设计时，先选取ψ y与ψ s的平均值ψ。 对于无内摩擦的弹性元件悬架，取ψ =0．25－0．35； 对于有内摩擦的弹性元件悬架， ψ 值取小些。 对于行驶路面条件较差的汽车， ψ 值应取大些， 一般取ψ s ＞0．3； 为避免悬架碰撞车架， ψ y ＝0．5 ψ s
、最大卸荷力F0的确定
为了减小 F3要求尺寸c＋b越大越好，或者减小尺寸a。增大c＋b使悬架占用空
2．横臂轴线布置方式的选择 麦弗逊式独立悬架的横臂轴线与主销后倾角的匹配，影响汽车的纵倾 稳定性。
3．横臂长度的确定
横臂越长，By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。
主销内倾角β 、车轮外倾角α和主销后倾角γ 曲
双摆臂联动悬架三维实体模型
全轮转向侧面叉车实体模型
全轮转向侧面叉车虚拟样机
静强度分析
• • • • 三维实体处理 生成有限元模型 后处理分析 结构优化
有限元模型
处理结果
能量转变为热能，并散发到周围的空气中去，达到迅速衰 减振动的目的。
如果能量的耗散仅仅是在压缩行程或者是在伸张行程
进行，则把这种减振器称为单向作用式减振器；反之称为 双向作用式减振器。
双向作用式减振器得到广泛应用。
根据结构形式不同，摇臂式
筒式
摇臂式减振器能在比较大的工作压力10—20MP的条件下工作，但由 于它的工作特性受活塞磨损和工作温度变化的影响大而遭淘汰。 筒式减振器工作压力虽然仅为 2．5－5 MPa， 但是因为工作性能稳 定而在现代汽车上得到广泛的应用。 筒式减振器 单筒式 双筒式 充气筒式 双筒充气液力减振器具有工作性能稳定、干摩擦阻力小、噪声低、总 长度短等优点，在乘用车上得到越来越多的应用。
二、操作流程
独立悬架导向机构
独立悬架三维实体装配图
独立悬架导向机构虚拟样机
独立悬架虚拟样机
仿真分析结果（动画）
双摆臂联动悬架
双摆臂联动悬架工作原理
• 双摆臂联动悬架的工作原理是：当路面不平时， 若一端悬架中的车轮2向上运动，车轮2带动套筒 支架5向上运动，套筒支架5通过下摆臂销轴3带 动L形下摆臂1绕下摆臂轴9转动，L形下摆臂1的 下端通过连杆销轴11带动连杆10水平移动，连杆 10通过连杆销轴11带动另一端悬架中的L形下摆 臂1转动，使该端的车轮2向下运动，由于两悬架 杆件的对称性，使两端车轮上跳和下跳的距离相 等，从而保证在不平路面上行驶时四个车轮同时 着地，以保证车辆行驶稳定性、较高的附着力和 牵引性能。
为减小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。此时的活塞速度称为 卸荷速度vx。
取： vx =0．15－0．30m/s； A为车身振幅，取± 40mm；
F0 s x
五、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F0计算工作缸直径D为
[p]—工作缸最大允许压力，取[p]= 3－4MPa。 λ—连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取 λ=0．40－0．50， 单筒式减振器取 λ=0．30－0．35。 减振器的工作缸直径D有20mm、30mm、40mm、（45mm）、 50mm、65mm等几种。应按标准选用，详见 QC／T491一1999《汽车筒 式减振器 尺寸系列及技术条件》 贮油筒直径Dc=（1.35—1.50）D，壁厚取为2mm，材料可选20钢。
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
阻尼系数中的大小来评定振动衰减的快慢程度。
相对阻尼系数ψ 的物理意义： 减振器的阻尼作用在与不同刚度C和不同簧上质量ms的悬架系统匹 配时，会产生不同的阻尼效果。 ψ 值大，振动能迅速衰减，同时又能将较大的路面冲击力传到车身； ψ 值小则反之。 压缩行程时的相对阻尼系数ψ y，取得小些， 伸张行程时的相对阻尼系数ψ s取得大些。 ψ y＝（0．25－0．50） ψ s
增强不足转向效应。
4）制动时，应使车身有抗前俯作用；加速时，有抗后仰作用。
对后轮独立悬架导向机构的要求： 1） 悬架上载荷变化时，轮距无显著变化。 2）汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小，并使车轮与车身 的倾斜反向，以减小过多转向效应。 还应有足够强度，并可靠地传递除垂直力以外的各
种力和力矩。
目前，汽车上广泛采用的双横臂式独立悬架和麦弗 逊式独立悬架。
