汽車多功能轉向系統(tǒng)汽車懸架設計畢業(yè)論文設計

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1、( 此文檔為 word 格式，下載后您可任意編輯修改！)成都航空職業(yè)技術學院2015 年畢業(yè)設計論文題目：汽車多功能轉向系統(tǒng)（懸架設計）學生：葉成忠專業(yè)：車輛工程班級：51314班學號：123373指導老師：劉宇目錄摘要 .- 3 -Abstract .- 4 -前言 .- 4 -設計背景：.- 4 -課題來源及要求： .- 5 -主要內容：.- 5 -產品展示：.- 6 -第一章懸架分析選型 .- 7 -1.1懸架結構方案選擇 .- 8 -1.1.1 設計對象車型參數(shù).- 8 -1.1.2獨立懸架與非獨立懸架結構形式的選擇.- 8 -1.1.3懸架具體結構形式的選擇 .- 8 -1.1.4彈

2、性原件選擇 .- 9 -1.1.5減振元件選擇 .- 9 -1.2傳力構件及導向機構.- 9 -1.3橫向穩(wěn)定器 .-10-1.4下擺臂類型選擇 .-10-第二章懸架主要參數(shù)確定 .-10-2.1懸架撓度計算 .-11-2.1.1懸架靜撓度f c 的計算 .-11-2.1.2懸架動撓度f d 計算 .-12-2.1.3懸架剛度計算 .-12-第三章 彈性元件設計 .-13-3.1螺旋彈簧的剛度 .-13-3.2計算螺旋彈簧的直徑.-14-3.3螺旋彈簧校核 .-14-3.3.1螺旋彈簧剛度校核 .-14-3.3.2彈簧表面剪切應力校核 .-14-第四章減振器設計 .-15-4.1減振器結構類型

3、的選擇 .-15-4.2減振器參數(shù)的設計 .-16-4.2.1相對阻尼系數(shù) .-16-4.2.2減振器阻尼系數(shù)的確定 .-17-4.2.3減振器最大卸荷力F0 的確定 .-17-4.2.4減振器工作缸直徑D 的確定 .-18-4.3橫向穩(wěn)定桿的設計 .-19-4.3.1橫向穩(wěn)定桿的作用 .-19-4.3.2橫向穩(wěn)定桿參數(shù)的選擇 .-19-第五章 麥弗遜式獨立懸架導向機構設計.-20-5.1導向機構的布置參數(shù) .-20-5.1.1麥弗遜式獨立懸架的側傾中心 .-20-5.2導向機構受力分析 .-22-5.3下橫臂軸線布置方式的選擇.-23-5.4下橫擺臂主要參數(shù) .-24-第六章論文總結 .-2

4、5-致謝 .-26-參考文獻 .-26-摘要根據(jù)對汽車懸架的研究以及資料的查閱， 著重闡述了應用于多功能轉向電動汽車麥佛遜式獨立懸架的設計與計算，在保證電動車能原地旋轉以及側向行駛對懸架的布置進行全新設計，包括汽車懸架類型選擇，不同類型懸架的優(yōu)缺點，和各種類型懸架應用狀況等。根據(jù)原有數(shù)據(jù)計算麥佛遜式懸架的靜撓度和動撓度，懸架剛度等。包括彈性元件的設計計算與校核，以及減振器的選型計算。通過對麥佛遜式懸架的設計，選取出相關的零件，并在說明書中畫出相關零件的零件圖。通過說明書畫出麥佛遜式懸架的零件圖和裝配圖關鍵詞： 麥佛遜，汽車懸架懸架，設計計算AbstractAccording to the au

5、tomobile suspension research and information access, emphatically elaborated the new suspension design and calculation of automobile suspended frame type choice of different types, and the advantages and disadvantages of the suspension,and various types of suspensionapplication condition and so on.

