于左右两侧车轮反向跳动或只有一侧车轮跳动时，不仅车轮外 倾角有变化， 还会产生不利的轴转向特性；汽车转弯行驶时，离心力也会产生不利的轴转向特性；车轴（桥）上方要求有与弹簧行程相适应的空间。图 3-3 钢板麦弗逊式独立
10、悬架设计第 8 页 共 31 页 82、螺旋弹簧非独立悬架 因为螺旋弹簧作为弹性元件，只能承受垂直载荷，所以其悬架系统要加设导向机构和减振器。3、空气弹簧非独立悬架 1. 压气机； 2.7. 空气滤清器；3. 车身高度控制阀；4. 控制杆； 5. 空气弹簧；6. 储气罐；8. 贮气筒；9. 压力调节器；10. 油水分离器 图 3-4 空气弹簧非独立悬架空气弹簧只承受垂直载荷，因而必加设减振器，其 纵向力和横向力及其力矩由悬架中的纵向推力杆和横向推力杆来传递。3.2 独立悬架分类及特点现在，前悬架基本上都采用独立悬架系统，最常 见的与双横臂式和麦弗逊式悬架。（汽车设计）第 9 页 共 31 页。
11、图 3-5 双横臂式独立前悬架图 3-6 麦弗逊式悬架1、双横臂式独立悬架工作原理：由上短下长两根横臂连接车轮与车身，通过选择比例合适的长度，可使车轮和主销的角度及轮距变化不大这种独立悬架被广泛应用在轿车前轮上。双横臂的臂有做成 A 字形或 V 字麦弗逊式独立悬架设计第 10 页 共 31 页 10形，V 形臂的上下 2 个 V 形摆臂以一定的距离，分别安装在车轮上，另一端安装在车架上。优点：结构比较复杂，但经久耐用，同 时减振器的负荷小，寿命 长。可以承载较大负荷，多用于轻型小型货车的前桥。缺点：因为有两个摆臂，所以占用的空间比较大。所以，乘用 车的前悬架一般不用此种结构形式。2、麦弗逊式（
12、滑柱连杆式）工作原理：这种悬架目前在轿车中采用很多。这种悬架将减振器作为引导车轮跳动的滑柱，螺旋弹簧与其装于一体。麦弗逊独立悬架的特点：优点： 技术成熟，结构紧凑，响应速度快，占用空 间少，便于装 车及整车布局，多用于中低档乘用车的前桥。缺点： 由于结构过于简单，刚度小， 稳定性较差，转弯侧倾明显，必须加装横向稳定器，加强刚度。独立悬架的总体特点优点：1. 发动机可放低安装，有利于降低汽车重心，并使之结构紧凑。2. 允 许前轮有大的跳动空间，有利于 转向，便于选择软的弹簧元件使平顺性得到改善。3. .非簧载质量小，可提高汽车车轮的附着性。缺点： 1. 由于在转向时由于受离心力的作用内侧车轮要比
13、外侧车轮受到的（汽车设计）第 11 页 共 31 页力大得多，极端情况下，是危险区域。2. 某些特殊情况下( 如转速过快、 侧向风较大、路况 较差等)， 侧倾较大，乘员感到不适。第四章 匹配车型的选择普通乘用车所使用的仍旧是传统的机械式的悬架系统，发展趋势是，四轮全部采用独立悬架系统。目前，乘用车上应用的悬架系 统，五花八 门，全部采用非独立，全部独立，抑或是将二者结合，这主要源于汽 车厂商的不同市场定位，市场策略。本次设计选定的匹配车型为奇瑞 07 款东方之子 2.0 MT 豪华型，其参数配置如下：基本资料车型名称奇瑞东方之子2.0MT 豪华型生产厂商奇瑞股份有限公司 所属 东方之子上市时间
14、2007 车体结构三厢轿车 级别 中型车车身质 1440Kg 轴距 2700mm 轮距 1550/1520mm前、后）麦弗逊式独立悬架设计第 12 页 共 31 页 12量全车长度4770mm 车身宽度1815mm 车身高度1445mm油箱容积60 L 标准座位数5 行李箱容积621 L标准引擎ACTECO-SQR484F/直列 4 缸双顶置凸轮轴标准变速器5 档手动 标准排量1971cc燃油系统 电子燃油喷射式最大功率95/5500 KW/rpm最大扭矩82/4300-4500 Nm/rpm驱动方式前置前驱 制动方式碟/碟 转向助力助力转向式悬挂方式麦弗逊式独立悬架，圆柱螺旋弹簧，双向作用筒
