汽車設(shè)計：第六章 懸架設(shè)計

1、1,第六章 懸架設(shè)計,第一節(jié) 概述 第二節(jié) 懸架結(jié)構(gòu)形式分析 第三節(jié) 懸架主要參數(shù)的確定 第四節(jié) 彈性元件的計算 第五節(jié) 獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)的設(shè)計 第六節(jié) 減振器,2,第一節(jié) 概 述,功用 傳遞作用在車輪和車架（車身）之間的一切力和力矩； 緩和路面?zhèn)鹘o車架（或車身）的沖擊載荷，衰減由此引起的承載系統(tǒng)的振動，保證汽車的行駛平順性； 保證車輪在路面不平和載荷變化時有理想的運動特性，保證汽車的操縱穩(wěn)定性，使汽車獲得高速行駛能力。,一、 懸架的功用和組成,3,組成 彈性元件 導(dǎo)向裝置 減振器 緩沖塊 橫向穩(wěn)定器,一、 懸架的功用和組成,4,保證汽車有良好的行駛平順性； 具有合適的衰減振動能力； 保證汽車

2、具有良好的操縱穩(wěn)定性； 保證車身穩(wěn)定，制動或加速時縱傾要小，轉(zhuǎn)彎時車身側(cè)傾角要合適；,二、 懸架的設(shè)計要求,5,有良好的隔聲能力； 結(jié)構(gòu)緊湊、占用空間尺寸要小 ； 可靠地傳遞車身與車輪之間的各種力和力矩，在滿足零部件質(zhì)量要小的同時，還要保證有足夠的強度和壽命。,二、 懸架的設(shè)計要求（續(xù)）,6,第二節(jié) 懸架結(jié)構(gòu)形式分析,非獨立懸架 左、右車輪用一根整體軸連接，再經(jīng)過懸架與車架（或車身）連接； 獨立懸架 左、右車輪通過各自的懸架與車架（或車身）連接 。,一、非獨立懸架和獨立懸架,7,結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，維修方便，工作可靠； 鋼板彈簧剛度較大，且簧下質(zhì)量大，汽車平順性較差； 在不平路面上行駛時，左、

3、右車輪相互影響； 前輪跳動時，懸架與轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)運動干涉，擺振； 容易出現(xiàn)不利的軸轉(zhuǎn)向特性； 主要用在總質(zhì)量大的商用車以及少數(shù)乘用車的后懸架上。,非獨立懸架的優(yōu)缺點,8,簧下質(zhì)量小； 懸架占用的空間??； 彈性元件剛度小，汽車行駛平順性好； 采用斷開式車軸，整車質(zhì)心高度下降，改善了汽車的行駛穩(wěn)定性；,獨立懸架的優(yōu)缺點,9,左、右車輪獨立運動互不影響，可減少車身的傾斜和振動，并能獲得良好的地面附著能力； 形式多樣，可以滿足不同的設(shè)計要求； 結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本較高，維修困難； 主要用于乘用車和部分總質(zhì)量不大的商用車上。,獨立懸架的優(yōu)缺點（續(xù)）,10,分類,二、獨立懸架結(jié)構(gòu)形式分析,雙橫臂式 單橫臂式 單

4、縱臂式,11,分類,二、獨立懸架結(jié)構(gòu)形式分析,單斜臂式 麥弗遜式 扭轉(zhuǎn)梁隨動臂式,12,評價指標(biāo) 側(cè)傾中心高度 位置高，則到車身質(zhì)心的距離縮短，側(cè)傾力矩減小； 位置過高，則車身傾斜時輪距變化大，輪胎磨損加快。 車輪定位參數(shù)的變化 車輪相對車身上、下跳動時，定位參數(shù)變化要小。 輪距 影響輪胎磨損。,13,評價指標(biāo)（續(xù)） 懸架側(cè)傾角剛度 車廂側(cè)傾角影響汽車的操縱穩(wěn)定性和平順性。 橫向剛度 影響操縱穩(wěn)定性，容易造成轉(zhuǎn)向輪發(fā)生擺振現(xiàn)象。 懸架占用空間尺寸 橫向尺寸大，影響發(fā)動機的布置和拆裝； 高度尺寸小，則行李箱寬敞，底部平整，布置油箱容易。,14,不同形式獨立懸架的對比分析,15,前、后懸架均采用縱

