畢業(yè)設計（論文）汽車雙橫臂獨立懸架設計

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1、廣西科技大學（籌）2012屆畢業(yè)設計說明書 廣西科技大學（籌） 畢業(yè)設計（論文）說明書 課題名稱 汽車懸架設計 院 別 汽車與交通學院 專 業(yè) 車輛工程 班 級 車輛083 學 號 200

2、8002051** 姓 名 指導教師 2012年 5月 18日 1 摘 要 懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，它把車架（或車身）與車軸（或車輪）彈性的連接起來。它最主要的功能是傳遞作用在車輪和車架(或車身)之間的一切力和力矩，緩和路面?zhèn)鹘o車架（或車身）的沖擊

3、載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，以保證汽車的行駛平順性。 本文是在奧迪R8 5.2L FSI quattro 2010款轎車前懸架基礎上設計的，目的是為了考察大學四年的學習成果并為將來走向工作崗位打下堅實的基礎。所做的說明書中包括轎車前懸架的選型、減振器的選型及計算、彈性元件形式的選擇計算及選型、導向機構的設計，橫向穩(wěn)定桿的設計計算和車輪定位參數(shù)的確定。經(jīng)過查閱大量的資料，以及結合所學知識，對該前懸架進行了方案論證、結構方案分析以及設計計算。設計中包括了減振器、彈性元件和橫向穩(wěn)定桿各項參數(shù)的確定，包括主要參數(shù)的選擇計算、受力情況、強度校核等。在最后，對本次設計做出總結。 設計中包括計算

4、機輔助設計CATIA建模（零件圖、裝配圖），計算機輔助設計CAD繪圖(零件圖)折合1.5張A0圖紙，手繪一張A1圖紙，翻譯外文資料一份，編輯說明書一份。 關鍵詞:雙橫臂獨立懸架 導向機構 減震器 螺旋彈簧 橫向穩(wěn)定桿 ABSTRACT The suspension is one of the modern automobile assembly, frame (or body) and the axle (or wheel) flexible connection up. Its primary function is to p

5、ass the role of force and torque between the wheels and the frame (or body) to ease the load of the road to pass the impact of the frame (or body), the attenuation caused by the vibration of the bearing system ensure riding comfort. This article is based on the AUDI Spyder 5.2 FSI quattro car front

6、 suspension , the purpose is to lay a solid foundation for the future go to work for the learning outcomes of the inspection four years of college. Made to the instructions included in the suspension in the front of the car selection, the selection and calculation of the shock absorber, the choice o

7、f the form of the elastic element calculation and selection, guiding mechanism design, design and calculation of the stabilizer bar and wheel alignment parameters to determine . Access to large amounts of data, and combine the suspension of the former demonstration program, the structure of progra

8、m analysis and design calculations. The design includes a shock absorber, the elastic element and the horizontal stabilizer of the parameters identified, including the choice of the main parameters to calculate the forces and strength check. Finally, make a summary on the design. Catia modeling of

9、computer-aided design (parts and assembly drawings), computer-aided design CAD ??drawing (drawing) equivalent to 1.5 A0 drawings, hand-painted an A1 drawings, translate foreign data copy editing a manual included in the design. KEY WORDS: double wishbone suspension，guide mechanism，absorber，abso

10、rber springs，stabilizer bar 58 目 錄 摘 要 a 目 錄 I 緒 論 1 1.1汽車懸架概述 1 1.2論文研究的背景及意義 2 1.3 畢業(yè)論文研究內(nèi)容 2 第2章 汽車懸架概述 3 2.1懸架基本概念 3 2.1.1懸架概念 3 2.1.2懸架最主要的功能 3 2.1.3懸架基本組成 3 2.1.4懸架類型 4 2.2懸架系統(tǒng)研究與設計的領域 4 2.3懸架設計要求 4 2.4懸架的主要特性 5 2.4.1 懸架的垂直彈性特性 5 2.4.2 減振器的特性 6 2.5 本章小

11、結 6 第3章 懸架對汽車主要性能的影響 7 3.1懸架對汽車平順性的影響 7 3.1.1懸架彈性特性對汽車行駛平順性的影響 7 3.1.2懸架系統(tǒng)中的阻尼對汽車行駛平順性的影響 10 3.1.3非簧載質量對汽車行駛平順性的影響 11 3.1.4改善平順性的主要措施 12 3.2懸架與汽車操縱穩(wěn)定性 12 3.2.1 汽車的側傾 12 3.2.2側傾時垂直載荷對穩(wěn)態(tài)響應的影響 14 3.3本章小結 16 第4章 懸架主要參數(shù)的確定 17 4.1 懸架靜撓度的計算 17 4.2 懸架動撓度的計算 17 第5章 雙橫臂獨立懸架導向機構的設計 19 5.1 導向機

12、構設計要求 19 5.2導向機構的布置參數(shù) 19 5.2.1側傾中心 19 5.2.2側傾軸線 20 5.2.3縱傾中心 20 5.2.4懸架橫臂的定位角 21 5.2.5縱向平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案 21 5.2.6橫向平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案 22 5.2.7水平面內(nèi)上、下橫臂擺動軸線的布置方案 23 5.2.8上、下橫臂長度的確定 24 5.3 前輪定位參數(shù)與主銷軸的布置 25 5.3.1主銷偏移距 25 5.3.2四個前輪定位參數(shù)的初步選取 26 第6章 彈性元件的計算 28 6.1 螺旋彈簧的剛度 28 6.1.1螺旋彈簧的剛度 28 6.1.

