汽車設(shè)計懸架系統(tǒng)方案

1、目錄第一章 懸架的結(jié)構(gòu)形式的選擇第一節(jié)懸架的構(gòu)成和類型第二節(jié)獨立懸架結(jié)構(gòu)形式分析第三節(jié)前后懸架的選擇第二章懸架主要參數(shù)的選擇第一節(jié)懸架性能參數(shù)的選擇第二節(jié)懸架的自振頻率第三節(jié)側(cè)傾角剛度第四節(jié)懸架的靜動撓度的選擇第三章 彈性元件的設(shè)計分析及計算第一節(jié)前懸架彈簧第二節(jié)后懸架彈簧第四章 獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)的設(shè)計分析及計算第一節(jié)導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計要求第二節(jié)麥弗遜獨立懸架示意圖第三節(jié)導(dǎo)向機構(gòu)受力分析第四節(jié)橫臂軸線布置方式第五節(jié)導(dǎo)向機構(gòu)的布置參數(shù)第五章減震器的設(shè)計分析及計算第一節(jié)第一章 懸架的結(jié)構(gòu)形式的選擇1.1懸架的構(gòu)成和類型構(gòu)成（1）彈性元件具有傳遞垂直力和緩和沖擊的作用。常見的彈性元件有：鋼板彈簧、螺旋彈

2、簧、扭桿彈簧、空氣彈簧、油氣彈簧、橡膠彈簧等。（2）導(dǎo)向裝置其作用是傳遞除彈性元件傳遞的垂直力以外的各種力和力矩。常見的導(dǎo)向裝置有：斜置單臂式、單橫臂式、雙橫臂式、雙縱臂式、麥弗遜式等。（3）減震器具有衰減振動的作用。常見的減震器有：簡式減震器、充氣式減震器、阻力可調(diào)式減震器等。（4）緩沖塊其作用是減輕車軸對車架的直接沖撞，防止彈性元件產(chǎn)生過大的變形。（5）橫向穩(wěn)定器其作用是減少轉(zhuǎn)彎行駛時車身的側(cè)傾角和橫向角振動。類型懸架可分為非獨立懸架和獨立懸架。（1）非獨立懸架非獨立懸架的特點是：左、右車輪用一根整體軸連接，再經(jīng)過懸架與車架 連接。優(yōu)點是：結(jié)構(gòu)簡單、制造容易、維修方便、工作可靠。缺點是：由

3、于整車布置上的限制，鋼板彈簧不可能有足夠的長度 （特別是前懸 架），使之剛度較大，所以汽車平順性較差。 簧下質(zhì)量較大。 在不平路面上行駛時，左、右車輪相互影響，并使車軸和車身傾斜。 當(dāng)兩側(cè)車輪不同步跳動，車輪會左、右搖擺，使前輪容易產(chǎn)生擺振。 前輪跳動時，懸架易與轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)產(chǎn)生運動干涉。 汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，離心力也會產(chǎn)生不利的軸轉(zhuǎn)向特性。 車軸上方要求有與彈簧行程相適應(yīng)的空間。然而由于非獨立懸架結(jié)構(gòu)簡單、易于維護(hù)以及可以使用多種類型的彈性元件等 優(yōu)點，非獨立懸架多用于載貨汽車和大客車的前、后懸架。（2）獨立懸架獨立懸架的特點是：左、右車輪通過各自的懸架與車架連接。優(yōu)點是：簧下質(zhì)量小。 懸架占用

4、的空間小 彈性元件只承受垂直力，所以可以用剛度小的彈簧，使車身振動頻率 降低，改善了汽車行駛的平順性。 由于采用了斷開式車軸，所以能降低發(fā)動機的位置高度，使整車的質(zhì) 心高度下降，改善了汽車行駛的穩(wěn)定性。 左、右車輪各自獨立運動互不影響，可減少車身的傾斜和振動，同時 在好的路面上能獲得良好的地面附著能力。缺點是：結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本較高、維修困難然而由于獨立懸架具有以上優(yōu)點，因此現(xiàn)代轎車多采用獨立懸架。1.2獨立懸架結(jié)構(gòu)形式分析獨立懸架又可以分為雙橫臂式、單橫臂式、雙縱臂式、單縱臂式、單斜臂 式、麥弗遜式和扭轉(zhuǎn)梁隨動臂式等。對于不同形式的獨立懸架，不僅結(jié)構(gòu)特點不同，而且許多基本特性也有較 大區(qū)別。評價

5、時常從以下幾個方面進(jìn)行：側(cè)傾中心高度 車輪定位參數(shù)的變化 懸架傾角剛度 橫向剛度不同形式懸架的特點導(dǎo)向機構(gòu)形式 特性、雙橫臂式單橫臂式單縱臂式單斜臂式麥弗遜式扭轉(zhuǎn)梁隨動臂式側(cè)傾中心高度比較低比較咼比較低居單橫臂和單縱臂之間比較咼比較咼車輪相對車身跳動時車輪定位參數(shù)變化車輪外傾 角與主銷 內(nèi)傾角均 有變化車輪外傾 角與主銷 內(nèi)傾角變化大主銷內(nèi)傾角變化大有變化變化小左右輪同時跳動時不變輪距變化小，故輪胎磨損速度慢變化大，故輪胎磨損速度快不變變化不大變化很小不變懸架側(cè)傾角剛度較小，需要有橫向較大，可不裝橫向較小，需要用橫向居單橫臂式和單縱臂式較大，可不裝橫向穩(wěn)疋器At宀酥 穩(wěn)定器At宀酥 穩(wěn)定器At

