代入计算得：Cs = 4×1.12 × 3.142 × 292 =13948.5N/m
6．1．2．满载计算刚度
已知前悬架满载时轴载质量为753kg，则单侧簧上质量为ms ：
1ms = × (753 ? 52) =350.5kg
2n=1.1Hz；
代入计算得：CS = 4×1.12 × 3.142 × 350.5=16743.0N/m
6．1．3．按满载计算弹簧钢丝直径d
根据下面的公式可以计算：
式中 i——弹簧有效工作圈数，先取8
G——弹簧材料的剪切弹性摸量，取8.3× 104MPa Dm ——弹簧中径，取110mm 代入计算得： d=12.5mm
6．1．4．确定弹簧参数
弹簧钢丝直径d=12mm；弹簧外径D=122mm；弹簧有效工作圈数n=8；
6.2 弹簧校核 6.2.1 弹簧刚度校核
弹簧刚度的计算公式为：
代入数据计算可得弹簧刚度Cs 为：
所以弹簧选择符合刚度要求。
6.2.2 弹簧表面剪切应力校核
弹簧在压缩时其工作方式与扭杆类似，都是靠材料的剪切变形吸收能量，弹簧钢丝表面的剪应力为：
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式中 C ——弹簧指数（旋绕比），C= Dm/d;
K′——曲度系数，为考虑簧圈曲率对强度影响的系数， K′= P——弹簧轴向载荷。
已知= 110 m D mm ，d=12mm，可以算出弹簧指数C 和曲度系数K′ ： C= Dm/d;= 110/12=9.16 ；
4C?10.615K′=+=1.02
4C?4CP=（753-52）×1/2×9.8×cos10°=3382.7N 则弹簧表面的剪切应力：
τ =
4C?10.615+ 4C?4C8PDmK'8PCK'8?3382.7?9.16?1.02===558.9MPa ?3233.14?(12?10)?d?d[τ ]=0.63[σ ]=0.63×1000 MPa =630 MPa 因为τ ＜[τ ]，所以弹簧满足要求。
6.2.3 小结
综上可以最终选定弹簧的参数为：弹簧钢丝直径d=12mm，弹簧外径D=122mm，弹簧 有效工作圈数n=8。
7 导向机构设计 7．1 导向机构设计要求
对前轮导向机构的设计要求是：
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，车轮不应该产生纵向加速度。
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，车身侧倾角小于等于6°～7°，并使车轮与车身的倾斜同向，以增强不足转向效应。 4） 制动时，应使车身有抗前俯作用；加速时，有抗后俯作用。 对汽车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。此外，导向机构还应有足够强度，并可靠地传递除垂直力以外的各种力和力矩。
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7．2 麦弗逊式独立悬架导向机构设计 7．2．1 导向机构受力分析
受力简图（如图7.1），
图7.1
由图可知：作用在导向套上的横向力 F3 得：
F3?F1ad
(c?b)(d?c)式中,F1 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F 3f 越大（f 为摩擦因数），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摩擦材料和特殊工艺。由上式可知，为了减小F 3，要求尺寸c+b 越大越好，或者减小尺寸a。增大c+出版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，常将图中的G 点外伸至车轮内部，既可以达到缩短尺寸a 的目的，又可以获得小、较小的甚至是负的主销偏移距，提高制动稳定性能。移动G 点后的主销轴线不再与减振器轴线重合。
7．2．2 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。如图所示。其中O 点为汽车纵向平面内悬架相对于车身跳动的运动瞬心。当摆臂的抗俯角-β ′ 等于静平衡位置的主销后倾角γ 时，横臂轴线正好与主销轴线垂直，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，γ 值保持不变。当-β ′ 与γ 的匹配使运动瞬心O 交于前轮后方时，在悬架压缩行程，γ 角有增大的趋势。当-β ′ 与γ 德匹配使运动瞬心O 交于前轮前方时，在悬架压缩行程，γ 角有减小的趋势。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γ 有增加的趋势。因此，在设计
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麦弗逊式独立悬架时，应该选择参数β ′ 能使运动瞬心O 交于前轮后方。
图7.2
7．2．3 横摆臂主要参数
下图为某乘用车采用的麦弗逊式前悬架的实测参数为输入数据的计算结果。图中的几组曲线是下横臂L l 取不同值时的悬架运动特性。由图可以看出，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 曲线的变化规律也都与y B 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。
图7.3
8 减振器的结构类型与主要参数的选择 8.1 减振器分类
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减振器大体上分为两大类，即摩擦式减振器和液力减振器。摩擦式减振器利用两个紧压在一起的盘片之间相对运动时的摩擦力提供阻尼。但是由于库仑摩擦力随相对运动速度的提高而减小，并且很容易受到油、水等的影响，无法正常工作，无法满足平顺性的要求，因此虽然具有质量小、造价低、容易调整等优点，但现在汽车上已经不再采用这类减振器。液力减振器最早出现于1901 年，有两种主要的结构形式分别是摇臂式和筒式。悬架中用的最多的减振器是内部充有液体的液力式减振器。所以我选择筒式减振器。而在筒式减振器中，常用的三种形式是：双筒式、单筒充气式和双筒充气式。我选择双筒式液力减振器。
图8.1
8．2 双筒式液力减振器工作原理
双筒式液力减振器的工作原理如图所示。其中A 为工作腔，C为补偿腔，两腔之间通过阀系连通，当汽车车轮上下跳动时，带动活塞1 在工作腔A 中上下移动，迫使减振器液流过相应阀体上的阻尼孔，将动能转化为热能耗散掉。车轮向上跳动即悬架压缩时，活塞1 向下运动，油通过阀Ⅱ进入工作腔上腔，但是由于活塞杆9 占据了一部分体积，必须有部分油液经阀Ⅳ进入补偿腔C；当车轮向下跳动即悬架伸张时，活塞1 向上运动，工作腔A 中的压力升高，油液经阀Ⅰ流入下腔，提供大部分升张阻尼力，还有一部分油液经过活塞杆与导向座间的缝隙由回流孔6 进入补偿腔，同样由于活塞杆所占据的体积，当活塞向上运动时，必定有部分油液经阀Ⅲ流入工作腔下腔。减振器工作过程中产生的热量靠贮油缸筒3 散发。减振器的工作温度可达到120 度，有时甚至可达200 度。为了提供温度升高后油液膨胀的空间，减振器的油液不能加得太满，但一般在补偿腔中油液高度应达到缸筒长度的一半，以防止低温或减振器倾斜的情况下，在极限
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