13、3彈簧校核 31 6.2 小結 31 第7章 振器的結構類型與主要參數(shù)的選擇 32 7.1 減振器的分類 32 7.2 雙筒式液力減振器工作原理 32 7.3 減震器參數(shù)的設計計算 35 7.3.1相對阻尼系數(shù)的確定 35 7.3.2減震器阻尼系數(shù)的確定 35 7.3.3減震器最大卸荷力的確定 36 7.3.4減震器工作缸直徑的確定 37 第8章 橫向穩(wěn)定桿設計計算 39 8.1 橫向穩(wěn)定桿的作用 39 8.2 橫向穩(wěn)定桿參數(shù)的選擇 39 第9章 導向機構的仿真設計 41 9.1 仿真設計及分析 41 9.1.2前輪外傾角（camber）變化 43

14、 9.1.3前輪前束角（toe）的變化 43 9.1.4主銷內(nèi)傾角（kingpin）的變化 44 9.1.5車輪跳動產(chǎn)生的轉向角的變化 44 9.1.6車輪跳動對輪距的影響 45 9.1.7抗點頭（anti-dive） 45 9.1.8抗舉升（anti-lift） 46 9.1.9磨胎半徑 46 第10章 CATIA三維軟件繪圖 47 結 論 52 致 謝 53 參考文獻 54 附 錄 55 緒 論 1.1 汽車懸架概述 懸架由彈性元件、導向裝置、減振器、緩沖塊和橫向穩(wěn)定器等組成[1]。導向裝置由導向桿系組成，用來決定車輪相對

15、于車架(或車身)的運動特性，并傳遞除彈性元件傳遞的垂直力以外的各種力和力矩。當用縱置鋼板彈簧作彈性元件時，它兼起導向裝置作用。緩沖塊用來減輕車軸對車架(或車身)的直接沖撞，防止彈性元件產(chǎn)生過大的變形。裝有橫向穩(wěn)定器的汽車，能減少轉彎行駛時車身的側傾角和橫向角振動。 根據(jù)導向機構的結構特點，汽車懸架可分為非獨立懸架和獨立懸架兩大類。非獨立懸架的鮮明特色是左、右車輪之間由一剛性梁或非斷開式車橋聯(lián)接，當單邊車輪駛過凸起時，會直接影響另一側車輪。獨立懸架中沒有這樣的剛性梁，左右車輪各自“獨立”地與車架或車身相連或構成斷開式車橋，按結構特點又可細分為橫臂式、縱臂式、斜臂式等等。 它的主要功用如下[2

16、]： 1 緩和、抑制由于不平路面所引起的振動和沖擊，以保證汽車的行駛平順性； 2 迅速衰減車身和車橋(或車輪)的振動； 3 傳遞作用在車輪和車架(或車身)之間的各種力(驅動力、制動力、橫向力)和力矩(制動力矩和反作用力矩)； 4 保證汽車行駛穩(wěn)定性。 為了完成1、2項功能，懸架使用了彈簧和減震器。汽車懸架常用的彈性元件有鋼板彈簧、螺旋彈簧、扭桿彈簧、橡膠彈簧及空氣彈簧等。減震器有多種形式，現(xiàn)在最常用的是筒式減震器。 為了完成3、4項功能，懸架采用了適當?shù)膶驐U系把車架(車身)與車軸(車輪)聯(lián)接起來。導向桿系有多種形式，可單獨用其中的一種，也可將幾種配合起來使用。鋼板彈簧懸架中的鋼板

17、彈簧不僅用作彈性元件而且兼起導向的作用。 為了減輕車軸對車架(或車身)的直接沖撞，采用了緩沖塊。為了減小車身的側傾角，有的汽車還裝有橫向穩(wěn)定桿。 鋼板彈簧簡介 鋼板彈簧是汽車懸架中應用最廣泛的一種彈性元件，它是由若干片等寬但不等長（厚度可以相等，也可以不相等）的合金彈簧片組合而成的一根近似等強度的彈性梁。 當鋼板彈簧安裝在汽車懸架中，所承受的垂直載荷為正向時，各彈簧片都受力變形，有向上拱彎的趨勢。這時，車橋和車架便相互靠近。當車橋與車架互相遠離時，鋼板彈簧所受的正向垂直載荷和變形便逐漸減小，有時甚至會反向。 主片卷耳受力嚴重，是薄弱處，為改善主片卷耳的受力情況，常將第二片末端也彎成卷

18、耳，包在主片卷耳的外面，稱為包耳。為了使得在彈性變形時各片有相對滑動的可能，在主片卷耳與第二片包耳之間留有較大的空隙。有些懸架中的鋼板彈簧兩端不做成卷耳，而采用其他的支撐連接方式，如橡膠支撐墊。 扁平長方形的鋼板呈彎曲形，以數(shù)片疊成底盤用彈簧，一端以梢子安裝在吊架上，另一端使用吊耳連接到大梁上，使彈簧能伸縮。目前適用于中大型的貨卡車上。 1.2論文研究的背景及意義 國內(nèi)汽車懸架彈簧生產(chǎn)企業(yè)160余家，遍布全國各地，具有規(guī)模的專業(yè)生產(chǎn)企業(yè)(生產(chǎn)規(guī)模在0.8萬噸以上)約80余家。產(chǎn)品質量水平剛達到國外先進國家90年代水平。大部分企業(yè)規(guī)模較小，生產(chǎn)集中度低，散亂差問題較嚴重。其中真正形成大規(guī)模

19、、大批量生產(chǎn)的企業(yè)為數(shù)不多，大多仍停留在簡單生產(chǎn)工藝的水平上，產(chǎn)品成本較高，難以參與國際市場競爭。國內(nèi)能夠生產(chǎn)高檔次汽車鋼板懸架彈簧的企業(yè)只有4家：一汽集團遼陽汽車彈簧廠、東風汽車懸架彈簧有限公司、重慶紅巖汽車彈簧廠、山東汽車彈簧廠，他們都具有生產(chǎn)多種疊片簧、漸變剛度彈簧、少片變截面鋼板彈簧和雙曲率半徑及平直段的汽車鋼板彈簧的能力。國內(nèi)能夠同時生產(chǎn)客車、貨車、轎車懸架彈簧的廠家只有三個：一汽集團遼陽汽車彈簧廠、東風汽車懸架彈簧有限公司、山東汽車彈簧廠。 自主開發(fā)是中國汽車產(chǎn)業(yè)持續(xù)發(fā)展的保障。我國汽車產(chǎn)業(yè)在經(jīng)過半個世紀的發(fā)展，已經(jīng)初具規(guī)模，但是面臨著能源緊張、技術落后、自主品牌嚴重缺乏以及國際

