油气悬架四连杆导向机构的设计
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俯仰的作用； (6)行程恰当的侧倾中心，保证悬架有足够的侧倾刚度； (7)各铰接点处受力尽量小，减少橡胶元件的弹性变形，以保证导向精度； (8)导向杆系有足够的强度、刚度和疲劳强度。 本文设计对象是整体式后驱动轴悬架导向机构，主要设计参数有抗前仰、抗 点头和抗侧倾。考虑到矿用车辆行驶路面条件恶劣，为保证悬架对侧向力的足够 传递能力，选用四连杆式导向机构，布置方式如下图 1 所示。
(1)当车轮与车身产生相对运动时，保证轮距变化在一定的范围之内，以免 轮胎过早磨损。
1
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(2)当车轮上下跳动时，前轮定位参数要有合理的变化特性； (3)转弯时，应使车轮与车身倾斜方向相同，增加汽车的不足转向效应； (4)车辆加速和制动时能保持车身稳定，减少车身纵倾的可能性； (5)制动时，悬架导向机构的运动应使车身具有抗点头的作用；加速时有抗
参考文献
[1] 中国汽车工程学会组编，2008 世界汽车技术发展跟踪研究.北京：北京理工大学出版社，2008. [2] 刘惟信. 汽车设计. 北京: 清华大学出版社,2001 [3] 喻凡 林逸. 汽车系统动力学. 北京：机械工业出版社，2005.9 [4] 吴灵智.油气悬架系统动力学建模仿真和试验研究。浙江大学，2000 [5] 徐石安主编，汽车构造—底盘工程.北京：清华大学出版社，2008. [6] Thomas D. Gillespie 著，赵六奇和金达锋译.车辆动力学基础.北京：清华大学出版社，2006. [7] Julian Happian-smith 主编，张金柱译，现代汽车设计概论，北京：化学工业出版社，2007. [8] 石博强等编著，ADAMS 基础与工程范例教程.北京：中国铁道出版社，2007.9. [9] 李增刚编著，ADAMS 入门详解与实例.北京：国防工业出版社，2007.1. [10] 刘鸿文主编.材料力学.北京：高等教育出版社，2004，第四版
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油气悬架四连杆导向机构的设计
梁晓东
北京科技大学车辆工程系 北京(100083)
E-mail: liangxiaodong839@163.com
摘 要：悬架导向机构是悬架系统的主要元件之一，在一定程度上决定了车辆的乘坐舒适性 和操纵稳定性。按照悬架导向机构的现代设计方法，本文对某型 45 吨矿用铰接车整体式后 轴驱动后悬架导向机构设计进行了比较深入的探讨，分析了悬架导向机构的选型，建立了悬 架导向机构的抗纵倾及侧倾模型，并进行了导向机构的运动学优化设计及动力学设计。车辆 纵倾模型分析基于 Matlab 平台，得出了纵倾三维图；车辆侧倾及动力学分析基于 Adams 平 台，建立了三维实体模型，得出了车辆在加速、制动和转向三种工况下的动力学分析曲线。 在以上优化设计参数的基础上进行了铰和连杆的结构强度设计。 关键词：悬架导向机构、优化设计、MATLAB、ADAMS、ANSYS 中文图书分类号：U461.1
( 1800 + s 900 −1.5s
l
sin θ
−
l1 )
ADAMS/建模仿真分析：设计变量有 l,l1, s,θ ，图 6 为四连杆导向机构模型。
5
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优化分析结果：
Iter. OBJECTIVE_2
图 6 四连杆导向机构模型
DV_a2
图 9 纵向加速度 a = −0.5g 铰力与后桥垂直位移关系曲线 7
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图 10 纵向加速度 a = −0.5g 铰力矩与后桥垂直位移关系曲线
图 11 侧向加速度 a = 0.4g 铰力与后桥垂直位移关系曲线
图 12 侧向加速度 a = 0.4g 铰力矩与后桥垂直位移关系曲线 由图 7 ~ 12 可知，由于弹性元件的缓冲作用，铰力和铰力矩随后桥位移的变 化平缓，冲击作用得到了很大的改善。另外，从图 7 ~ 12 中还可以看出由于连杆
系曲线。同理，车辆制动减速度为 a = 0.5g 时及侧向加速度 a = 0.4g 时也可以得 到相应曲线,分别如图 9 ~ 12 所示。
6
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图 7 纵向加速度 a = 0.5g 时铰力与后桥垂直位移关系曲线
图 8 纵向加速度 a = 0.5g 铰力矩与后桥垂直位移关系曲线
3.1 纵倾分析
纵倾分析需要考虑两种工况：一种是车加速过程工况，即进行抗后蹲和抗前 仰分析；另一种是车减速过程工况，即进行抗点头分析。
2