5、置鋼板彈簧非獨立懸架,三、前、后懸架方案的選擇,汽車的軸轉(zhuǎn)向效應(yīng),16,麥弗遜式前懸架和扭轉(zhuǎn)梁隨動臂式后懸架,麥弗遜式前懸架 結(jié)構(gòu)緊湊 負的主銷偏移距對保證汽車制動穩(wěn)定性有利。 扭轉(zhuǎn)梁隨動臂式后懸架 后軸軸轉(zhuǎn)向而產(chǎn)生過多轉(zhuǎn)向。 可采用各向異性的橡膠襯套消除，還具有隔振性能。,17,橫向穩(wěn)定器 為改善汽車平順性，可以通過減小懸架垂直剛度，降低車身振動固有頻率來實現(xiàn)。 但是懸架的側(cè)傾角剛度和垂直剛度成正比關(guān)系，所以側(cè)傾角剛度也將減小，使車廂側(cè)傾角增加，乘員不舒適并降低了行車安全感。 解決這一矛盾的主要方法就是設(shè)置橫向穩(wěn)定器。 橫向穩(wěn)定器可以在不增大懸架垂直剛度的條件下，增大其側(cè)傾角剛度。,四、輔助

6、元件,18,橫向穩(wěn)定器 汽車轉(zhuǎn)彎行駛產(chǎn)生的側(cè)傾力矩，使內(nèi)、外側(cè)車輪的負荷發(fā)生轉(zhuǎn)移，并影響車輪側(cè)偏剛度和車輪側(cè)偏角的變化。 當(dāng)前懸架側(cè)傾角剛度大于后懸架側(cè)傾角剛度時，則前橋的車輪負荷轉(zhuǎn)移大于后橋車輪，并使前輪側(cè)偏角大于后輪側(cè)偏角，以保證汽車有不足轉(zhuǎn)向特性。 因此，在汽車前懸架上設(shè)置橫向穩(wěn)定器，以增大前懸架的側(cè)傾角剛度。,19,緩沖塊,橡膠緩沖塊 多孔聚氨酯緩沖塊,20,第三節(jié) 懸架主要參數(shù)的確定,汽車滿載靜止時懸架上的載荷F與此時懸架剛度C之比，即f=F/C。 懸架振動系統(tǒng)的固有頻率是影響汽車行駛平順性的主要參數(shù)之一。 前后懸架系統(tǒng)的偏頻,一、懸架靜撓度fc,21,當(dāng)懸架彈性特性為線性特性時，有

7、 可見，懸架的靜撓度直接影響車身振動的偏頻n。 前、后懸架的靜撓度值fc1和fc2應(yīng)當(dāng)接近， fc2小，有利于減小車身縱向角振動，推薦 fc2=（0.80.9）fc1 fc2=（0.60.8）fc1（貨車）,一、懸架靜撓度fc（續(xù)）,22,乘用車的滿載偏頻 0.801.15Hz（前）；0.981.30Hz（后） 原則上，發(fā)動機排量越大，偏頻越小。 排量在1.6升以下的乘用車 1.001.45Hz（前），1.171.58Hz（后） 貨車的滿載偏頻 1.502.10Hz（前），1.702.17Hz（后） 選定偏頻，即可計算出懸架的靜撓度。,一、懸架靜撓度fc（續(xù)）,23,從滿載靜平衡位置開始，懸架