20、競爭加劇帶來的壓力。我國的汽車產(chǎn)業(yè)要加速、持續(xù)和健康的發(fā)展，并成為我國國民經(jīng)濟的支柱產(chǎn)業(yè)，必須堅持產(chǎn)業(yè)創(chuàng)新，選擇面向自主發(fā)展具有中國特色的產(chǎn)業(yè)創(chuàng)新模式，推動汽車產(chǎn)業(yè)結構的升級、技術的進步、以及民族品牌的崛起。 所以為了適應汽車產(chǎn)業(yè)的自主開發(fā)道路，對懸架進行設計和強度計算并進行推廣交流顯得尤為重要。 1.3 畢業(yè)論文研究內(nèi)容 本文主要對高級轎車前懸架進行設計研究。 1 雙橫臂獨立懸架導向機構設計 介紹雙橫臂導向機構的設計方法，確定雙橫臂主要參數(shù)的過程和結構的設計過程。 2 對螺旋彈簧進行結構強度分析 介紹鋼板彈簧懸架結構強度分析方法和過程。 3 最后以奧迪R8四驅車車型為例設計

21、前懸架——雙橫臂螺旋彈簧獨立懸架結構設計和強度設計，并對其結構強度分析。 第2章 汽車懸架概述 懸架是汽車的車架與車橋或者車輪之間的一切傳力、連接裝置的總稱，其作用是傳遞作用在車輪和車架之間的力和力矩，并且緩沖衰減由不平路面?zhèn)鹘o車架或車身的沖擊，以保證汽車能平順行駛。 2.1懸架基本概念 2.1.1懸架概念 保證車輪或車橋與汽車承載系統(tǒng)(車架或承載式車身)之間具有彈性聯(lián)系并能傳遞載荷、緩和沖擊、衰減振動以及調節(jié)汽車行駛中的車身位置等有關裝置的總稱。 2.1.2懸架最主要的功能 懸架最主要的功能是傳遞作用在車輪和車架(或車身)之間的一切力和力矩，并緩和汽車駛過不平路面時

22、所產(chǎn)生的沖擊，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，以保證汽車的行駛平順性。為此必須在車輪與車架或車身之間提供彈性連接，依靠彈性元件來傳遞車輪或車橋與車架或車身之間的載荷，并依靠其變形來吸收能量，達到緩沖的目的。采用彈性連接后，汽車可以看作是由懸掛質量（簧載質量）、非懸掛質量(即非簧載質量)和彈簧 (彈性元件)組成的振動系統(tǒng)，承受來自不平路面、空氣動力及傳動系、發(fā)動機的激勵。為了迅速衰減不必要的振動，懸架中還必須包括阻尼元件，即減振器。此外，懸架中確保車輪與車架或車身之間所有力和力矩可靠傳遞并決定車輪相對于車架或車身的位移特性的連接裝置統(tǒng)稱為導向機構。導向機構決定了車輪跳動時的運動軌跡和車輪定位參數(shù)的

23、變化，以及汽車前后側傾中心及縱傾中心的位置，從而在很大程度上影響了整車的操縱穩(wěn)定性和抗縱傾能力。 2.1.3懸架基本組成[3]~ [6] 懸架主要由彈性元件、導向機構和減振器組成，有些懸架中還有緩沖塊和橫向穩(wěn)定桿。 彈性元件受沖擊后會產(chǎn)生持續(xù)的振動，使乘坐不適，因此，設有減振器將振動迅速衰減，使振幅迅速減小。 導向機構用來確定車輪相對于車架或車身的運動，傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。 為減少車軸對車架或車身的直接沖撞，一些汽車懸架上裝有緩沖塊，起限制移動行程。橫向穩(wěn)定桿的作用是減少轉彎時車身的側傾，并提高輪胎對地面的附著力。 2.1.4懸架類型[7] 1 根據(jù)導向機構的結構特點

24、，汽車懸架可以分為非獨立懸架和獨立懸架兩大類： (1) 非獨立懸架是左、右車輪之間由一剛性梁或非斷開式車橋聯(lián)接，當單邊車輪駛過凸起時，會直接影響另一側車輪。 (2) 獨立懸架中沒有這樣的剛性梁，左右車輪各自“獨立”地與車架或車身相連或構成斷開式車橋，按結構特點又可細分為橫臂式、縱臂式、斜臂式等。 2 按照彈性元件不同所分的種類： 鋼板彈簧懸架、螺旋彈簧懸架、扭桿彈簧懸架、空氣懸架以及油氣懸架等。 2.2懸架系統(tǒng)研究與設計的領域 汽車懸架系統(tǒng)的研究與設計主要是為了提高汽車整車的操縱穩(wěn)定性和行駛平順性。汽車懸架系統(tǒng)的研究與設計的領域也相應地分為兩大部分：一是對汽車平順性產(chǎn)生主要影響

25、的懸架特性；另一是對汽車操縱穩(wěn)定性產(chǎn)生主要影響的懸架特性。 前一部分主要是對懸架的彈性元件和阻尼元件特性展開工作，主要是將路面、輪胎、非簧載質量、懸架、簧載質量作為一個整體進行研究與設計，由于它主要研究的是在路面的反作用力的激勵下，影響汽車平順性的彈性元件以及阻尼元件的力學特性，因此可以稱之為懸架系統(tǒng)動力學研究。 后一部分主要是對懸架的導向機構進行工作，主要是研究在車輪與車身發(fā)生相對運動時，懸架導向機構如何引導和約束車輪的運動、車輪定位及影響轉向運動的一些懸架參數(shù)的運動學特性。這一部分的研究稱為懸架的運動學研究?？紤]了彈性襯套等連接件對懸架性能的影響，則懸架運動學即為懸架彈性運動學。懸架彈

26、性運動學是闡述由于輪胎和路面之間的力和力矩引起的車輪定位等主要懸架參數(shù)的變化特性。這樣懸架系統(tǒng)的運動學研究就包括了懸架運動學和彈性運動學兩個方面的內(nèi)容。 2.3懸架設計要求 如前所述，汽車懸架和簧載質量、非簧載質量構成了一個振動系統(tǒng)，該振動系統(tǒng)的特性很大程度上決定了汽車的行駛平順性，并進一步影響到汽車的行駛車速、燃油經(jīng)濟性和運營經(jīng)濟性。該振動系統(tǒng)也決定了汽車承載系和行駛系許多零部件的動載，并進而影響到這些零件的使用壽命。此外，懸架對整車操縱穩(wěn)定性、抗縱傾能力也起著決定性的作用。因而在設計懸架時必須考慮以下幾個方面的要求[8]~ [9]： 1 通過合理設計懸架的彈性特性及阻尼特性確保汽車