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3.1.1 抗后蹲和前仰分析
取后驱动轴为自由体，如图 2 所示，建立抗后蹲悬架导向机构数学模型，如 式(1)所示[6,7]。
=
Wh gL
ax
= −K fδ f
车体俯仰角：θ p
=
δr
−δ L
f
=
W g
ax
(
h L
1 Kr
+h 1 L Kf
−e d
1) Kr
(1)
在 Matlab 中分析得到图 3 所示三维曲面，自变量为 e和d ，因变量为车体俯
仰角θ 。
3
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图 3 车加速过程车体俯仰角θ − e, d 关系曲面
9
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图 13 铰位移与后桥垂直位移关系曲线
6.结论
(1)由于矿用汽车车速低，驱动加速度和制动减速度小，悬架刚度大，因而车体 的俯仰角小，即有比较好的抗纵倾特性； (2)矿用汽车载重量大，行驶环境比较恶劣，常有大转弯工况，对车体的抗侧倾 性能要求比较高，在悬架导向机构的设计过程中，需要在保证不产生动力波动等 条件下提高悬架的侧倾中心； (3)悬架导向机构的危险工况为最大加速度工况； (4)悬架导向机构铰间隙设计与悬架行程及连杆的布置方位有关。
The guide mechanism of suspension system is critical to the performance of the suspension, which determines the riding comfort and control stability. This paper makes a deep research of a holistic transaxle suspension guide mechanism of a 45t artificial vehicle used for mining, and analyzes the choosing style of suspension guide mechanism. The models of anti-pitch and anti-roll are also set up in this paper to carry out the optimization design and dynamic design of the guide mechanism. the design method is proved by emulator to be practical. The anti-pitch vehicle model is based on the software of Matlab, and the optimization result is showed in the three-dimension picture; The analysis of anti-roll model is based on the Adams software, where three-dimension model is set up to analyze the three working conditions of speeding up, slowing down and steering. The result is showed by curves. Based on the above parameters, the designs of joins and rods structure intensity are carried out.
3.1.2 抗点头分析
取后驱动轴为自由体，如图 3 所示，建立抗后蹲悬架导向机构数学模型，如
式(2)所示。
Wrs + ΔWr
A
e r
d Fx
Wrs + ΔWr 图 4 减速过程中作用在后驱动轴上的力
∑ 对 A 点取矩：
M
A
=
(Wh gL
ax
−
ΔWr
)d
+
Fxe
=
0
驱动力：
Fx
=
W g
ax
后悬架载荷变化： ΔWr
10
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The Design of Four-rod Suspension Guide Mechanism Of
Hydro-pneumatic Suspension
Liang Xiaodong
Department of Automotive Engineering, University of Science and Technology Beijing, PRC, (100083) Abstract
Wrs + ΔWr A
e r
d Fx
Wrs
+
Wh gL
ax
图 2 加速过程中作用在后驱动轴上的力分析模型
∑ 对 A 点取矩：
M
A
=
(Wh gL
ax
−
ΔWr
)d
−
Fxe
=
0
驱动力：
Fx
=
W g
ax