8、壓縮到結(jié)構(gòu)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。 懸架應(yīng)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。 乘用車，取79cm； 客車，取58cm； 貨車，取69cm。,二、懸架動撓度fd,24,懸架受到的垂直外力F與由此所引起的車輪中心相對于車身位移f（即懸架的變形）的關(guān)系曲線稱為懸架的彈性特性。 線性彈性特性懸架剛度為常數(shù),三、懸架彈性特性,25,非線性彈性特性 在有限的動撓度范圍內(nèi)得到更多的動容量。 懸架的動容量：指懸架從靜載荷的位置起，變形到結(jié)構(gòu)允許的最大變形為止消耗的功。 懸架的動容量越大，對緩沖塊 擊穿的可能性

9、越小。,三、懸架彈性特性,26,確定副簧開始參加工作的載荷Fk和主、副簧之間的剛度分配的原則 要求車身從空載到滿載時的振動頻率變化要小，以保證汽車有良好的平順性； 要求副簧參加工作前、后的懸架振動頻率變化不大。,四、后懸架主副簧剛度的分配,貨車后懸架多采用有主、副簧結(jié)構(gòu)的鋼板彈簧。,27,方法一 使副簧開始起作用時的懸架撓度fa等于汽車空載時懸架的撓度fo，而使副簧開始起作用前一瞬間的撓度fk等于滿載時懸架的撓度fc。 主、副簧剛度比值能保證在空、滿載使用范圍內(nèi)懸架振動頻率變化不大，但副簧接觸托架前、后的振動頻率變化比較大 。,四、后懸架主副簧剛度的分配,28,方法二 使副簧開始起作用時的載荷

10、等于空載與滿載時懸架載荷的平均值，并使Fo和Fk間的平均載荷對應(yīng)的頻率與Fk和FW間平均載荷對應(yīng)的頻率相等。 能保證副簧起作用前、后懸架振動頻率變化不大。 對于經(jīng)常處于半載運輸狀態(tài)的車輛，采用此法較為合適。,四、后懸架主副簧剛度的分配,29,懸架側(cè)傾角剛度是指簧上質(zhì)量產(chǎn)生單位側(cè)傾角時懸架給車身的彈性恢復(fù)力矩。 側(cè)傾剛度過小，則側(cè)傾角過大，乘員缺乏舒適感和安全感； 側(cè)傾剛度過大，則側(cè)傾角過小，又缺乏汽車發(fā)生側(cè)翻的感覺，同時使輪胎側(cè)偏角增大，如果發(fā)生在后輪會使汽車增加了過多轉(zhuǎn)向的可能。 要求在側(cè)向慣性力等于0.4倍車重時， 乘用車車身側(cè)傾角在2.54范圍； 貨車車身側(cè)傾角不超過67。,五、懸架側(cè)傾

11、角剛度及其在前、后軸的分配,30,為使汽車稍有不足轉(zhuǎn)向特性，要求汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，在0.4g的側(cè)向加速度作用下，前、后輪側(cè)偏角之差應(yīng)當(dāng)在13范圍內(nèi)。 而前、后懸架側(cè)傾角剛度的分配會影響前、后輪的側(cè)偏角大小。 為此，應(yīng)該使前懸架具有的側(cè)傾角剛度要略大于后懸架的側(cè)傾角剛度。 對乘用車前、后懸架側(cè)傾角剛度比值一般為1.42.6。,五、懸架側(cè)傾角剛度及其在前、后軸的分配,31,第四節(jié) 彈性元件的計算,以鋼板彈簧為例介紹彈性元件的計算。 一、鋼板彈簧的布置方案 汽車上的鋼板彈簧多為縱向布置，能傳遞各方向的力和力矩，結(jié)構(gòu)簡單，應(yīng)用廣泛。 對稱式板簧 板簧與車橋的固定中心至板簧兩端卷耳中心之間的距離相等。 不