27、具有良好的行駛平順性，具有較低的振動頻率、較小的振動加速度值和合適的減振性能，并能避免在懸架的壓縮伸張行程極限點發(fā)生硬沖擊，同時還要保證輪胎具有足夠的接地能力； 2 合理設計導向機構，以確保車輪與車架或車身之間力和力矩可靠傳遞。 3 導向機構的運動應與轉向桿系的運動相協(xié)調，避免發(fā)生運動干涉，否則可能引起轉向輪擺振； 4 側傾中心及縱傾中心位置恰當，汽車轉向時具有抗側傾能力，汽車制動和加速時能保持車身的穩(wěn)定，避免發(fā)生汽車在制動和加速時的車身縱傾(即所謂“點頭”和“后仰”)； 5 懸架構件的質量要小，尤其是其非懸掛部分的質量要盡量?。? 6 便于布置； 7 所有零部件應具有足夠的強

28、度和使用壽命； 8 制造成本低； 9 便于維修、保養(yǎng)。 懸架設計可以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)調確定。 2.4懸架的主要特性 2.4.1 懸架的垂直彈性特性 汽車懸架的垂直彈性特性表示作用在懸架上的垂直載荷與在輪軸上方的變形之間的關系。 圖2-1 懸架彈性特性曲線 彈性特性上任意點的懸架剛度c，為： (2-1) 當簧下質量固定不變時，而又無減震器時，簧上質量的

29、自由振動偏頻僅與有效靜撓度有關 (2-2) 2.4.2 減振器的特性 減振器阻力P與其活塞位移速度y之間的關系。 經(jīng)常用的是雙向作用的，具有非對稱特性及卸荷閥的減振器。在現(xiàn)有的減振器中，復原阻力系數(shù)比壓縮阻力系數(shù)要大2—6倍。 減震器的外特性主要指的是阻力-速度特性[10]，特性圖如下圖。 圖2-2 減震器的外特性 2.5 本章小結 本章通過對懸架的一般基礎知識的介紹，對懸架有了初步的認識，了解其分類，功能，設計要求，熟悉懸架的彈性特。熟悉本章內(nèi)容，對后文的分析和設計起基礎作用。 懸架是傳遞作用在車輪和車架之間的力

30、和力矩，并且緩沖由不平路面?zhèn)鹘o車架或車身的沖擊力，并衰減由此引起的振動，以保證汽車能平順行駛。依靠彈性元件來傳遞車輪或車橋與車架或車身之間的垂向載荷，并依靠其變形來吸收能量，達到緩沖的目的。采用彈性聯(lián)接后，汽車可以看作是由懸掛質量(即簧載質量)、非懸掛質量(即非簧載質量)和彈簧 (彈性元件)組成的振動系統(tǒng)，承受來自不平路面、空氣動力及傳動系、發(fā)動機的激勵。 懸架設計可以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。 第3章 懸架對汽車主要性能的影響 懸架型式、導向桿系的

31、布置以及懸架參數(shù)的選擇等對汽車性能的影響，并不是孤立的，而是存在著一定的內(nèi)在聯(lián)系。為此從不同角度去分析汽車各種性能的影響。 3.1懸架對汽車平順性的影響 良好的汽車行駛平順性不僅能保證乘員的舒適與所運貨物的完整無損，而且還可以提高汽車的運輸生產(chǎn)率、降低燃油消耗、延長零件的使用壽命及提高零件的工作可靠性等。 目前主要參照國際標準ISO2631來評價汽車平順性，它把乘員承受的疲勞-降低工效界限表示為振動加速度均方根值隨頻率變化的函數(shù)。對垂直振動而言，人體對4—8Hz的振動最敏感，所以這一頻帶的界限值最低。為使人體承受的振動不超過規(guī)定的界限值，主要靠懸架來降低車身振動加速度均方根值。在一定隨機

32、路面不平度的輸入下，車身加速度的均方根值的大小，取決于車身加速度對路面不平度g的幅頻特性“｜/g｜”，與車身在懸架上振動的固有頻率n、非周期性系數(shù)及非簧載質量m的大小有關。從下圖可以看出，當車身固有頻率越低曲線越低，車身加速度均方根值越小。 圖3-1 幅頻特性曲線 3.1.1懸架彈性特性對汽車行駛平順性的影響 1)車身固有振動頻率[11] ~[13] 若不考慮輪胎和減震器的影響，則車身固有頻率 == Hz (3-1) 式中 —固有角振動頻率，rad/s C—懸架剛度，N/m M—

33、簧載質量，kg 由于在靜載荷作用下懸架的靜撓度 = (3-2) 則 = (3-3) 當以每秒振動次數(shù)表示時， = Hz (3-4) 式中—靜撓度（cm）。是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷F與此時的懸架剛度c之比。 從上述公式中可見，車身振動的固有頻率由簧載質量M、懸架剛度c或由懸架靜撓度決定。 由試驗得知，為了保持汽車具有良好的平順性，車身振動的固有頻率應接近人體所習慣的步行時的身體上、

34、下運動的頻率1～1.4Hz(60～85次/min)，振動的加速度的極限允許值為0.3～0.4g。 從保持所運貨物完整性的觀點出發(fā)，車身振動加速度也不能過大，如果車身加速度達到1g，則未經(jīng)固定的貨物可能離開車廂底板。因此為保證所運貨物完整無損，振動加速度的極限值不應超過0.6～0.7g。 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允許的最大變形(通常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1／2或2／3)時，車輪中心相對車架(或車身)的垂直位移。 從圖3-1可知，車身固有頻率低于3Hz就可以保證人體最敏感的4～8Hz處于減震區(qū)。值越低，車身加速度的均方根值越小。但在懸架設計時，值不能選得太低，這

35、主要是值降低，懸架的動撓度就增大，在布置上若不能保證足夠大小的限位行程，就會使限位塊撞擊的概率增加。另外，值選得過低，懸架設計不選取一定措施，就會增大制動“點頭”角和轉彎側傾角，使空、滿載時車身高度的變化過大。各種車型車身固有頻率的實用范圍為：貨車1.5～2Hz；旅行客車1.2～1.8Hz；高級轎車1～1.3Hz。 2 )彈性特性 在懸架設計中，通常把力和變形的關系曲線，即車輪受到的垂直外力與由此所引起的車輪中心相對于車身位移的關系曲線，稱為懸架的彈性特性曲線，曲線的斜率為懸架的剛度。 a、線性彈性特性 線性彈性特性，即懸架變形與所受載荷成比例地變化。其剛度G是常數(shù)。一般鋼板彈簧懸架即