6、According to the original data calculation Michael Gibson type suspension of Buddha static deflection and dynamic deflection, the suspension stiffness, etc. Including elastic components design calculation and checking, and the calculation of the selection of the shock absorber. Through the Buddha of

7、 wheat was type suspension design, selection of the related parts, and in the prospectusdraw the related parts drawing. Through a wheat that painting and calligraphy Buddha suspension parts of Hudson diagram and the assembly drawingKeywords: Michael Hudson Buddha, automobile suspension suspension, d

8、esign calculation前言設計背景：懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，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，并緩和汽車駛過不平路面時所產生的沖擊，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。因此必須在車輪與車架或車身之間提供彈性聯(lián)接，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。為了迅速衰減不必要的振動

9、，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，從而在很大程度上提高了整車的操縱穩(wěn)定性和抗縱傾能力。本設計主要根據(jù)所選車型的原始數(shù)據(jù)進行計算，設計出一麥佛遜式懸架， 可保證設計對象車型車輛進行原地轉向及側向行駛時懸架不發(fā)生運動干涉，同時使具有懸架的特性，并對汽車的操縱穩(wěn)定性、轉向輕便性、行駛舒適性、輪胎壽命等進行相關驗算設計。課題來源及要求：本課題來源于實際生活中， 設計出一款能滿足汽車原地轉向

10、以及側向行駛的前后懸架。在設計的過程中要求進行相關的校核與導向機構的仿真等。另外需要做出一份零件圖及裝配工程圖。本設計主要用對比法，調查法，文獻資料法等進行設計實現(xiàn)。根據(jù)目前市面上存在的懸架類型進行選型改進，結合對象車型的具體參數(shù)進行設計校核，從而實現(xiàn)課題的設計目標，利用原理分析及實驗法，分析汽車原地轉向和側向行駛的原理以及條件，結合相關計算，設計出懸架的下擺臂的具體尺寸參數(shù)。利用CATIA 進行相關的干涉分析與有限元分析等。主要內容：1）懸架分析選擇（獨立懸架與非獨立懸架結構形式的選擇，懸架具體結構形式的選擇，彈性元件，減振元件，橫向穩(wěn)定器）；2）懸架主要參數(shù)的確定（懸架的空間幾何參數(shù)，懸架

11、的彈性特性和工作行程，懸架的工作行程）3）螺旋彈簧的設計（螺旋彈簧的剛度，直徑等，相關強度校核）4）減振器參數(shù)的設計（相對阻尼系數(shù) ，減振器阻尼系數(shù)的確定，減振器最大卸荷力 F0 的確定，減振器工作缸直徑D的確定）5）橫向穩(wěn)定桿的設計6）關鍵零部件有限元分析。產品展示：前懸架總成后懸架總成總成第一章懸架分析選型1.1 懸架結構方案選擇設計對象車型參數(shù)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配合確定。本車設計車型為比亞迪 ET 電動汽車，相關原始參數(shù)如下：本設計對象車型為比

12、亞迪 ET 純電動汽車總裝備質量1470kg，輪胎： 20560R17；輪輞： 5 12 J17 驅動形式為4 輪輪轂電機電動機驅動，永磁同步電動機額定功率400N.m2500rmin，通過 IGBT 逆變器和4 25KW，最大轉速DPS電子控制器進行控制。5500rmin ，最大轉距4 輪輪轂驅動模式構成 4 4 全輪驅動。獨立懸架與非獨立懸架結構形式的選擇為適應不同車型和不同類型車橋的需要，懸架有不同的結構型式，主要有獨立懸架與非獨立懸架。獨立懸架允許前輪有大的跳動空間，有利于轉向，便于選擇軟的彈簧元件使平順性得到改善，同時獨立懸架非簧載質量小，可提高汽車車輪的附著性，且轎車對乘坐舒適性要

13、求較高，故選擇獨立懸架。懸架具體結構形式的選擇麥弗遜式獨立懸架是獨立懸架中的一種，是一種減振器作滑動支柱并與下控制臂鉸接組成的一種懸架形式 , 與其它懸架系統(tǒng)相比 , 結構簡單、性能好、布置緊湊 , 占用空間少。本次設計的車型為比亞迪 ET，采用麥佛遜式懸架。彈性元件選擇彈性元件是懸架的最主要部件，因為懸架最根本的作用是減緩地面不平度對車身造成的沖擊，即將短暫的大加速度沖擊化解為相對緩慢的小加速度沖擊。彈性元件主要有鋼板彈簧、螺旋彈簧、扭桿彈簧、空氣彈簧等常用類型。除了板彈簧自身有減振作用外，配備其它種類彈性元件的懸架必須配備減振元件，使已經發(fā)生振動的汽車盡快靜止。鋼板彈簧是汽車最早使用的彈性