12、對稱式板簧 便于整車布置 變型車改變軸距,32,二、鋼板彈簧主要參數(shù)的確定 在進行鋼板彈簧計算之前，應(yīng)當(dāng)已知如下條件： 前后橋靜負荷及簧下質(zhì)量，計算出單個板簧的載荷； 懸架靜撓度fc、動撓度fd、軸距。 1、滿載弧高fa 鋼板彈簧裝到車橋上，汽車 滿載時鋼板彈簧主片上表面 與兩端（不包括卷耳孔半徑） 連線間的最大高度差。 在車架高度已限定時，為了得到足夠的動撓度，常取fa=1020mm。,33,2、鋼板彈簧長度L 鋼板彈簧伸直后，兩卷耳中心之間的距離。 板簧長度增大，則 可顯著降低彈簧應(yīng)力，提高使用壽命； 可以降低彈簧垂直剛度，改善平順性； 可以增加板簧縱向角剛度，減少制動、加速時的俯仰角。

13、但板簧過長，布置時會有困難。 原則上，在總布置可能的條件下，應(yīng)盡量取大些。 推薦： 轎車L=(0.400.55)軸距； 貨車，前懸架L= (0.260.35)軸距；后懸架L=(0.350.45)軸距,34,3、鋼板斷面尺寸及片數(shù)的確定（對稱式鋼板彈簧） 鋼板斷面寬度b 根據(jù)等截面簡支梁的撓度公式 可求出滿足鋼板彈簧剛度條件所需的總慣性矩 式中，s為U型螺栓中心距； k為U型螺栓夾緊后板簧的無效長度系數(shù)，0.5或0； c為板簧垂直剛度； 為撓度增大系數(shù)，一般大于1； E為材料彈性模量。,35,鋼板斷面寬度b 根據(jù)簡支梁的強度公式 可求出滿足鋼板彈簧強度條件所需的總截面系數(shù) 式中，w為許用彎曲應(yīng)力

14、，對于60Si2Mn等材料，表面噴完處理后，推薦 前懸架和平衡懸架：350450 N/mm2； 后主簧：450550 N/mm2； 后副簧：220250 N/mm2 。,36,鋼板斷面寬度b 鋼板彈簧的平均厚度hp 這就是既能滿足板簧的剛度條件，又能滿足板簧的強度條件所需的鋼板平均厚度。 鋼板彈簧片寬b 片寬增大，可提高卷耳剛度，但車身傾斜時彈簧的扭曲應(yīng)力增大。 前懸架片寬過大會影響轉(zhuǎn)向輪最大轉(zhuǎn)角； 片寬過窄，為提高承載能力又要增加片數(shù)，增加了片間摩擦和彈簧總厚。 推薦：b/hp應(yīng)在610的范圍內(nèi)。,37,鋼板彈簧片厚h的選取 鋼板彈簧的片厚對板簧實際的總慣性矩J0影響最大 而J0又影響板簧的

15、垂直剛度，進而影響整車的平順性。 片厚的選取原則 增大片厚h可以減少片數(shù)n。 板簧各片的厚度可以相同（推薦），也可以不同。 考慮到主片及其卷耳工作條件惡劣，常將它加厚； 一副鋼板彈簧的厚度不宜超過三組； 最厚片與最薄片厚度之比應(yīng)小于1.5，以使壽命接近。 鋼板斷面尺寸b和h應(yīng)符合國產(chǎn)型材的規(guī)格尺寸。,38,鋼板斷面形狀 矩形斷面鋼板彈簧 中性軸（橫截面上彎曲應(yīng)力為零的線）在截面的對稱位置上。 工作時，上下表面的最大拉、壓應(yīng)力的絕對值是相等的。 材料的抗壓能力較強，因此受拉的一面首先產(chǎn)生疲勞斷裂。 非矩形截面 將矩形斷面簧片的下部去除部分 材料，使其截面的中性軸上移， 上面拉應(yīng)力減小而下面壓應(yīng)力