后悬架载荷变化： ΔWr
=
Wh gL
பைடு நூலகம்
ax
−W g
e d
=
Krδr (悬架挠度压缩为正)
前悬架载荷变化： ΔWf
1.引言
悬架是车辆重要总成之一，其性能的优劣对整车的操纵稳定性、行驶平顺性、 通过性、动力性、燃料经济性、全车零部件寿命特别是轮胎寿命，以及对道路路 面的损伤强度都有最直接、最明显的影响[1]。悬架主要由弹性元件、阻尼元件、 导向机构和横向稳定杆组成。其中悬架导向机构决定着车轮定位参数及其动态性 能，是悬架的关键部件之一。
45吨铰接式矿用汽车采用油气悬架系统，其弹性元件和阻尼元件不能用来传 递纵向力与力矩及侧向力与侧向力矩，这部分功能由导向机构来实现。
2.悬架导向机构结构形式选择
导向机构承受传递车轮传递过来的纵向力和力矩以及侧向力。并有一定得抗 纵倾和抗侧倾能力，同时不能引起动力波动及与转向不稳定性。悬架导向机构的 设计要求[2,3,4,5]：
DV_l
DV_l2
DV_s
0
1202.3
6.0000
1200.0
600.00
150
1
1244.8
8.0000
1225.8
700.00
200
2
1245.0
8.0000
1300.0
700.00
200
3
1245.1
8.0000
1300.0
700.10
200
由优化结果可知，所有设计变量对后桥侧倾中心高度呈正相关变化，但连杆
铰设计即销轴的设计，以最大挤压应力和最大剪切应力进行设计及校核[10]：
剪切应力设计： d ≥ 4 nFmax ，其中 d 为销轴直径； π [τ ]
挤压应力设计： l = Fmax ，其中 l 为销轴的挤压长度； dn[σ bs ]
连杆设计即杆材料的选取和截面积设计，材料为 45 钢，截面为矩形且长宽 比为 l = 3 ，设计准则为最大轴向应力。
由图 3 和图 5 知，矿用车辆由于悬架刚度较大，纵倾作用效果不明显。
侧倾：侧倾优化设计的目标函数为侧倾中心高度
参数：根据整车设计参数有，两外铰之间的距离为1800mm ，两内铰之间的
距离为1200mm ； 设计变量为：
θ = 6° ~ 10°,l = 1200 ~ 1300mm,l1 = 500 ~ 700mm, s = 150 ~ 200mm 。
后桥前虚拟旋转中心高度：
h1
=
r
−
l1 2
+
1800l sinθ 900 −1.5s
后桥后虚拟旋转中心高度：
h2
=
r
+
l1 2
−
ls sinθ 900 −1.5s
后桥侧倾中心高度（目标函数）：
h
=
h2
+
0.5s 900
(h1
−
h2
)
=
r
+
l1 2
−
ls sinθ 900 −1.5s
+
0.5s 900
h4 即： l ≥ 3nFmax 。
4[σ ]
图 14 连杆和销轴强度 ANSYS 分析 由图 14 中 ANSYS 分析可仿真分析连杆和销轴的强度。 由于悬架导向机构在绕铰接点转动的过程中，吊环沿销轴轴线方向有位移， 故在进行铰的强度设计之后还需要保证铰两端有足够的间隙：由于双向补偿作 用，据图 13 取间隙 lc = 10mm 。
=
Wh gL
ax
+W g
e d
= −Krδr (悬架挠度压缩为正)
前悬架载荷变化： ΔWf
=
Wh gL
ax
=
Kfδf
4
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车体俯仰角：θ p
= δr −δ f L
=W g
ax (−
h L
1 Kr
−h 1 L Kf
−e d
1) Kr
(2)
图 5 车减速过程车体俯仰角θ − e, d 关系曲面
长度的影响比较小，故在保证不发生动力波动的情况下可取小值，本次设计取
1225mm ，此时侧倾中心高度约为1445mm 。
4.悬架导向机构的动力学分析
悬架导向机构的动力学分析体现在车桥跳动时连杆及铰的受力情况。按照传 统的设计方法，需要先建立悬架导向机构的动力学模型，在建立数学模型进行分 析；按照现代设计方法，充分发挥计算机强大的运算能力，可以直接通过 ADAMS/View中的Measure来实现[8,9]，并能产生力随车桥位移的关系曲线，如图 7 和图 8 所示分别为车辆加速度为 a = 0.5g 时铰所受力与力矩和后桥垂直位移的关
x
l1 l
下臂
上臂
横向平面分析—俯视图
y
l2
z
纵向平面分析—侧视图
图 1 四连杆导向机构布置图
3 悬架导向机构的优化设计
根据悬架导向机构的设计要求，需要对导向机构的进行纵倾和侧倾的优化设 计。纵倾借助 Matlab 软件进行编程分析，目标函数为车体的俯仰角；侧倾则借 助 ADAMS 软件进行分析，目标函数为侧倾中心高度。
8
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与车架和车桥之间的连接采用铰接，铰几乎不受力矩的作用，连杆也只承受轴向 拉力和压力的作用。悬架导向机构的危险工况为车辆最大加速度时的行驶工况。
5.悬架导向机构的结构及强度设计