14、元件，由于存在諸多設計不足之處，現(xiàn)逐步被其它種類彈性元件所取代，本次設計選擇螺旋彈簧。減振元件選擇減振元件主要起減振作用。為加速車架和車身振動的衰減，以改善汽車的行駛平順性，在大多數(shù)汽車的懸架系統(tǒng)內都裝有減振器。減振器和彈性元件是并聯(lián)安裝的。汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用液力減振器。液力減振器的作用原理是當車架與車橋作往復相對運動時，而減振器中的活塞在缸筒內也作往復運動，則減振器殼體內的油液便反復地從一個內腔通過一些窄小的孔隙流入另一內腔。此時，孔壁與油液間的摩擦及液體分子內摩擦便形成對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉化為熱能，而被油液和減振器殼體所吸收，然后散到大氣中。本次設計采用選擇雙筒式液

15、力減振器。1.2 傳力構件及導向機構車輪相對于車架和車身跳動時，車輪（特別是轉向輪）的運動軌跡應符合一定的要求，否則對汽車某些行駛性能（特別是操縱穩(wěn)定性）有不利的影響。因此，懸架中某些傳力構件同時還承擔著使車輪按一定軌跡相對于車架和車身跳動的任務，因而這些傳力構件還起導向作用，故稱導向機構。對前輪導向機構的要求：（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，車輪不應產生縱向加速度；（3）汽車轉彎行駛時，應使車身側傾角小。在0.4g 側向加速度作用下，車身側傾角 6-7 度。并使車輪與車身的傾斜同向

16、，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，有抗后仰作用。（5）具有足夠的疲勞強度和壽命，可靠地傳遞除垂直力以外的各種力和力矩。1.3 橫向穩(wěn)定器在多數(shù)的轎車和客車上，為防止車身在轉向行駛等情況下發(fā)生過大的橫向傾斜，在懸架中還設有輔助彈性元件橫向穩(wěn)定器。橫向穩(wěn)定器實際是一根近似U 型的桿件，兩個端頭與車輪剛性連接，用來防止車身產生過大側傾。其原理是當一側車輪相對車身位移比另外一側位移大時，穩(wěn)定桿承受扭矩，由其自身剛性限制這種傾斜，特別是前輪，可有效防止因一側車輪遇障礙物時，限制該側車輪跳動幅度。1.4 下擺臂類型選擇麥弗遜懸掛通常由兩個基本部分組成：支柱式減振器和A（或

17、L 型）字型托臂，整個車體的重量和汽車在運動時車輪承受的所有沖擊就靠這兩個部件承擔。下擺臂主要受的三個力： 1. 剎車時的縱向力；2. 轉彎時的側向力；3. 顛簸時的垂直力。結合本次設計的目的，考慮到汽車需要原地旋轉，為了防止轉向車輪與下擺臂發(fā)生干涉，故選取 L 型托臂。第二章懸架主要參數(shù)確定2.1 懸架撓度計算對于大多數(shù)汽車而言，其懸掛質量分配系數(shù) =0.8 1.2 ，因而可以近似地認為=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n1 ， n2 表示各自的自由振動頻率，偏頻越小，則汽車的平順性越好。一般對于鋼制彈簧的轎車，n1 約為 11.3Hz （60 80 次 m