15、式减振器/复合多连杆式独立悬架，圆柱螺旋弹簧，双向作用筒式减振器（前/后）轮毂尺寸轮胎 205/55 R16最小转弯半6.0m 最小离地间隙190mm 接近角图示如下：图 4-1 奇瑞 07 款东方之子 2.0 MT 豪华型图示（汽车设计）第 13 页 共 31 页第五章 悬架主要参数的确定5.1 悬架静挠度 cf悬架静挠度 是指汽车满载静止时悬架上的载荷 与此时悬架刚度 c 之比，wF即 。cFfwc汽车前、后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车平顺性的主要参数之一。因现代的汽车的质量分配系数 近似等于 1，于是汽车前、后轴上方车身两点的振动不存在联系。因此，汽车前、后部分车
16、身的固有频率 和 （亦称偏频）可用下式表示 ; ; （5-1）211mcn2mcn其中 、 为前、后悬架的刚度(N/cm) ; 为前、后悬架的簧上质量。2 12偏频越小则平顺性越好，乘用车要求满载前悬架偏频 n 约为 0.801.15 ， 后悬架偏频 n 约为 0.981.30Hz 非常接近人体步行时的自然频率。为了减少汽车的角振动，一般汽车前后 悬架偏频之比约为 。 95.08.21发动机前置前驱的乘用车空载时前轴轴荷 56%66%，后轴轴荷 34%44% ，对于本次设计的车前轴轴荷设占 60%，后轴设占 40% kgm576%4018后前故 k28.321麦弗逊式独立悬架设计第 14 页
17、共 31 页 14设偏频 ，由 5-1 得Hznz1.,0.12mNnmc /5.1374.43280.42221 当采用弹性特性为线性变化的悬架时，前、后悬架的静挠度可用以下式子表示（5-2）mcgfc 4.205.513748.92804211 将 、 代入公式（5-1）得 （5-3 ）1 1;ccfnf分析式（5-2 ）可知：悬架的静挠度 直接影响车身振 动的偏频 n 。 因此，欲保证cf汽车有良好的行驶平顺性，必须正确选取悬架的静挠度。选取前后悬架的静挠度值时，应使之接近，并希望后悬架的静挠度 比前2cf悬架的静挠度 小些，这样 有利于防止车身产生较大的纵向角振动。推荐取1cf。29.
18、08cf由（5-2 ）得 827.054.21cf故符合设计要求。5.2 悬架的动挠度 df悬架的动挠度 是指从满载静平衡位置开始悬挂压缩到结构允许的最大变df形（通常指缓冲块压缩到其自由高度的 1/2 或 2/3）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。要求悬架应有足 够的动挠度，以防止在坏路面上行驶时经常碰撞缓冲块。对 乘用车取 7090mm ，对于本次设计取=80mm 。 对于一般轿车而言悬架总的工作行程即静挠度与动挠度之和应当不小于 160mm，通过以上设计得 （汽车设计）第 15 页 共 31 页mfcd 1604.2850.3241 故设计符合要求。5.3 悬架的弹性特性 悬架受
19、到的垂直外力 F 与由此引起的 车轮中心相对于车身位移 f(即悬架的变形) 的关系曲线，称 为悬架的弹性特性。其切 线的斜率是 悬架的刚度。当 悬架变形 f 与所受垂直外力 F 之间不成固定的比例变化时 ，悬架特性如图 5-1 所示。此时，悬架 刚度是变化的，其特点是在满载位置附近，刚度小且曲线变化平缓，因而平顺性良好；距离满载较远的两端，曲线变陡， 刚 度增大。1、缓冲块复原点 2、复原行程缓冲块脱离支架 3、主 弹簧 弹性特性曲线 4、复原行程 5、压缩 行程 6、缓冲 块压缩期悬架弹性特性曲线 7、缓冲块压缩时开始接触弹性支架 8、额定载荷图 5-1 悬架弹性特性曲线系统的固有频率 f：
20、 Hzmcf 0329.14.324.170321 车轮上下跳动行程一般范围是：上跳行程 70120mm，下跳行程 80130mm。麦弗逊式独立悬架设计第 16 页 共 31 页 16悬架 垂直刚度随车辆参数而不同，换成系统固有频率为 12Hz。因此设计符合要求。第六章 弹性元件的计算6.1 弹簧形式、材料的选择由于螺旋弹簧的的生产量较大，应用广泛且成本低，故选择压缩圆柱螺旋弹簧。根据汽车的工作条件，采用热扎弹簧钢 60Si2MnA，加热成形，而后淬火回火等处理。6.2 确定弹簧直径及刚度当弹簧仅承受轴向载荷 时NF6.4238.92因为 MPadKCDp238（汽车设计）第 17 页 共 3