16、增 大，改善了斷面的應(yīng)力狀態(tài)，提 高了疲勞強度，同時也節(jié)約材料10%。,39,鋼板彈簧的片數(shù)n 片數(shù)少，則 有利于制造和裝配； 可以降低片間干摩擦，改善平順性； 但會使板簧與等強度梁差別增大，材料利用率變壞。 片數(shù)選取范圍 多片簧一般為614片，重型貨車可達20片。 少片簧為14片。,40,三、鋼板彈簧各片長度的確定 1、雙梯形鋼板彈簧 理論上講，等厚的菱形鋼板是等強度梁； 考慮到實際安裝的需要，將菱形鋼板修整成近似的雙梯形形狀。 裁成等寬不等長的簧片并按照上長下短疊在一起，形成近似的等強度梁。,41,2、作圖法確定各片長度 沿縱坐標(biāo)方向繪出各片厚度的立方值； 沿橫坐標(biāo)量出主片長度的一半L/2

17、和U型螺栓中心距的一半s/2，得到A、B兩點； AB線與各葉片上邊的交點到左端的距離即為各片長度； 如果存在與主片等長的重疊片，就將A點下移等長的重疊片數(shù)，其余同上； 各片實際長度尺寸需經(jīng) 圓整后確定。,42,四、鋼板彈簧剛度驗算 前面在確定鋼板彈簧結(jié)構(gòu)尺寸時，多處進行了修正與圓整，在確定了實際尺寸后，需驗算剛度。 利用共同曲率法計算剛度 式中，為經(jīng)驗修正系數(shù)，0.90.94；E為材料彈性模量； ak+1=(l1-lk+1)，li為第i片長度的一半；,43,五、鋼板彈簧總成弧高和曲率半徑的驗算 1、自由狀態(tài)下的總成弧高H0 是指板簧各片裝配后，在預(yù)壓縮和U型螺栓夾緊前，其主片上表面與兩端（不包

18、括卷耳孔半徑）連線間的最大高度差，即 式中，fc為靜撓度；fa為滿載弧高； f為板簧總成用U形螺栓夾緊后引起的 弧高變化 其中：s為U型螺栓中心距；L為板簧主片長； 板簧總成在自由狀態(tài)下的曲率半徑應(yīng)為,44,2、自由狀態(tài)下板簧各片弧高和曲率半徑 板簧各簧片在自由狀態(tài)下的曲率半徑以及裝配后的都是不同的。 其目的是為了在裝配后各簧片能夠很好的貼緊，減少主片單獨工作的機會，減少其工作應(yīng)力，使各片壽命接近。 為了保證總成的自由弧高和曲率半徑，各簧片的自由狀態(tài)曲率半徑應(yīng)為 式中，0i為各片彈簧的預(yù)應(yīng)力；hi為第i片的彈簧厚度。 如果知道各簧片的預(yù)應(yīng)力值，就可以求出各片在自由狀態(tài)下的曲率半徑。 若第i片彈

19、簧片長為Li，則它的自由弧高為,45,2、自由狀態(tài)下板簧各片弧高和曲率半徑 各片彈簧預(yù)應(yīng)力的選取 裝配前各簧片間的間隙相差不大，裝配后各片能很好的貼合； 適當(dāng)降低主片及長片的工作應(yīng)力，以保證他們有足夠的壽命； 主片根部的工作應(yīng)力與預(yù)應(yīng)力疊加后應(yīng)在300350MPa內(nèi)； 14片的長片應(yīng)疊加負的預(yù)應(yīng)力，短片疊加正的預(yù)應(yīng)力； 預(yù)應(yīng)力從長片到短片應(yīng)由負值逐漸地增至正值； 各片預(yù)應(yīng)力不宜過大，厚片的預(yù)應(yīng)力可以大一些； 各片彈簧在根部的預(yù)應(yīng)力所造成的彎矩之和為零。,46,3、鋼板彈簧總成弧高的核算 由于彈簧葉片在自由狀態(tài)下的曲率半徑Ri是經(jīng)過選取預(yù)應(yīng)力后計算得到的，因此裝配后的總成弧高與理論值一定不同，所