以这两种悬架为例，分别讨论独立悬架导向机构参数 的选择方法，分析导向机构参数对前轮定位参数和轮距的 影响。
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称为侧倾 轴线。
侧倾轴线应大致与地面平行，为了使得在曲线行驶时前、 后轴上的轴荷变化接近相等，从而保证中性转向特性； 且尽可能离地面高些。为了使车身的侧倾限制在允许范围 内。 侧倾中心高度为：（纵臂式悬架除外） 前悬架 hw =0－120 mm 后悬架 hw = 80－150mm
减振器设计基本要求
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。
二、相对阻尼系数中
在减振器卸荷阀打开前，其中的阻力F与减振器振动速度v之间的关系 为
F＝δv
δ为减振器阻尼系数。 特点： 阻力—速度特性由四段近似直线线段组成，其中压缩行程和伸张行程 的阻力—速度特性各占两段； 各段特性线的斜率是减振器的阻尼系数 δ＝F/v ，所以减振器有四个 阻尼系数。 在没有特别指明时，减振器的阻尼系数是指卸荷阀开启前的阻尼系数。 通常压缩行程的阻尼系数 δy＝Fy/vy与伸张行程的阻尼系数δs＝Fs/vs 不等。
莱斯勒和通用汽车公司分别认为，上、下横臂长度之比取 0．70和0．66为最佳。根据我国乘用车设计的经验，在 初选尺寸时， l2／ l1取0．65为宜。
四、麦弗逊式独立悬架导向机构设计
1．导向机构受力分析 作用在导向套上的横向力 F3
F1为前轮上的静载荷 F1‘减去前轴簧下质量的1/2。
横向力F3越大，则作用在导向套上的摩擦力F3f越大，这对汽车平顺性有不良影 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。 间增加，在布置上有困难； 若采用增加减振器轴线倾斜度的方法，可达到减小a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G点外伸车轮内部。
4.抗制 尾的抬高量减小。
5．抗驱动纵倾性（抗驱动后仰角）
抗驱动纵倾性可减小后轮驱动汽车车尾的下沉量或前 轮驱动汽车车头的抬高量。与抗制动纵倾性不同的是，只 有当汽车为单桥驱动时，该性能才起作用。对于独立悬架 而言，当纵倾中心位置高于驱动桥车轮中心时，这一性能 方可实现。
悬架的研究开发
一、思路 • 结合车辆的使用场所和要求选择合适的悬架 类型。 • 结合车架的尺寸、结构和安装要求，初步确 定悬架各部件的基本尺寸 • 运用动力学仿真分析软件对悬架的动力学和 运动学进行分析，得到运动曲线，为悬架的 进一步开发提供了可靠的依据和预测。 • 基于仿真结果对悬架主要部件进行静强度分 析，并结合正交试验法对机构进行优化。
线的变化规律也都与By类似，说明摆臂越长，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。 具体设计时，在满足布置要求的前提下，应尽量 加长横臂长度。
第六节 减 振 器
一、分类 悬架中用得最多的减振器是内部充有液体的液力式减 振器。汽车车身和车轮振动时，减振器内的液体在流经阻 尼孔时的摩擦和液体的粘性摩擦形成了振动阻力，将振动
发动机方便，另一方面也是为了得到理想的悬架运动特性。
设计汽车悬架时，希望轮距变化要小，以减少轮胎磨损， 提高其使用寿命，因此应选择l2／ l1 在0．6附近； 为保证汽车具有良好的操纵稳定性，希望前轮定位角度的 变化要小，这 时应选择l2／ l1在1．0附近。 综上分析，悬架的l2／ l1应在0．6－1．0范围内。美国克
第五节 独立悬架导向机构的设计
一、设计要求
对前轮独立悬架导向机构的要求： 1）悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过±4．0mm，轮距 变化大会引起轮胎早期磨损。 2）悬架上载荷变化时，前轮定位参数要有合理的变化特性，车
轮不应产生纵向加速度。
3）汽车转弯行驶时，应使车身侧倾角小。在0.4g侧向加速度作 用下，车身侧倾角≤6º －7º 并使车轮与车身的倾斜同向，以 ，
6．悬架横臂的定位角 独立悬架中的横臂铰链轴大多为空间倾斜布置。 横臂空间定位角：
横臂轴的水平斜置角 α′，
悬架抗前俯角β ′， 悬架斜置初始角θ ′。
7．上、下横臂长度的确定 双横臂式悬架上、下横臂的长度对车轮上、下跳动时 的定位参数影响很大。现代乘用车所用的双横臂式前悬架， 一般设计成上横臂短、下横臂长。这一方面是考虑到布置