36、屬此類。 具有線性彈性特性的汽車，在使用中其車身振動的固有頻率將隨裝載的多少而改變，尤其是后懸架載荷變化很大的貨車和大客車，這種變化會使汽車前后懸架的頻率相差過大，結果導致汽車車身的猛烈顛簸(縱向角振動)，因而使汽車行駛平順性變壞。 圖3-2 彈性特性曲線 a——線性彈性特性 b——非線性彈性特性 b、非線性彈性特性 非線性彈性特性的懸架，即懸架的剛度可隨載荷的改變而變化，也稱變剛度懸架。由于剛度c隨載荷而改變，可以使得在載荷變化時，保持車身振動的固有頻率不變，從而獲得良好的汽車行駛平順性。這時，在曲線上任意點M，必須滿足 P／=f==常數(shù)

37、 (3-5) 式中 P—特性曲線上任意點M的載荷； —任意點M的懸架剛度； f—求剛度時的次切矩(不是懸架從原點的變形)，也有人稱f為懸架的折算靜撓度； —在靜載荷時，為汽車獲得較為良好平順性所要求的懸架靜撓度。 因為 = (3-6) 可將上式改寫成 = (3-7) 積分得 ln P=+A

38、 (3-8) 因為當f=時，P= 所以 A= ln-1 (3-9) 因此 P= 這就是說，不管載荷如何變，為保持車身固有頻率不變，當載荷P等于大于時，懸架的特性應該是按指數(shù)函數(shù)的規(guī)律變化。然而，這種較為理想的彈性特性的懸架是難于實現(xiàn)的。 目前，在懸架設計中，只不過是力求減小固有頻率隨載荷而變化的幅度(或范圍)，從而不同程度地改善汽車行駛平順性。 非線性的懸架彈性特性可以采用適當?shù)膽壹芙Y構(導向機構)或彈性元件

39、(如加輔助彈簧、調節(jié)彈簧、空氣彈簧等)來實現(xiàn)。 3.1.2懸架系統(tǒng)中的阻尼對汽車行駛平順性的影響 減震器起衰減振動的作用[14]~ [16]，對汽車平順性有影響，其主要參數(shù)為阻尼系數(shù)，阻尼系數(shù)的選取要根據(jù)具體汽車的型號來選取。下圖是減振器阻尼對車身振動衰減的曲線示圖。 圖3-3 減震器阻尼對振動的衰減作用 a―振動完全沒有衰減的曲線，車身按懸架的固有振動頻率不斷振動； b―有衰減的情況，車身振動的振幅逐漸減小。 c―減振器的衰減能力很強的情況，車身沒有振動，車身的位移很快恢復到原位。 為了衰減車身由路面反饋來的自由振動和抑制車身、車輪、車架等的共振，以減小車身的垂直振動所引起

40、的加速度和車輪垂直方向振動的振幅(減小車輪對地面壓力的變化，防止車輪過于跳離地面)，懸架系統(tǒng)中應具有適當?shù)淖枘帷? 當增大時，動撓度的幅頻特性｜/｜在高、低兩個共振區(qū)幅值均顯著下降，在兩個共振區(qū)幅值之間變化很小。 隨阻尼比增大，在低頻共振區(qū)幅頻特性｜/｜峰值下降，車身加速度均方根值，提高平順性。 下圖示出了車身加速度、車輪相對動載荷和彈簧行程與阻尼比(相對阻尼系數(shù))之間的關系。 圖3-4 、和(Z-)與阻尼比的關系 圖中曲線走向表示，只是彈簧行程(Z-)曲線是隨阻尼比單調變化，阻尼比愈大，所要求的彈簧行程愈小，相反，對于車身加速度和車輪動載而言，可找到一個最佳阻尼比值。然面對車

41、身加速度和車輪動載的最佳阻尼比值也是不同的，前者為0.18，后者為0．4以上，故設計人員只能從中采取折中方案。 3.1.3非簧載質量對汽車行駛平順性的影響 由懸架支承的部件、總成等稱為簧載質量(或懸掛質量)，不是由懸架支承的部分稱為非簧載質量(或非懸掛質量)。減小非懸掛質量，使懸掛質量與非懸掛質量的比值較大，可以減小高頻共振區(qū)車身振動加速度和減少車輪離開地面的機率。因此，在汽車設計中，為提高汽車行駛平順性，采用非簧載質量較小的獨立是架更為有利。 3.1.4改善平順性的主要措施 (1) 增大懸架靜撓度(降低固有頻率)。使其頻率接近人體所習慣的步行時的身體上、下運動的頻率。 (2) 盡量

42、減少非簧載質量。由頻率公式得到減少非簧載質量，進而增大了簧載質量，同樣有降低汽車固有頻率的效果，從而也有使頻率接近人體習慣的運動頻率。 (3)配合適當?shù)淖枘岷拖尬恍谐獭Ｍㄟ^減震器來吸收路面?zhèn)鞯杰嚿系恼駝幽芰?，使汽車振動得到衰減。 3.2懸架與汽車操縱穩(wěn)定性 所謂的汽車操縱穩(wěn)定性，是指汽車能正確地按照駕駛員通過操縱轉向系所確定的方向行駛，且在外力干擾下，能保持穩(wěn)定或經(jīng)過干擾后在一定時間內(nèi)恢復穩(wěn)態(tài)工況的性能。影響操縱穩(wěn)定性的主要參數(shù)是車輪偏離角、前輪定位角、導向桿系與轉向桿系的運動協(xié)調性。 當汽車曲線行駛時，在離心力的作用下，由于輪胎的橫向彈性和前、后懸架導向機構特性，一般會使轉彎半徑發(fā)生

43、變化。在離心力的作用下，使轉彎半徑變大的特性稱為不足轉向，反之，稱為過度轉向。 3.2.1 汽車的側傾 1 )車身側傾軸線 車身相對地面轉動時的瞬時軸線稱為車身側傾軸線。該軸線通過車身在前、后軸處橫斷面上的瞬時轉動中心，這兩個瞬時中心稱為側傾中心。 側傾中心到地面的距離稱為側傾中心高度。側傾中心位置高，它到車身質心的距離縮短，可使側向力臂及側傾力矩小些，車身的側傾角也會減小。但側傾中心過高會使車身傾斜時輪距變化大，加速輪胎的磨損。 2 )懸架的側傾角剛度 懸架的側傾角剛度是指側傾時(車輪保持在地面上)，單位車身轉角時，懸架系統(tǒng)給車身總的彈性恢復力偶矩。 若令T為懸架系統(tǒng)作用于車身