由动力学分析图形结果可得悬架振动过程中铰所受力和力矩最大值 Fmax = 3.1×105 N ,Tmax = 1.3×10−4 N ⋅ mm 。由于悬架弹性元件和阻尼元件和车桥与 车架铰接，连杆与车架铰接，故连杆可认为只受轴向拉力或压力的作用，而铰只 承受挤压力的作用。
(1)当车轮与车身产生相对运动时，保证轮距变化在一定的范围之内，以免 轮胎过早磨损。
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(2)当车轮上下跳动时，前轮定位参数要有合理的变化特性； (3)转弯时，应使车轮与车身倾斜方向相同，增加汽车的不足转向效应； (4)车辆加速和制动时能保持车身稳定，减少车身纵倾的可能性； (5)制动时，悬架导向机构的运动应使车身具有抗点头的作用；加速时有抗
参考文献
[1] 中国汽车工程学会组编，2008 世界汽车技术发展跟踪研究.北京：北京理工大学出版社，2008. [2] 刘惟信. 汽车设计. 北京: 清华大学出版社,2001 [3] 喻凡 林逸. 汽车系统动力学. 北京：机械工业出版社，2005.9 [4] 吴灵智.油气悬架系统动力学建模仿真和试验研究。浙江大学，2000 [5] 徐石安主编，汽车构造—底盘工程.北京：清华大学出版社，2008. [6] Thomas D. Gillespie 著，赵六奇和金达锋译.车辆动力学基础.北京：清华大学出版社，2006. [7] Julian Happian-smith 主编，张金柱译，现代汽车设计概论，北京：化学工业出版社，2007. [8] 石博强等编著，ADAMS 基础与工程范例教程.北京：中国铁道出版社，2007.9. [9] 李增刚编著，ADAMS 入门详解与实例.北京：国防工业出版社，2007.1. [10] 刘鸿文主编.材料力学.北京：高等教育出版社，2004，第四版
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油气悬架四连杆导向机构的设计
梁晓东
北京科技大学车辆工程系 北京(100083)
E-mail: liangxiaodong839@163.com
摘 要：悬架导向机构是悬架系统的主要元件之一，在一定程度上决定了车辆的乘坐舒适性 和操纵稳定性。按照悬架导向机构的现代设计方法，本文对某型 45 吨矿用铰接车整体式后 轴驱动后悬架导向机构设计进行了比较深入的探讨，分析了悬架导向机构的选型，建立了悬 架导向机构的抗纵倾及侧倾模型，并进行了导向机构的运动学优化设计及动力学设计。车辆 纵倾模型分析基于 Matlab 平台，得出了纵倾三维图；车辆侧倾及动力学分析基于 Adams 平 台，建立了三维实体模型，得出了车辆在加速、制动和转向三种工况下的动力学分析曲线。 在以上优化设计参数的基础上进行了铰和连杆的结构强度设计。 关键词：悬架导向机构、优化设计、MATLAB、ADAMS、ANSYS 中文图书分类号：U461.1
( 1800 + s 900 −1.5s
l
sin θ
−
l1 )
ADAMS/建模仿真分析：设计变量有 l,l1, s,θ ，图 6 为四连杆导向机构模型。
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优化分析结果：
Iter. OBJECTIVE_2
图 6 四连杆导向机构模型
DV_a2
图 9 纵向加速度 a = −0.5g 铰力与后桥垂直位移关系曲线 7
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图 10 纵向加速度 a = −0.5g 铰力矩与后桥垂直位移关系曲线
图 11 侧向加速度 a = 0.4g 铰力与后桥垂直位移关系曲线
图 12 侧向加速度 a = 0.4g 铰力矩与后桥垂直位移关系曲线 由图 7 ~ 12 可知，由于弹性元件的缓冲作用，铰力和铰力矩随后桥位移的变 化平缓，冲击作用得到了很大的改善。另外，从图 7 ~ 12 中还可以看出由于连杆
系曲线。同理，车辆制动减速度为 a = 0.5g 时及侧向加速度 a = 0.4g 时也可以得 到相应曲线,分别如图 9 ~ 12 所示。
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图 7 纵向加速度 a = 0.5g 时铰力与后桥垂直位移关系曲线
图 8 纵向加速度 a = 0.5g 铰力矩与后桥垂直位移关系曲线
3.1 纵倾分析
纵倾分析需要考虑两种工况：一种是车加速过程工况，即进行抗后蹲和抗前 仰分析；另一种是车减速过程工况，即进行抗点头分析。
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3.1.1 抗后蹲和前仰分析
取后驱动轴为自由体，如图 2 所示，建立抗后蹲悬架导向机构数学模型，如 式(1)所示[6,7]。
=
Wh gL
ax
= −K fδ f
车体俯仰角：θ p
=
δr
−δ L
f
=
W g
ax
(
h L
1 Kr
+h 1 L Kf
−e d
1) Kr