20、以要核算總成弧高。 根據(jù)最小勢能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢能總和最小的狀態(tài)。即裝配后的總成曲率應(yīng)為 實際的總成弧高為 如果總成弧高的實際值與理論值相差較多，則需重新選取板簧預(yù)應(yīng)力進行計算。,47,六、鋼板彈簧強度的驗算 1、緊急制動工況 此時由于質(zhì)心前移，前鋼板彈簧承受的載荷達到最大。 危險截面出現(xiàn)在它后半段靠近中間的位置。最大應(yīng)力為 式中，G1為作用在前輪上的垂直靜負荷； 為制動時前軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)， 轎車為1.21.4，貨車為1.41.6； 為路面附著系數(shù)，一般取0.8； W0為危險斷面處的總截面系數(shù)； 尺寸參數(shù)l1、l2、c如圖所示。,48,2、加速工況 此時由于質(zhì)心后移，后

21、鋼板彈簧承受的載荷達到最大。 危險截面出現(xiàn)在它前半段靠近中間的位置。最大應(yīng)力為 式中，G2為作用在后輪上的垂直靜負荷； 為驅(qū)動加速時后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)， 轎車為1.251.3，貨車為1.11.2； b為鋼板彈簧片寬； h1為主片厚度。 此外，還應(yīng)驗算汽車通過不平路面時鋼板彈簧的強度。,49,3、鋼板彈簧卷耳的強度計算 主片卷耳主要受到縱向力的作用。 其根部受到彎曲和拉壓作用，是危險截面。 危險點A處的應(yīng)力為 式中，F(xiàn)x為作用在卷耳中心線上的縱向力； D為卷耳內(nèi)徑；b為板簧寬度；h1為主片厚度。,50,4、鋼板彈簧彈簧銷的強度計算 彈簧銷需要驗算靜載荷下受到的擠壓應(yīng)力 式中，F(xiàn)s為滿載靜止時鋼板彈

22、簧端部的載荷； b為卷耳處葉片寬；d為彈簧銷直徑。 采用30或40鋼進行液體碳氮共滲，為34MPa； 20、20Cr滲碳處理或45鋼高頻淬火， 為79MPa； 5、鋼板彈簧的材料 多用55SiMnVB 或60Si2Mn鋼。 表面噴丸可提高板簧壽命。,51,七、少片鋼板彈簧 1、結(jié)構(gòu) 少片簧由13片等長、等寬、不等厚的葉片組成。 每片簧片厚度的變化使它更接近等強度梁，質(zhì)量比同類多片簧減少20%40%。 片間放置塑料墊片，葉片只在端部接觸，以減少片間摩擦。 少片簧主要應(yīng)用在輕型車上。,52,2、單片簧的形狀 兩端和中間夾緊部分的厚度是不變的； 變截面部分的厚度可按拋物線形變化或線性變化。 3、少片

23、簧的設(shè)計 少片簧的寬度在布置允許的 情況下盡可能取得寬一些， 以增強橫向剛度，一般取 b=75100mm。 為了保證簧片有足夠的抗剪強度，并防止因太薄而淬裂，一般h18mm，h2=1220mm。 各片是并聯(lián)的，總剛度等于各片剛度之和，各片應(yīng)力可按照所承受的載荷分量計算。,53,第五節(jié) 獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)的設(shè)計,一、設(shè)計要求 車輪上下跳動時，輪距變化要小，否則輪胎早期磨損； 前輪距變化要小于4mm。 車輪跳動時，前輪定位參數(shù)變化要合理； 轉(zhuǎn)彎時，車身側(cè)傾角要??； 在0.4g的側(cè)向加速度作用下，車身側(cè)傾角要小于67度。 制動和加速時，應(yīng)使車身有抗前俯和后仰的作用； 導(dǎo)向機構(gòu)應(yīng)有足夠的強度，能夠可靠的