21、1 页故 mKCFdp26.1式中： 弹簧中径；2D弹簧的许用应力， 查表得 ；p MPap471C旋 绕比，取 C=8；K曲度系数， ；8.65.041C由此可得 mm7.d取 d=15 mm 又因为 ， 得 dDC2m120在最大工作负荷 作用下，取弹簧的有效圈数为： 圈2F10n弹簧的刚度计算公式为nDGdk3248式中： G切变模量，查 表得， ；2750N/m代入数据得：= =28.75 N/mmnDdk324810.34 6.3 其他参数的计算弹簧外径： mdD135202弹簧内径： 21麦弗逊式独立悬架设计第 18 页 共 31 页 18总圈数： 圈121n节距： mDp3612
22、0.5.08.2自由高度： dnH5.8.36.10压拼高度： 1(.5)b172.= 0.)-(2=螺旋导角： .tan2Dprc展开长度： m5.425.cos104.3csL126.4 弹簧的校验压缩螺旋弹簧轴向变形较大时，会产生侧向弯曲而失去稳定性，特别是弹簧自由高 度超 过弹簧中径的 4 倍时，更容易 产生这 种现象，因而设计时要进行稳定性计算。高径比 7.319.20538DHb故稳定性符合要求。第七章 减振器的设计减振器作为阻尼元件是悬架的重要组成元件之一，其作用是迅速衰减汽车振动，改善汽车行驶平顺性，增强车轮与路面附着性能，减少汽车因惯性力引起的车身倾角变化，提高汽车 操纵性和
23、稳定性。另外减振器能够降低车身部分动载（汽车设计）第 19 页 共 31 页荷，延长汽车使用寿命。减振器的功能决不仅仅是衰减振动，其对整车综合特性的影响如下： 图 7-1 减振器对整车综合特性的影响目前汽车使用的减振器主要是筒式液力减振器，其结构可分为双筒式、单筒充气式和双筒充气式三种。本次设计的减振器采用的是双筒充气液力减振器，它具有工作性能稳定、干摩擦力小、噪声低、总长度短等优点，在乘用车上得到越来越多的应用。 设计减振器的要求是，在使用期间保证汽车的行驶平顺性的性能稳定；有足够的使 用寿命。此次所选悬架的减振器为双向作用筒式液压减振器，其基本结构如下图所示:主要部件：1.活塞杆 2.工作
24、缸筒 3.活塞 4 伸张阀 5.贮油缸筒 6.压缩阀 7.补偿阀 8.流通阀 9.导向座 10.防尘罩 11.油封麦弗逊式独立悬架设计第 20 页 共 31 页 20图 7-2 双作用筒式液压减振器1.相对阻尼系数 的确定汽车悬架有阻尼以后，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振动衰减的快慢程度。 的表达式为（7-1）2cm式中， 是悬架系统的垂直刚度； 为簧上质量。cs式（7-1 ）表明，相对阻尼系数 的物理意义是：减振器的阻尼作用在与不同刚度 c 和不同簧上 质量 的 悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。 值大，振sm动能迅速衰减，同时又能将 较大的路面冲击力传到车身
25、； 值小则反之。通常情况下，将压缩行程时的相对 阻尼系数 取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数Y取得大些。两者之间保持有 =（0.25-0.50） 的关系。SS设计时，先选取 与 的平均值 。取 =0.30，为避免悬架碰撞车架，取 =0.5YS Y，则 =0.4， =0.25 =0.2。SS2、阻尼系数 的确定减振器的阻尼系数 =2 。因悬架系统的固有振动频率 ，所scmsmc以理论上 。实际 上， 应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。s2此麦弗逊式独立悬架减振器如图 7-4 安装（汽车设计）第 21 页 共 31 页图 7-3 减振器安装位置此时减振器的阻尼系数为 2cos/sm已知