(1)
在 Matlab 中分析得到图 3 所示三维曲面，自变量为 e和d ，因变量为车体俯
仰角θ 。
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图 3 车加速过程车体俯仰角θ − e, d 关系曲面
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6.结论
(1)由于矿用汽车车速低，驱动加速度和制动减速度小，悬架刚度大，因而车体 的俯仰角小，即有比较好的抗纵倾特性； (2)矿用汽车载重量大，行驶环境比较恶劣，常有大转弯工况，对车体的抗侧倾 性能要求比较高，在悬架导向机构的设计过程中，需要在保证不产生动力波动等 条件下提高悬架的侧倾中心； (3)悬架导向机构的危险工况为最大加速度工况； (4)悬架导向机构铰间隙设计与悬架行程及连杆的布置方位有关。
The guide mechanism of suspension system is critical to the performance of the suspension, which determines the riding comfort and control stability. This paper makes a deep research of a holistic transaxle suspension guide mechanism of a 45t artificial vehicle used for mining, and analyzes the choosing style of suspension guide mechanism. The models of anti-pitch and anti-roll are also set up in this paper to carry out the optimization design and dynamic design of the guide mechanism. the design method is proved by emulator to be practical. The anti-pitch vehicle model is based on the software of Matlab, and the optimization result is showed in the three-dimension picture; The analysis of anti-roll model is based on the Adams software, where three-dimension model is set up to analyze the three working conditions of speeding up, slowing down and steering. The result is showed by curves. Based on the above parameters, the designs of joins and rods structure intensity are carried out.
3.1.2 抗点头分析
取后驱动轴为自由体，如图 3 所示，建立抗后蹲悬架导向机构数学模型，如
式(2)所示。
Wrs + ΔWr
A
e r
d Fx
Wrs + ΔWr 图 4 减速过程中作用在后驱动轴上的力
∑ 对 A 点取矩：
M
A
=
(Wh gL
ax
−
ΔWr
)d
+
Fxe
=
0
驱动力：
Fx
=
W g
ax
后悬架载荷变化： ΔWr
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Hydro-pneumatic Suspension
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Department of Automotive Engineering, University of Science and Technology Beijing, PRC, (100083) Abstract
Wrs + ΔWr A
e r
d Fx
Wrs
+
Wh gL
ax
图 2 加速过程中作用在后驱动轴上的力分析模型
∑ 对 A 点取矩：
M
A
=
(Wh gL
ax
−
ΔWr
)d
−
Fxe
=
0
驱动力：
Fx
=
W g
ax
后悬架载荷变化： ΔWr
=
Wh gL
பைடு நூலகம்
ax
−W g
e d
=
Krδr (悬架挠度压缩为正)
前悬架载荷变化： ΔWf
1.引言
悬架是车辆重要总成之一，其性能的优劣对整车的操纵稳定性、行驶平顺性、 通过性、动力性、燃料经济性、全车零部件寿命特别是轮胎寿命，以及对道路路 面的损伤强度都有最直接、最明显的影响[1]。悬架主要由弹性元件、阻尼元件、 导向机构和横向稳定杆组成。其中悬架导向机构决定着车轮定位参数及其动态性 能，是悬架的关键部件之一。