44、的總彈性恢復力偶矩，為車身轉角，則懸架的側傾角剛度為= 可以通過懸架的線剛度來計算側傾角剛度。 (1) 懸架的線剛度[17] ~[18] 懸架的線剛度指的是車輪保持在地面上,車身作垂直運動時，單位車身位移時，懸架系統(tǒng)給車身的總彈性恢復力。 a 非獨立懸架 具有非獨立懸架的汽車車身作垂直位移時所受到的彈性恢復力，就是彈簧直接作用于車身的彈性力。所以，懸架的線剛度就等于兩個彈簧線剛度之和。若一個彈簧的線剛度為 ks,則懸架的線剛度為 ： K=2ks (3-10) 圖3-5非獨立懸架

45、b 獨立懸架 具有獨立懸架的汽車車身作垂直位移時，在垂直方向上車身受到的隨位移而變的力包括兩部分： 彈簧直接作用于車身的彈性力在垂直方向的分量和導向桿系約束反力在垂直方向的分量。 若能求出車身作垂直位移Δ時地面作用于輪胎的反作用力Δ，就可以求出懸架的線剛度。即： Δ／Δ (3-11) (2) 懸架的側傾角剛度[19] 車身側傾時受到懸架的彈性恢復力偶矩，可以用等效彈簧的概念來進行分析。車身上一側受到的彈性恢復力，相當于一個上端固定于車身，下端固定于輪胎接地點且垂直于地面，具有懸架線剛度的螺旋彈簧施加于車身的彈性力。這個相當?shù)膹椈煞Q為

46、等效彈簧。 圖3-6等效彈簧 參照上圖3-7，當車廂發(fā)生小側傾角d時，等效彈簧的變形量為d,故車廂受到的彈性恢復力偶矩為dT=d 懸架側傾角剛度為 = (3-12) 式中 一側懸架的線剛度；B—為輪距。 若已知懸架的線剛度，即可算出該懸架的側傾角剛度。例如，單橫臂獨立 懸架的側傾角剛度為 = (3-13) 應該指出，上面的計算只適用于小傾角，而且在分析中沒有考慮導向桿系中鉸接點處彈性村套的影響。實際轎車的前側傾角剛度為300-1200Nm

47、／（），后側傾角剛度為180-700Nm／（） 3.2.2側傾時垂直載荷對穩(wěn)態(tài)響應的影響 在正常工作狀態(tài)下，汽車左、有車輪的垂直載荷大體上是相等的。但曲線行駛時，由于側傾力矩的作用，作用在前、后軸左、右車輪上的垂直反力，將是靜止狀態(tài)下的垂直反力及由側傾引起的垂直反力變動量之和。這將使車輪垂直載荷在左、右車輪上是不相等（外側車輪是增加垂直反力的，而在內(nèi)側車輪則是減少垂直反力的），將影響輪胎的側偏特性，導致汽車穩(wěn)態(tài)響應發(fā)生變化。有的汽車甚至會從不足轉向變?yōu)檫^多轉向。 垂直載荷的變化對輪胎側偏特性有顯著影響[20]~ [22]。如下圖3-8所示： 圖3-7垂直載荷對輪胎側偏特性的影響

48、 垂直載荷增大后，側偏剛度隨垂直載荷的增加而加大；但垂直載荷過大時，輪胎與地面接觸區(qū)的壓力變得極不均勻，使輪胎側偏剛度反而有所減小。 無側向力作用時，令為車軸左、右車輪的垂直載荷，為每個車輪的側偏剛度 有側向力作用時，設左、右車輪垂直載荷沒有發(fā)生變化，則相應的側偏角為： = (3-14) 實際上，在側向力作用下，左、右車輪垂直載荷均發(fā)生變化。內(nèi)側車輪減少ΔW，外側車輪增加ΔW，兩個車輪的側偏剛度隨之變?yōu)?、。由于左、右車輪的側偏角相等，故? =α+α (

49、3-15) 或 α= (3-16) 若令=， 為垂直載荷重新分配后每個車輪的平均側偏剛度，則兩個車輪的側偏角為 α= (3-17) w 垂直載荷W 側偏剛度K 圖3-8 左右車輪垂直載荷再分配時側偏剛度 由上圖3-9可知，平均側偏剛度即為梯形abcd中線ef的高度。顯然>，即α>。進一步分析可知，左、右車輪垂直載荷差別越大，平均側偏剛度越小。 由此可知，在側向力作用下，若汽車前軸左、右車輪垂直載荷變動量較大

50、，汽車趨向于增加不足轉向量；若后鈾左、右車輪垂直載荷變動量較大，汽車趨于減少不足轉向量一般應使汽車有適度的不足轉向特性。 汽車前軸及后軸左、右車輪載荷變動量決定于：前、后懸架的側傾角剛度、懸掛質量、非懸掛質量、質心位置以及前、后懸架側傾中心位置等一系列參數(shù)的數(shù)值。 3.3本章小結 本章主要介紹了影響汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性的一些主要因素，如影響汽車行駛穩(wěn)定性的有鋼板彈簧的彈性特性、減震器的阻尼系數(shù)、非簧載質量等。架型式、導向桿系的布置以及懸架參數(shù)的選擇等對汽車性能的影響，并不是孤立的，而是存在著一定的內(nèi)在聯(lián)系。 通過對本章內(nèi)容得學習和研究，知道影響汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性的幾個因素

51、，知道在設計鋼板彈簧懸架時，應該著重考慮這些因素，通過對這些因素的分析和研究，了解這些因素是如何影響汽車行駛平順性和操縱穩(wěn)定性，從而在設計時綜合各個方面的知識，設計出使汽車同時具有適當?shù)男旭偲巾樞院筒倏v穩(wěn)定性的鋼板彈簧懸架。 第4章 懸架主要參數(shù)的確定 4.1 懸架靜撓度的計算 對于大多數(shù)汽車而言，其懸掛質量分配系數(shù)ε=0.8～1.2，因而可以近似地認為ε=1，即前后橋上方車身部分的集中質量的垂直振動是相互獨立的，并用偏頻，表示各自的自由振動頻率，偏頻越小，則汽車的平順性越好。用途不同的汽車，對平順性的要求是不一樣的。轎車對平順性的要求最高，客車次之，載貨車更次之。由前