26、=0.30，c=17.0， ，Kgs4330故代入数据得56.830cos1742.cos2cos/2 22 mms3、最大卸荷力 的确定0F为减少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。此时活塞速度成 为卸荷速度 。xvcoscosmA式中， 为卸荷速度 ，A 为车身振幅，取40mm xv代入数据得： xv s/87.630cs42170伸张行程时的阻尼系数为，在伸张行程的最大卸荷力 20 /Kg1.746.85= smFx 4、筒式减振器工作缸直径 D 的确定 根据伸张行程的最大卸荷力 F 计算工作缸直径 D 为 麦弗逊式独立悬架设计第 22 页 共 31
27、页 222014pFD式中，p为工作缸最大允许压力，取 3.5Mpa ；为连 杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取 =0.4 ；代入数据得： mpFD78.194.05.3714220 减振器的工作缸直径 D 有 20mm、30mm、40mm、（45mm）50mm、65mm 等选取直径 D=30mm。 储油筒直径 Ds=1.5D=1.530=45mm 壁厚取 2mm，材料选 20 钢。第八章 独立悬架导向机构的设计8.1 导向机构的布置参数1、麦弗逊式独立悬架的侧倾中心 麦弗逊式独立悬架的侧倾中心由如图 8-1 所示方式得出。从悬架与车身的固定连接点 E 作活塞杆运动方向的垂直线并将下横臂 线
28、延长。两条 线的交点即为极点 P。将 P 点与车轮接地点 N 的连线交在汽车轴线上，交点 W 即为侧倾中心。（汽车设计）第 23 页 共 31 页图 8-1 麦弗逊式独立悬架侧倾中心的确定各数据为： ， ， ， ，d=300mm， 2,30mrs1508ocB72麦弗逊式独立悬架侧倾中心的高度 为wh(8-1)spwrdktancos21式中 m5.468sin80sinockdhp 2.70325.146代入式子 8-1 得mrdkhBhspw 461503tan02cos5.1468.7tancos21 前悬架的侧倾中心高度受到允许的轮距变化限制，并且几乎不可能超过150mm。 此外，在前
29、轮前 驱的汽车上，由于前 桥轴 荷大，且 为驱动桥，故因尽可能使前轮轮荷变 化小。因此，在独立悬架中，侧倾 中心高度为： 麦弗逊式独立悬架设计第 24 页 共 31 页 24前悬 0120mm，后悬 80150mm。此次设计的前悬侧倾中心高度为 46mm，因而设计符合要求。2、侧倾轴线 在独立悬架中，汽车前部与后部侧倾中心的连线成为侧倾轴线，侧倾轴线应大致与 地面平行，且尽可能离地面高些。平行是 为 了是为了使得在曲线行驶前、后轴上的轴荷 变化接近相等从而保证中性转向特性；而尽可能高则是为了使车身的侧倾限制在允许的 范围内。 3、纵倾中心麦弗逊式独立悬架的纵倾中心，可由 E 点作减振器运动方向
30、的垂直线。该垂直线与横臂轴 D 的延长线的交点 O 即为纵倾中心，如图 8-2 所示图 8-2 麦弗逊式独立悬架的纵倾中心（汽车设计）第 25 页 共 31 页 8.2 麦弗逊式悬架导向机构设计1、导向机构受力分析 图 8-3 悬架受力简图分析如图 8-3a 所示麦弗逊 式悬架受力简图可知，作用在 导向套上的横向力，可根据 图上的布置尺寸求得 3F(8-2)cdbaF13式中， 为前轮上的静载荷 减去前轴簧下质量的 12。1F横向力 越大，则作用在导向套上的摩擦力 越大( 为摩擦因数)，这对3 fF3f汽车子顺性有不良影响。为 了减小摩擦力，在 导向套和活塞表面应用了减磨材料和特殊工艺。由式(
31、8-2)可知， 为了减小力 ，要求尺寸 c 十 b 越大越好，或者减3小尺寸 a。增大尺寸 使悬架占用空间增加，在布置上有困难; 若采用增加减振bc器轴线倾斜度的方法，可达到减小尺寸的目的，但也存在布置困难的问题。 为此，在保持减振器轴线不变的条件下，常将图中的 G 点外伸至车轮内部，既可以达到缩短尺寸 a 的目 ,又可获得 较小的甚至是负的主销偏移距，提高制动稳定性。移动 G 点后的主销轴线不再与减振器轴线重合。麦弗逊式独立悬架设计第 26 页 共 31 页 262、摆臂轴线布置方式的选择 图 8-4 角变化示意图麦弗逊式悬架的摆臂轴线与主销后倾角的匹配影响汽车的纵倾稳定性，图8-4 中，C