18、in）， n2 約為 1.17 1.5Hz （70 90 次 min），非常接近人體步行時的自然頻率。懸架靜撓度 fc 的計算懸架靜撓度f c 是指汽車滿載靜止時懸架上的載荷Fw 與此時懸架剛度c 之比，即fcFw / c 。汽車懸架的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車平順性的主要參數(shù)之一。而汽車部分車身固有率（偏頻）可用下式表示：1csn2ms式中 C s汽車前懸架剛度， Nmm；ms 汽車前懸架簧上質量，kg；n汽車前懸架偏頻，Hz而汽車懸架的靜撓度可用下式表示：f cms g / cs由這兩式可得出：25f c2n設計時取前懸架的偏頻n11.2Hz根據(jù)公式 (2-3) 可以計算出前懸架的靜撓

19、度為：2f c1 =25n =173.6mm(2-1)(2-2)(2-3)在選取前后懸架的靜撓度值f c1 和 f c2 時，應當使其接近，并希望后懸架的靜撓度f c2 比前懸架的靜撓度f c1 小些，這樣有利于防止車身產生較大的縱向角振動，推薦為：f c 2(0.6 0.8) fc1故后懸架靜撓度?。篺c 20.7 fc1121.5mm懸架動撓度 f d 計算懸架的動撓度 f d 是指從滿載經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 12 或 23）時，車輪中心相對車架（或車身）的垂直位移。要求懸架應有足度， 以防止在壞路面上行駛時經常碰到緩沖塊。 對乘用車，

20、 fd 取70 90mm；對客車，f d 取 5080mm；對貨車，fd 取 6090mm。本次設計取懸架動撓度f d 為 80mm。為了得到良好的平順性，因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。對于前懸架：因為： f c1f d173.680253.6mm160mm故設計合理對于后懸架：因為： f c2f d121.580201.5mm160mm 故設計合理懸架剛度計算已知：已知整車裝備質量： m=1470kg，參考本次設計車型， 取簧上質量為 1400kg；取簧下質量為 70kg，則由表

21、 2-1 軸荷分配圖知：滿載前軸單輪軸荷取55%：錯誤！未找到引用源。 （滿載時車上 5 名成員， 60kg 名）。表 2-1 軸荷分配表前懸架剛度：C1FFW4675f c1f c122.69N / mm206后懸架剛度：C2FFW4675fc2f c232.42N / mm144.2第三章彈性元件設計3.1 螺旋彈簧的剛度由于存在懸架導向機構的關系，懸架剛度C 與彈簧剛度 CS 是不相等的，其區(qū)別在于懸架剛度 C 是指車輪處單位撓度所需的力；而彈簧剛度CS 僅指彈簧本身單位撓度所需的力。但兩者可根據(jù)經驗公式（懸架剛度 =彈簧剛度杠桿比的平方）進行轉換，杠桿比的取值范圍為（ 01），本設計中

22、取為 1，使彈簧剛度的校核值為最大值。故：CsC29.5N / mm3.2 計算螺旋彈簧的直徑根據(jù)公式 (3-1) 可以計算：CSGd 4d48D m iCs(3-1)3G8Dm i式中 i 彈簧有效工作圈數(shù)，先取8G 彈簧材料的剪切彈性模量，取 8.3 104 MpaDm 彈簧中徑，取110mm可得d12.24mm初確定螺旋彈簧直徑為d13mm ，彈簧外徑 D=123mm，彈簧有效工作圈數(shù)n=83.3螺旋彈簧校核3.3.1螺旋彈簧剛度校核彈簧剛度的計算公式為：C SGd4(3-2)8 D m3i代入數(shù)據(jù)計算可得彈簧剛度CS 為：CSGd 48.310101343 i110337.43N /

23、mm8Dm88所以彈簧選擇符合剛度要求。彈簧表面剪切應力校核彈簧在壓縮時其工作方式與扭桿類似，都是靠材料的剪切變形吸收能量，彈簧鋼絲表面的剪應力為：8PD m K 8PCKd 3d 2(3-3)式中 C 彈簧指數(shù)（旋繞比） ， CDm / dK 曲度系數(shù)，為考慮簧圈曲率對強度影響的系數(shù)，K 4C10.6154C4CP 彈簧軸向載荷已知 Dm =110mm，d=13mm，可以算出彈簧指數(shù)C 和曲度系數(shù) K ：CDm / d110 /13 8.46K4C10.61548.4610.6151.174C4C48.4648.46P=4258.46cos143488.7N則彈簧表面剪切應力為：8PD m