52、面得各種車型車身固有頻率的實用范圍為：貨車1.5～2.17Hz；旅行客車1.2～1.8Hz；高級轎車1～1.3Hz。 取n=1.0Hz。 懸架的工作行程由靜撓度與動撓度之和組成。 由n (4-1) 式中 ——懸架靜撓度（cm） 得懸架靜撓度： (4-2) 4.2 懸架動撓度的計算 懸架的動撓度是指懸架從滿載靜平衡位置開始壓縮到結構允許的最大變形 (通

53、常指緩沖塊壓縮到其自由高度的1/2或1/3) 時，車輪中心相對車架(或車身)的垂直位移。要求懸架應有足夠大的動撓度，以防止在壞路面上行駛時經(jīng)常碰撞緩沖塊。一般：動撓度，轎車：7～9 cm； 大客車：5～8cm； 貨 車：6～9cm 。故選擇動撓度為8cm即：80mm。為了得到良好的平順性，應當采用較軟的懸架以降低偏頻，但軟的懸架在一定載荷下其變形量也大，對于一般轎車而言，懸架總工作行程（靜擾度與動擾度之和）應當不小于160mm。 而=250+80=330mm>160mm 符合要求。 4.3 懸架剛度計算 本次設計車型參考奧迪R8，發(fā)動機中置四驅。前后懸架采用雙橫臂獨

54、立懸架。 已知： 已知整備質量：M1=1655kg,取簧上質量ma：1555kg,簧下質量mb：254kg. 允許總質量：M=1855kg. 空載時前軸單輪軸荷取50%：Ma＝（M1-mb）50%／2=122260%/2=388.75kg 滿載時前軸單輪軸荷取50%：Mb＝(M-mb)50%/2=175550%/2=438.75kg 表4-1 奧迪R8 5.2 FSI quattro 2010款相關數(shù)據(jù) 單位mm 驅動方式 中置四驅 前懸掛類型 雙橫臂獨立懸架 整備質量 1655kg 空載前軸軸載質量 388.75kg 滿載

55、質量 1855kg 滿載前軸軸載質量 438.75kg 簧下質量 254kg 懸架剛度： =(438.759.8)/250=17.199N／mm (4-3) 第5章 雙橫臂獨立懸架導向機構的設計 5.1 導向機構設計要求 對前輪導向機構的設計要求是： 1） 懸架上載荷變化時，保證輪距變化不超過4.0mm，輪距變化大會引起輪胎早期磨損。 2） 懸架上載荷變化時，前輪定位參數(shù)要有合理的變化特性，車輪不應該產(chǎn)生縱向加速度。 3） 汽車轉彎行駛時，

56、應使車身側傾角小。在0.4g 側向加速度作用下，車身側傾角小于等于6～7，并使車輪與車身的傾斜同向，以增強不足轉向效應。 4） 制動時，應使車身有抗前俯作用；加速時，有抗后俯作用。 對汽車后輪獨立懸架導向機構的要求： 1） 懸架上載荷變化時，輪距無顯著變化。 2） 汽車轉彎行駛時，應使車身側傾角小，并使車輪與車身的傾斜反向，以減小過多轉向效應。此外，導向機構還應有足夠強度，并可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。 5.2導向機構的布置參數(shù) 5.2.1側傾中心 雙橫臂式獨立懸架的側傾中心由如圖5-1所示方式得出。將橫臂內(nèi)外轉動點的連線延長，以便得到極點P，并同時獲得P點的高度。將P

57、點與車輪接地點N連 接，即可在汽車軸線上獲得側傾中心W。當橫臂相互平行時，P點位于無窮遠 處。作出與其平行的通過N點的平行線，同樣可獲得側傾中心W。 圖5-1雙橫臂式獨立懸架側傾中心W的確定 圖5-2橫臂相互平行的雙橫臂式獨立懸架側傾中心W的確定 本次設計采用非相互平行的雙橫臂布置。 5.2.2側傾軸線 在獨立懸架中，前后側傾中心連線稱為側傾軸線。側傾軸線應大致與地面平 行，且盡可能離地面高些。平行是為了使得在曲線行駛時前、后軸上的輪荷變化接近相等，從而保證中性轉向特性（保證轉向特性這并不是唯一的措施）；而盡可能高則是為了使車身的側傾限制在允許范圍內(nèi)。但是前

58、懸架側傾中心高度受到允許輪距變化的限制且?guī)缀醪豢赡艹^150mm（上下擺臂初始角度過大）。獨立懸架的側傾中心高度推薦值如下： 前懸架O～120mm； 后懸架80～150mm。 設計時首先要確定(與輪距變化有關的)前懸架的側傾中心高度，然后確定后懸架的側傾中心高度。當后懸架采用獨立懸架時，其側傾中心高度要稍大些。如果用鋼板彈簧非獨立懸架時，后懸架的側傾中心高度要取得更大些。 5.2.3縱傾中心 雙橫臂式懸架的縱傾中心可用作圖法得出，見圖5-3。自鉸接點E和G作擺臂轉動軸C和D的平行線，兩線的交點即為縱傾中心。 圖5-3 雙橫臂式獨立懸架的縱傾中心 5.2.4懸架橫臂的

59、定位角 獨立懸架中的擺臂鉸鏈軸大多為空間傾斜布置。為了描述方便，將擺臂空間定位角（圖5-4）定義為：擺臂的水平斜置角α，懸架抗前俯角β，懸架斜置初始角θ。 圖5-4 α、β、θ的定義 5.2.5縱向平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案 上、下橫臂軸抗前俯角的匹配對主銷后傾角的變化有較大影響。圖5-5給出了六種可能布置方案的主銷后傾角值隨車輪跳動的曲線。圖中橫坐標為λ（主銷后傾角）值，縱坐標為車輪接地中心的垂直位移量Z。角度的取值見圖注，其正負號按右手定則確定。 圖5-5 -β1、β2的匹配對λ的影響 為了提高汽車的制動穩(wěn)定性和舒適性，一般希望主銷