32、 点为汽车纵向平面内悬架相对于车身跳动的运动瞬心。当摆臂轴的抗前俯角- 等于静平衡位置的主销后倾角 时，摆臂轴线正好与主销轴线垂直，运0动瞬心交于无穷远处，主销轴线在悬架跳动时作平动。因此， 值保持不变。0当- 与 的匹配使运动瞬心 C 交于前轮后方时(图 8-4a)，在悬架压缩行程，0角有增大的 趋势.0当- 与 的匹配使运动瞬心 C 交于前轮前方时(图 8-4b)，在悬架压缩行程，0角有减小的 趋势。0为了减少汽车制动时的纵倾，一般希望在悬架压缩行程主销后倾角 有增0加的趋势。因此，在设计麦弗逊式悬架时，应选择参数 能使运动瞬心 C 交于前轮后方。 3、摆臂长度的确定（汽车设计）第 27
33、页 共 31 页图 8-5 麦弗逊式独立悬架运动特性图 8-5 为某轿车采用的麦弗逊式前悬架的实测参数为输人数据的计算结果。图中的几组曲线是下摆臂“取不同值时的悬架运动 特性。由 图可以看出，摆臂越长， 曲线越平缓， 即车轮跳动时轮距变化越小，有利于提高轮胎寿命。主销内YB倾角 车轮外倾角 和主销后倾角 曲线的变化规律也都与 类似，说明摆臂YB越长，前 轮定位角度的变化越小，将有利于提高汽车 的操纵稳定性。所以设计时，在满足布置要求的前提下应尽量加长摆臂长度。第九章 悬架系统的辅助元件横向稳定器通过减小悬架垂直刚度 c，能降低 车身振动固有频 率 n，达到改善汽车平顺性的目的。但因为悬架的侧倾
34、刚度 和悬架垂直刚到 c 之间是正比关系，所以减小垂直刚度 c 的同时使侧倾刚 度 也坚信，并使 车厢侧倾 角增加，结果车厢中的c麦弗逊式独立悬架设计第 28 页 共 31 页 28乘员会感到不舒适和降低了行车安全感。解决这一矛盾的主要方法就是在汽车上设置横向稳定器。有了横向稳定器，就可以做到在不增大悬架垂直刚度 c 的条件下，增大悬架的侧倾角刚度 。c汽车转弯行驶产生的侧倾力矩，使内、外侧车轮的负荷发生转移，并影响 车轮侧片刚度 K 和车轮侧偏角 变化。前、后轴（桥）车轮负荷转移 ，主要取决于前、后悬架的侧倾角刚度值。在汽 车前悬架上设置横向稳定器，能增大前悬架的侧倾角刚度。有时也安装横向稳
35、定杆，因为当两则悬架变形相同时，横向稳定器不起作用。当两侧悬架变形不等时，车 身相对路面横向倾斜时，车架一侧移近弹簧支座， 稳定杆的同侧末端就随车架向上移动，而另一侧车架远离弹簧座，相应横向稳定杆的末端相对车架下移，横向 稳定杆中部对于车架没有相对运动，而稳定杆两边的纵向部分向不同方向偏转，于是稳定杆被扭转。 弹性的 稳定杆产生扭转内力矩就阻碍悬架弹簧的变形，减少了 车身的横向倾斜和横向角振动。（汽车设计）第 29 页 共 31 页第十章 展望未来的汽车悬架虽然设计师们已经针对弹簧和减振器已经有了许多改进，但在过去的若干年中，汽车悬架的基本设计 仍未有重大突破。但所有这一切可能会随着 Bose
36、 全新的悬架设计理念的引入而发生变化。有些专业人士甚至表示，Bose 悬架是自全独立式设计面世以来汽车悬架领域的最大进步。Bose 悬架前端模块Bose 系统在每个车轮处使用一个线性电磁马达（LEM）取代了传统的减振器和弹簧装置。 放大器以随着系统的每次压缩重新产生动力的方式向马达提供电麦弗逊式独立悬架设计第 30 页 共 31 页 30力。这种马达的主要优点是它们不受传统液压式减振器固有的惯性限制。因此，LEM 能够以更快的速度伸缩，从而几乎完全消除了车厢的震动。车轮的运动可以控制得如此之好，以至于不管车轮发生什么情况，车身都能保持平稳。 LEM 还可以抵消汽车加速、制动和转弯时的车身运动， 为驾驶员提供更美妙的操控体验。小结在这个设计的过程中我领悟到了许多，很多东西是不可能通过平时的学习得到的，必须动手才会有收 获。 经过这个类似“实战” 的训练，获益匪浅：对汽车悬架系统有了一个系统，全面的 认识，特 别是对麦弗逊 式独立悬架的结构，原理有了较为深入的理解。经历了此番难忘的课程设计，深深的感到，在今后的学习中必须加倍努力，只有把在此暴露的问题统统解决掉，才有向前进可能，才会有更大的进步。