24、K 8PCK 83488.78.461.17520.59Mpad 3d 23.141310 32 =0.63 =0.63 1000Mpa，因為 ，所以彈簧滿足要求。綜上可以最終選定彈簧的參數(shù)為：彈簧鋼絲直徑 d=13mm，彈簧外徑 D=123mm，彈簧有效工作圈數(shù)n=8。第四章減振器設計4.1 減振器結構類型的選擇減振器作為阻尼元件是懸架的重要組成元件之一，其作用是迅速衰減汽車振動，改善汽車行駛平順性，增強車輪與路面附著性能，減少汽車因慣性力引起的車身傾角變化，提高汽車操縱性和穩(wěn)定性。另外減振器能夠降低車身部分動載荷，延長汽車使用壽命。減振器大體上可以分為兩大類，即摩擦式減振器和液力減振器。目

25、前汽車上使用的減振器主要是筒式液力減振器，筒式減振器最常用的三種結構型式包括: 雙筒式、單筒充氣式和雙筒充氣式，本次設計為雙筒充氣式減振器。雙筒充氣式減振器的優(yōu)點有 : 在小振幅時閥的響應也比較敏感 ; 改善了壞路上的阻尼特性 ; 提高了行駛平順性 ; 氣壓損失時，仍可發(fā)揮減振功能 ; 與單筒充氣式減振器相比，占用軸向尺寸小，由于沒有浮動活塞，摩擦也較小。圖4-3雙筒充氣式減振器用于麥克弗遜懸架時的結構圖1六方;2蓋板 ;3導向座 ;4貯油缸筒 ;5補償腔 ;6活塞桿 ;7彈簧托架 ;8限位塊 ;9 壓縮閥 ;10密封環(huán) ;11閥片 ;12活塞緊固螺母;13活塞桿小端;14底閥4.2 減振器參

26、數(shù)的設計相對阻尼系數(shù)相對阻尼系數(shù) 的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度C 和不同簧上質量 ms 的懸架系統(tǒng)匹配時，會產生不同的阻尼效果。值大，振動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則反之，通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)Y 取小些，伸張行程時的相對阻尼系數(shù)S 取得大些，兩者之間保持Y =（ 0.25-0.50 ） S 的關系。設計時，先選取Y 與S 的平均值 。相對無摩擦的彈性元件懸架， 取 =0.25-0.35 ；對有內摩擦的彈性元件懸架， 值取的小些，為避免懸架碰撞車架，取Y =0.5 S取 =0.3 ，則有：S0.5 S0.3，計算得：S =0.4 ， Y

27、=0.22減振器阻尼系數(shù)的確定減振器阻尼系數(shù)2cms。因懸架系統(tǒng)固有頻率cms，所以理論上2 ms。實際上，應根據(jù)減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數(shù)。根據(jù)下圖的安裝形式，則阻尼系數(shù)為：22 ms b2cos圖 4-4減振器布置簡圖根據(jù)公式 n1Cs ，可得出：c2 n2msms滿載時計算前懸剛度 CS 20.6N / mm代入數(shù)據(jù)得：=6.3Hz，取 a / b 0.8 ,14按滿載計算有：簧上質量m2425kg，代入數(shù)據(jù)得減振器的阻尼系數(shù)為：22 0.3 425 6.311706.3488N s / m0.9703減振器最大卸荷力F0 的確定為減小傳到車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達

28、到一定值時，減振器打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度Vx ，按上圖安裝形式時有：Vx Aa cos / b式中， Vx 為卸荷速度，一般為 0.150.3ms ，A 為車身振幅，取40mm ；為懸架振動固有頻率。代入數(shù)據(jù)計算得卸荷速度為： Vx 0.046.3 0.8 cos140.245m / s符合 Vx 在 0.150.3ms 之間范圍要求。根據(jù)伸張行程最大卸荷力公式：F0c Vx式中， c 是沖擊載荷系數(shù)，取 c=1.5 ；代入數(shù)據(jù)可得最大卸荷力F0 為：F01.52666.170.245979.8N減振器工作缸直徑D 的確定根據(jù)伸張行程的最大卸荷力F0 計算工作缸直徑D 為：4F