60、后傾角的變化規(guī)律為：在懸架彈簧壓縮時后傾角增大；在彈簧拉伸時后傾角減小，用以造成制動時因主銷后傾角變大而在控制臂支架上產(chǎn)生防止制動前俯的力矩。 1 方案：彈簧壓縮后傾角增大，拉伸時減小； 2 方案：彈簧壓縮后傾角增大，拉伸時減?。? 3方案：主銷后傾角基本不變化，但抗前俯的作用也最小，現(xiàn)代汽車中采用的較少。 4 方案：彈簧壓縮后傾角減小，拉伸時增大； 5 方案：彈簧壓縮后傾角減小，拉伸時增大； 6方案：彈簧壓縮后傾角增大，拉伸時減小。 1，2，6的跳動規(guī)律是比較好的，目前被廣泛采用。 本次設計選擇方案2進行設計。 5.2.6橫向平面內(nèi)上、下橫臂的布置方案 比較圖5-6 a、b

61、、c三圖可以清楚地看到，上、下橫臂布置不同，所得側傾中心位置也不同，這樣就可根據(jù)對側傾中心位置的要求來設計上、下橫臂在橫向平面內(nèi)的布置方案。 圖5-6 a) b) c) 上、下橫臂在橫向平面內(nèi)的布置方案 本次按照圖7）a進行設計。 5.2.7水平面內(nèi)上、下橫臂擺動軸線的布置方案 上、下橫臂軸線在水平面內(nèi)的布置方案有三種，如圖5-7： 圖5-7上、下橫臂軸線在水平面內(nèi)的布置方案 下橫臂軸M-M和上橫臂軸N-N與縱軸線的夾角，分別用α1與α2來表示，稱為導向機構上、下橫臂軸的水平斜置角。

62、一般規(guī)定，軸線前端遠離汽車縱軸線的夾角為正，反之為負；與汽車縱軸線平行者，夾角為零。 為了使得車輪在遇到凸起路障時能夠使車輪一面上跳，一面后退，以減少傳到車身上的沖擊力，還為了便于布置發(fā)動機，多數(shù)前置發(fā)動機汽車的懸架下橫臂軸線M-M的斜置角α1為正，而上橫臂軸N-N的斜置角α2則有正、有零或有負值三中布置方案；如圖中的a、b、c所示。上下橫臂軸斜置角不同的組合方案，對車輪跳動時前輪定位參數(shù)的變化規(guī)律有很大的影響。如車輪上跳，下橫臂軸斜置角α1為正、上橫臂軸斜置角α2為負值或者零值時，主銷后傾角隨車輪的上跳而增大。如組合方案為上、下橫臂軸斜置角α1、α2都為正值時，則主銷后傾角隨車輪的上跳有較

63、少增加甚至減少（當α1<α2時）。至于采取哪種方案好，要與上下橫臂在縱平面內(nèi)的布置一起考慮。當車輪上跳、主銷后傾角變大時，車身上的懸架支承處會產(chǎn)生反力矩，有抑制制動時的前俯作用。但是主銷后傾角變得太大時，會使支承處反力矩過大，同時使得轉向系統(tǒng)對側向力十分敏感，容易造成車輪擺振或轉向盤上力的變化。因此，希望乘用車的主銷后傾角原始值為-1~+2。當車輪上調時，懸架壓縮10mm，主銷后傾角變化范圍為10′~40′。 綜合上述要求，選擇恰當?shù)目骨案┙牵瑖庖迅鶕?jù)設計經(jīng)驗制定出一套列線 圖，如圖5-8所示。該圖由三組線圖組成：圖5-8a為汽車在不同減速度時(以重力加速度g百分數(shù)表示)，前輪上方車身下

64、沉量與抗前俯率的關系；圖5-8b為下橫臂擺動軸線與水平線夾角不相同時，主銷后傾角的變化率與抗前俯率的關系；圖5-8c為不同球銷中心距時，主銷后傾角的變化率與上、下橫臂擺動軸線夾角(一)的關系。運用此圖的步驟如下： 先根據(jù)設計的允許前俯角(在O．5g時為1～3)確定，然后找到相應的，并在圖5-8b上初選，求出主銷后傾角變化率(推薦懸架每壓縮lOmm時為1 O′～40′)，如超出范圍，即重新選，直至達到要求為止。接著可用圖5-8c，先選定球銷中心距，從圖5-8b所定的值與初選的球銷中心距在圖上沿虛線所示的路線找到上、下橫臂的夾角，如布置上允許即認為初選成功。此圖適用于軸距2.8～3.2m，質心高

65、為O.58～O.6m的轎車。 圖5-8 選擇上、下橫臂軸線縱向傾角的線圖 充分考慮，本次設計按照圖5-7b）方案進行布置。 5.2.8上、下橫臂長度的確定 雙橫臂式懸架的上、下臂長度對車輪上、下跳動時前輪的定位參數(shù)影響很大?，F(xiàn)代轎車所用的雙橫臂式前懸架，一般設計成上橫臂短、下橫臂長。這一方面是考慮到布置發(fā)動機方便，另一方面也是為了得到理想的懸架運動特性。 輪距變化 車輪外傾角 主銷內(nèi)傾角 圖5-9 上、下橫臂長度之比L1/L2改變時的懸架運動特性 上圖為下橫臂長度L1

66、保持原車值不變，改變上橫臂長度L2，使L1/L2分別 為O.4，O.6，O.8，1.O，1.2時計算得到的懸架運動特性曲線。 設計汽車懸架時，希望輪距變化要小，以減少輪胎磨損，提高其使用壽命， 因此應選擇L1/L2在O．6附近；為保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性，希望前 輪定位角度的變化要小，這時應選擇L2/L1在1.O附近。綜合以上分析，該懸 架的L1/L2 應在O.6～1.O范圍內(nèi)。美國克萊斯勒和通用汽車分司分別認為， 上、下擺臂長度之比取O.7和O.66為最佳。根據(jù)我國轎車設計的經(jīng)驗，在初 選尺寸時， L1/L2取O.65為宜。 本次設計選擇L1/L2=0.65進行設計。 5.3 前輪定位參數(shù)與主銷軸的布置 筒式減振器上鉸鏈的中心與橫擺臂外端的球鉸鏈中心的連線為麥弗遜懸架的主銷軸線。此結構也為無主銷結構。 5.3.1主銷偏移距 圖5-10所示為麥弗遜式前懸架，當主銷軸線的延長線與地面的交點位于輪胎胎冠印跡中心線外側時，具有負的主銷偏移距。rs為磨胎半徑。 圖5-10 麥弗遜式前懸架 5.3.2四個前輪定位參數(shù)的