麦弗逊式悬架设计说明书

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 (5)
第三章悬架的类型及特点 (6)
§3.1非独立悬架的分类及特点 (7)
§3.2独立悬架分类及特点 (9)
第四章匹配车型的选择 (12)
第五章悬架主要参数的确定 (14)
§5.1悬架静挠度
f (14)
c
§5.2悬架的动挠度
f (15)
d
第六章弹性元件的计算 (18)
§6.1弹簧形式、材料的选择 (18)
§6.2确定弹簧直径及刚度 (18)
§ 6.3其他参数的计算 (19)
§6.4弹簧的校验 (20)
第七章减振器的设计 (20)
第八章独立悬架导向机构的设计 (24)
§8.1导向机构的布置参数 (24)
§ 8.2 麦弗逊式悬架导向机构设计 (26)
第九章悬架系统的辅助元件 (29)
第十章展望—未来的汽车悬架 (31)
小结 (32)
参考文献 (33)
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、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
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
§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
2、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。

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（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外侧车轮受到的力
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：
图示如下：
图4-1 奇瑞07款东方之子2.0 MT 豪华型图示
第五章 悬架主要参数的确定
§5.1悬架静挠度c f
悬架静挠度 是指汽车满载静止时悬架上的载荷w F 与此时悬架刚度c 之比，即c F f w c =。

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ε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、后部分车身的固有频率 和 （亦称偏频）可用下式表示
()π2111m c n =;()π2222m c n =; （5-1） 其中1c 、2c 为前、后悬架的刚度(N/cm) ;1`m ‘2m 为前、后悬架的簧上质量。

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0.80～1.15 ， 后悬架偏频n 约为0.98～1.30Hz 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 95.0~85.021=n n 。

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%
kg
m m 576%401440kg 864%601440=⨯==⨯=后前
故
kg
m kg m 2885765.04325845.021=⨯==⨯=
设偏频Hz n Hz n 1.1,0.121==，由5-1得
()()()()m
N n m c m
N n m c /5.137431.114.322882/4.170370.114.3243222
2
2222
2
111=⨯⨯⨯===⨯⨯⨯==ππ
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
mm
m c g m f mm m c g m f c c 4.2052054.05.137438.92885.2482485.04.170378.9432222111==⨯====⨯== （5-2）
将1c f 、2c f 代入公式（5-1）得 22115;5
c c f n f n == （5-3）
分析式（5-2）可知：悬架的静挠度c f 直接影响车身振动的偏频n 。

因此，欲保证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2c f 比前悬架的静挠度1c f 小些，这样有利于防止车身产生较大的纵向角振动。

推荐取
()129.0~8.0c c f f = 。

由（5-2）得
827.05
.2484
.2051
2
==c c f f
故符合设计要求。

§5.2悬架的动挠度d f
悬架的动挠度d f 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70～90mm ，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
mm
mm f f mm mm f f c d c d 1604.285804.2051605.328805.24821>=+=+>=+=+
故设计符合要求。

§5.3悬架的弹性特性
悬架受到的垂直外力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 ：
()()Hz m c f 000000329.114.324324.17037211=⨯==π
车轮上下跳动行程一般范围是：上跳行程70～120mm ，下跳行程80～130mm 。

悬架 垂直刚度随车辆参数而不同，换成系统固有频率为1～2Hz 。

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N F 6.42338.94322=⨯=时
因为
MPa
d KC
F d K D F p τππτ≤==
2
232288 故 mm KC
F d p
τ26
.1≥
式中： 2D ——弹簧中径；
p τ——弹簧的许用应力，查表得MPa p 471=τ； C —旋绕比，取C=8； K —曲度系数，18.1615
.04414=+--=C
C C K ；
由此可得 7.14≥d mm
取 d=15 mm
又因为 d
D C 2
=
， 得 mm D 1202= 在最大工作负荷2F 作用下，取弹簧的有效圈数为：10=n 圈 弹簧的刚度计算公式为 n
D Gd k 3
248=
式中： G —切变模量，查表得，2785000N/mm G =；
代入数据得：
n
D Gd k 3
24
8==101208151085.7344⨯⨯⨯⨯=28.75 N/mm § 6.3其他参数的计算
螺旋导角：
5.5tan
2
==D p
arc πγ 展开长度：
mm n D 5.45425.5cos 12
12014.3cos L 12=⨯⨯==
γπ §6.4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 7.319.3120
5
.38220<===
D H b 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，提高汽车操纵性和稳定性。