45吨铰接式矿用汽车采用油气悬架系统，其弹性元件和阻尼元件不能用来传 递纵向力与力矩及侧向力与侧向力矩，这部分功能由导向机构来实现。
2.悬架导向机构结构形式选择
导向机构承受传递车轮传递过来的纵向力和力矩以及侧向力。并有一定得抗 纵倾和抗侧倾能力，同时不能引起动力波动及与转向不稳定性。悬架导向机构的 设计要求[2,3,4,5]：
DV_l
DV_l2
DV_s
0
1202.3
6.0000
1200.0
600.00
150
1
1244.8
8.0000
1225.8
700.00
200
2
1245.0
8.0000
1300.0
700.00
200
3
1245.1
8.0000
1300.0
700.10
200
由优化结果可知，所有设计变量对后桥侧倾中心高度呈正相关变化，但连杆
铰设计即销轴的设计，以最大挤压应力和最大剪切应力进行设计及校核[10]：
剪切应力设计： d ≥ 4 nFmax ，其中 d 为销轴直径； π [τ ]
挤压应力设计： l = Fmax ，其中 l 为销轴的挤压长度； dn[σ bs ]
连杆设计即杆材料的选取和截面积设计，材料为 45 钢，截面为矩形且长宽 比为 l = 3 ，设计准则为最大轴向应力。
由图 3 和图 5 知，矿用车辆由于悬架刚度较大，纵倾作用效果不明显。
侧倾：侧倾优化设计的目标函数为侧倾中心高度
参数：根据整车设计参数有，两外铰之间的距离为1800mm ，两内铰之间的
距离为1200mm ； 设计变量为：
θ = 6° ~ 10°,l = 1200 ~ 1300mm,l1 = 500 ~ 700mm, s = 150 ~ 200mm 。
后桥前虚拟旋转中心高度：
h1
=
r
−
l1 2
+
1800l sinθ 900 −1.5s
后桥后虚拟旋转中心高度：
h2
=
r
+
l1 2
−
ls sinθ 900 −1.5s
后桥侧倾中心高度（目标函数）：
h
=
h2
+
0.5s 900
(h1
−
h2
)
=
r
+
l1 2
−
ls sinθ 900 −1.5s
+
0.5s 900
h4 即： l ≥ 3nFmax 。
4[σ ]
图 14 连杆和销轴强度 ANSYS 分析 由图 14 中 ANSYS 分析可仿真分析连杆和销轴的强度。 由于悬架导向机构在绕铰接点转动的过程中，吊环沿销轴轴线方向有位移， 故在进行铰的强度设计之后还需要保证铰两端有足够的间隙：由于双向补偿作 用，据图 13 取间隙 lc = 10mm 。
=
Wh gL
ax
+W g
e d
= −Krδr (悬架挠度压缩为正)
前悬架载荷变化： ΔWf
=
Wh gL
ax
=
Kfδf
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中国科技论文在线
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车体俯仰角：θ p
= δr −δ f L
=W g
ax (−
h L
1 Kr
−h 1 L Kf
−e d
1) Kr
(2)
图 5 车减速过程车体俯仰角θ − e, d 关系曲面
长度的影响比较小，故在保证不发生动力波动的情况下可取小值，本次设计取
1225mm ，此时侧倾中心高度约为1445mm 。
4.悬架导向机构的动力学分析
悬架导向机构的动力学分析体现在车桥跳动时连杆及铰的受力情况。按照传 统的设计方法，需要先建立悬架导向机构的动力学模型，在建立数学模型进行分 析；按照现代设计方法，充分发挥计算机强大的运算能力，可以直接通过 ADAMS/View中的Measure来实现[8,9]，并能产生力随车桥位移的关系曲线，如图 7 和图 8 所示分别为车辆加速度为 a = 0.5g 时铰所受力与力矩和后桥垂直位移的关
x
l1 l
下臂
上臂
横向平面分析—俯视图
y
l2
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纵向平面分析—侧视图
图 1 四连杆导向机构布置图
3 悬架导向机构的优化设计
根据悬架导向机构的设计要求，需要对导向机构的进行纵倾和侧倾的优化设 计。纵倾借助 Matlab 软件进行编程分析，目标函数为车体的俯仰角；侧倾则借 助 ADAMS 软件进行分析，目标函数为侧倾中心高度。
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与车架和车桥之间的连接采用铰接，铰几乎不受力矩的作用，连杆也只承受轴向 拉力和压力的作用。悬架导向机构的危险工况为车辆最大加速度时的行驶工况。
5.悬架导向机构的结构及强度设计
由动力学分析图形结果可得悬架振动过程中铰所受力和力矩最大值 Fmax = 3.1×105 N ,Tmax = 1.3×10−4 N ⋅ mm 。由于悬架弹性元件和阻尼元件和车桥与 车架铰接，连杆与车架铰接，故连杆可认为只受轴向拉力或压力的作用，而铰只 承受挤压力的作用。