29、0(4-1)D2P 1其中， P 工作缸最大壓力，在3Mpa4Mpa,取 P =3Mpa；連桿直徑與工作缸直徑比值，=0.40.5 ，取 =0.4 。代入公式（ 4-1 ）計算得工作缸直徑 D 為：D4979 .822.26mm310610.423.14減振器的工作缸直徑D 有 20mm，30mm，40mm，45mm，50mm，65mm，等幾種。選取時按照標準選用，按下表選擇。表 4-1工作缸直徑基長 L貯油直徑 Dc吊環(huán)直徑吊環(huán)直徑寬度活塞行程 SDB3011044 （ 47）2924230、240、250、（ 120）260、270、28040140543932120、130、140、（

30、150）150、270、2805017070（ 75）4740120、130、140、（ 180）150、160、170、180652102106250120、130、140、150、160、170、180、190所以選擇工作缸直徑D=30mm的減振器，對照上表選擇相關參數(shù)：考慮到需要減少導向套上的橫向力以及整個懸架的布置空間要求，選取活塞行程S=240mm，基長 L=110mm，則：LminLS240 110350mm（最小行程）LmaxLminS350 240 590mm（最大行程）取貯油缸直徑 DC =44mm，壁厚取 2mm。4.3 橫向穩(wěn)定桿的設計橫向穩(wěn)定桿的作用橫向穩(wěn)定桿是一根擁有

31、一定剛度的扭桿彈簧，它和左右懸掛的下托臂或減震器滑柱相連。當左右懸掛都處于顛簸路面時，兩邊的懸掛同時上下運動，穩(wěn)定桿不發(fā)生扭轉，當車輛在轉彎時，由于外側懸掛承受的力量較大，車身發(fā)生一定得側傾。此時外側懸掛收縮，內側懸掛舒張，那么橫向穩(wěn)定桿就會發(fā)生扭轉，產生一定的彈力，阻止車輛側傾。從而提高車輛行駛穩(wěn)定性。橫向穩(wěn)定桿參數(shù)的選擇橫向穩(wěn)定桿的主要參數(shù)由懸架的空間布置尺寸來定，具體尺寸如下：桿的直徑d=20mm，桿長 L=1200mm，圓角半徑 R=26mm。圖 4-5橫向穩(wěn)定桿第五章麥弗遜式獨立懸架導向機構設計5.1 導向機構的布置參數(shù)麥弗遜式獨立懸架的側傾中心麥弗遜式獨立懸架的側傾中心由如圖5-1

32、 所示方式得出。從懸架與車身的固定連接點 E 作活塞桿運動方向的垂直線并將下橫臂線延長。兩條線的交點即為極點 P。將 P 點與車輪接地點 N的連線交在汽車軸線上，交點 W即為側傾中心。圖 5-1麥弗遜式獨立懸架側傾中心的確定各數(shù)據(jù)為：2,2，30 ， rsmm ， c o710mm ，120d=300mmB1155022麥弗遜式獨立懸架側傾中心的高度hw 為775mmhwB1hp2 k cosd tanrs（ 5-1）式中 kc o71010143mmsinsin 2o2ohpk sind10143sin 2o300601.2mm代入公式（ 5-1 ）得B1h p601.266mmhw77511468.5cos2o300 tan30o2 k cosd tanrs120前懸架的側傾中心高度受到允許的輪距變化限制，并且?guī)缀醪豢赡艹^150mm。此外，在前輪前驅的汽車上，由于前橋軸荷大，且為驅動橋，故因盡可能使前輪輪荷變 化小。因此，在獨立懸架中，側傾中心高度為：前懸 0120mm，后懸 80150mm。此次設計的前懸側傾中心高度為66mm，因而設計符合要求。5.2 導向機構受力分析圖 5-2導向機構受力圖分析麥佛遜式獨立懸架受力簡圖（圖5-2 ）：作用在導向套上的橫向力F3 得：F3F1ad