另外减振器能够降低车身部分动载荷，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
图7-2 双作用筒式液压减振器
1.相对阻尼系数ψ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ψ的大小来评定振动衰减的快慢程度。

ψ的表达式为 ()
2cm δψ= （7-1）
式中，c 是悬架系统的垂直刚度；s m 为簧上质量。

式（7-1）表明，相对阻尼系数ψ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s m 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。

通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数Y ψ取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数S ψ取得大些。

两者之间保持有Y ψ=（0.25-0.50）S ψ的关系。

设计时，先选取Y ψ与S ψ的平均值ψ。

取ψ=0.30，为避免悬架碰撞车架，取Y ψ=0.5S ψ，则S ψ=0.4，Y ψ=0.25S ψ=0.2。

2、阻尼系数δ的确定
减振器的阻尼系数δ=2s cm ψ。

因悬架系统的固有振动频率s m c =ω，所以理论上ωψδs m 2=。

实际上，应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。

此麦弗逊式独立悬架减振器如图7-4安装
图7-3 减振器安装位置
此时减振器的阻尼系数为δ
αωψδ2cos /2s m =
已知ψ=0.30，c=17.0，Kg m s 432=， 30=α
故代入数据得
56.6830cos 174323.02cos 2cos /2222=⨯⨯=== αψαωψδc m m s s
3、最大卸荷力0F 的确定
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x v 。

ααωcos cos s x m c A A v ==
式中，x v 为卸荷速度 ，A 为车身振幅，取±40mm
代入数据得： x v s mm /87.630cos 4321740=⨯=
伸张行程时的阻尼系数为，在伸张行程的最大卸荷力
20/Kg 1.7146.8768.56= s mm F x ⋅=⨯=δν
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
[]()
2014λπ-=p F D 式中，[p]为工作缸最大允许压力，取 3.5Mpa ；λ为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取λ=0.4 ；
代入数据得：[]()()
mm p F D 78.194.015.31.471414220=-⨯⨯⨯=-=
πλπ 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=1.5×30=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。

图8-1 麦弗逊式独立悬架侧倾中心的确定
各数据为： 2,2==βα， 30=σ， mm r s 150=，mm 008=+o c ，d=300mm ，
mm B 7752
155021== 麦弗逊式独立悬架侧倾中心的高度w h 为
s
p w r d k h B h ++=σβtan cos 21 (8-1) 式中 ()()
mm 5.1468122sin 800sin =+=++= βαo c k mm d k h p 2.7003002sin 5.11468sin =+=+= β
代入式子8-1得 mm r d k h B h s p w 46150
30tan 3002cos 5.114682.700775tan cos 21=++=++= σβ 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：
前悬0～120mm ，后悬80～150mm 。

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
§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3F ，可根据图上的布置尺寸求得 ()()c d b c ad
F F -+=13 (8-2)
式中，1F 为前轮上的静载荷'F 减去前轴簧下质量的1／2。

横向力3F 越大，则作用在导向套上的摩擦力f F 3越大(f 为摩擦因数)，这对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(8-2)可知，为了减小力3F ，，要求尺寸c 十b 越大越好，或者减小尺寸a 。

增大尺寸b c +使悬架占用空间增加，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。

2、摆臂轴线布置方式的选择
图8-4 γ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
λ时，摆臂轴线正好与主销轴线垂直，前俯角-β等于静平衡位置的主销后倾角
λ值保持不变。

运动瞬心交于无穷远处，主销轴线在悬架跳动时作平动。

因此，
λ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，当-β与
λ角有增大的趋势.
λ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，当-β与
λ角有减小的趋势。

λ有增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
加的趋势。

因此，在设计麦弗逊式悬架时，应选择参数β能使运动瞬心C交于前轮后方。

3、摆臂长度的确定
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，
B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Y
内倾角γ车轮外倾角δ和主销后倾角λ曲线的变化规律也都与
B类似，说明摆
Y
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。

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
c和悬架垂直刚到c之间是正比关系，所以减性的目的。

但因为悬架的侧倾刚度
φ
c也坚信，并使车厢侧倾角增加，结果车厢中的小垂直刚度c的同时使侧倾刚度
φ
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
c。

下，增大悬架的侧倾角刚度
φ
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δ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。

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。