24、傳遞各種力和力矩。,54,二、導(dǎo)向機構(gòu)的布置參數(shù) （以不等長雙橫臂式和麥弗遜式懸架為例） 1、側(cè)傾中心 雙橫臂式獨立懸架的側(cè)傾中心可由作圖法獲得,55,1、側(cè)傾中心（續(xù)） 麥弗遜式獨立懸架側(cè)傾中心的確定 2、側(cè)傾軸線 汽車的側(cè)傾軸線應(yīng)大致與地面平行，且盡可能離地面高一些。 一般，側(cè)傾中心高度： 前懸架：0120mm；后懸架：80150mm。,56,3、縱傾中心 縱傾中心可以通過作圖法確定 研究表明， 當(dāng)前、后懸架的縱傾中心位于兩車橋之間時，才能提高抗制動縱傾性； 當(dāng)縱傾中心位置高于驅(qū)動車輪中心時，才能提高抗驅(qū)動縱傾性。,57,4、懸架橫臂的定位角 獨立懸架的擺臂鉸鏈軸多為空間傾斜布置。 為了描

25、述方便，將擺臂軸的空間定位角定義為： 擺臂軸的水平斜置角 懸架抗前俯角 懸架斜置初始角,58,三、雙橫臂式獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計 1、縱向平面內(nèi)上、下橫臂軸布置方案 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。 不同匹配方案，主銷后傾角值隨車輪跳動量Z的變化曲線。 的正、負號按右手定則確定。 為了提高汽車的制動穩(wěn)定性 和舒適性，一般希望主銷后 傾角在懸架彈簧壓縮時增大， 在彈簧拉伸時后傾角減小。,59,三、雙橫臂式獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計 2、橫向平面內(nèi)上、下橫臂軸布置方案 上、下橫臂布置不同，所得側(cè)傾中心位置也不同。 可以根據(jù)對側(cè)傾中心位置的要求來設(shè)計上、下橫臂在橫向平面內(nèi)的布置方案。

26、,60,3、水平面內(nèi)上、下橫臂軸布置方案 下橫臂軸MM和上橫臂軸NN與縱軸線的夾角，分別為水平斜置角1和2。 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。 大多數(shù)前置發(fā)動機汽車的懸架下橫臂軸的斜置角為正，而上橫臂軸斜置角則有正值、零值和負值三種布置方案。 可以使車輪在遇到凸起路障時能夠一面上跳，一面向后退讓，以減少傳到車身上的沖 擊力； 還可以便于布置發(fā)動機。,61,4、上、下橫臂長度的確定 上、下臂長度對車輪上、下跳動時定位參數(shù)影響很大。 上橫臂短、下橫臂長，一方面是布置發(fā)動機方便，另一方面也是為了得到理想的懸架運動特性。 上、下擺臂的長度比 應(yīng)在0.61.0范圍內(nèi)。 克萊斯勒：0

27、.70；通用：0.66；我國：0.65。,62,四、滑柱擺臂式獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計 1、導(dǎo)向機構(gòu)的受力分析 根據(jù)懸架受力簡圖，可以得到 作用在導(dǎo)向套上的橫向力 在保持減振器軸線不變的條件下，常將G點外伸至車輪內(nèi)部。 可以縮短尺寸a，又可獲得負的主銷偏移距，提高制動穩(wěn)定性。 移動G點后的主銷軸線不再與減振器軸線重合。,63,1、導(dǎo)向機構(gòu)的受力分析（續(xù)） 考慮到彈簧軸向力的影響，將彈簧和減振器的軸線相互偏移距離S，則作用到導(dǎo)向套上的力將減小。 為了發(fā)揮彈簧反力減小橫向力F3 的作用，還將彈簧下端布置得盡 量靠近車輪，使彈簧軸線與減振器 軸線成一角度。 這樣，麥弗遜式獨立懸架中的主銷 軸線、滑柱軸線和彈簧軸線就不再 共線了。,64,2、擺臂軸線的布置方式 麥弗遜式獨立懸架的橫臂軸線與主銷后傾角