6、宀酥 穩(wěn)定器之間橫向剛度橫向剛度大橫向剛度小橫向剛度較小橫向剛度大占用的空間尺寸占用較多的空間占用較少的空間幾乎不占用高度空間占用的空間小1.3前后懸架的選擇目前汽車的前后懸架采用的方案有：前輪和后輪均采用非獨立懸架；前輪采用獨立懸架，后輪采用非獨立懸架；前輪和后輪均采用獨立懸架。由于麥弗遜獨立懸架具有以下特性：車輪相對車身跳動時車輪定位參數(shù)變化??；輪距變化很小；懸架側(cè)傾角剛度較大，可不裝橫向穩(wěn)定器；橫向剛度大；占用 空間小。故此次設(shè)計前后輪均采用麥弗遜獨立懸架。第二章懸架主要參數(shù)的選擇2.1懸架性能參數(shù)的選擇懸架設(shè)計可大致分為結(jié)構(gòu)型式及主要參數(shù)選擇和詳細(xì)設(shè)計兩個階段，有時還要反復(fù)交叉進(jìn)行。由

7、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協(xié)商確定。2.2懸架的自振頻率懸架設(shè)計的主要目的之一是確保汽車有良好的行駛平順性。汽車行駛時振動越劇烈，則平順性越差。由于個體對振動的反應(yīng)千差萬別，人們提出了各種各樣的平順性評價指標(biāo)。n二 K / M/2= g / f /2 二n懸架的頻率M-簧載質(zhì)量K-懸架的剛度懸架頻率n隨簧載質(zhì)量的變化而變化，人體最舒適的頻率范圍為1.6Hz, 如果要將汽車行駛過程中的頻率保持在11.6Hz內(nèi)。依據(jù)ISO2631人體承受全身振動的評價指南 ，轎車的自振頻率范圍為 0.71.6Hz ,對于簧載質(zhì)量大的車型取偏小的方向，(大致為1

8、Hz或更低)本設(shè) 計選的范圍是0.71.6Hz。取n 1=1.2Hz ;懸架 nn 2=0.9所以 n2=1.3Hz懸架的剛度Ka+b=1.25+1.35=2.6m前：a/a+b=1.25/2.6=0.48后：b/a+b=1.35/2.6=0.52m1=1650*0.52=856.7Kgm2=1650*0.48=793.3Kgms1=856.7 -50=801.7Kgms2=793.3 -65=728.3Kg依據(jù)懸架剛度公式可得： = ( K / M )懸架的角速度K懸架的剛度m 簧上質(zhì)量即 K =2m 2.3側(cè)傾角剛度隨著汽車車速的不斷提高，所設(shè)計的懸架不僅應(yīng)該保持良好的行駛穩(wěn)定性，還應(yīng)該保

9、證良好的操作穩(wěn)定性。在懸架的性能參數(shù)中，以前后懸架的側(cè)傾角剛度的分配以及側(cè)傾中心高度值對操作穩(wěn)定有較大的影響。所以選擇懸架的主要參數(shù)時還要加以考慮。在汽車轉(zhuǎn)彎時，為了使車身的側(cè)傾角不超過規(guī)定值（按規(guī)定總體設(shè)計要求，當(dāng)側(cè)向慣性力不超過車重的1/4時，車身的側(cè)傾角不大于6度7度）。懸架應(yīng) 該有足夠的側(cè)傾角剛度。所謂的側(cè)傾角剛度的側(cè)傾力矩。側(cè)傾角剛度不足會使 汽車轉(zhuǎn)彎時由于側(cè)傾角過大使乘客有不穩(wěn)定的感覺。側(cè)傾角過大，會有減輕駕駛員的路感，防害他正確的掌握車速。所以，對側(cè)傾角剛度要選擇適當(dāng)。從汽車?yán)碚撝兄?，為了保證良好的操作穩(wěn)定性，希望汽車有一些不足的轉(zhuǎn)向，而不希望有過多的轉(zhuǎn)向。而懸架的側(cè)傾角剛度會影

10、響到車輪的側(cè)傾角，前后懸架的側(cè)傾角剛度值的不同匹配就會改變前后輪的側(cè)傾角的比值，從而改變轉(zhuǎn)向特性。則前后懸架的單個彈簧的側(cè)傾角剛度值為：ni= kf / msl/4二 kf =（ni*2）2 * m si /2=（1.2*6.28） 2 *801.7/2=22765N/m n2= kv / ms1/4 二=kv =（n 2*2 二）2 * m s1 /2=（1.3*6.28） 2 *728.3/2=24271N/m 2.4懸架的靜動撓度的選擇懸架的靜撓度fc是汽車滿載靜止時懸架的載荷 Fw與此時的懸架的剛度之比，即 fc=Fw/C 駛平順性的主要參數(shù)之一。因現(xiàn)代汽車的質(zhì)量參數(shù)分配系數(shù)；近似等于

11、1,于是 汽車前后軸上方車身兩點的振動不存在聯(lián)系。對于剛度為常數(shù)的懸架，靜撓度fc汽車前后懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率,是影響汽車的行由上式可知道，懸架的靜撓度fc直接影響車身的偏振n。因此，欲保證汽車 的良好的行駛平順性，必須正確的選擇懸架的靜撓度。在選擇前后懸架的靜撓 度時，應(yīng)使之接近，并希望后懸架的靜撓度fc2比前懸架的靜撓度fc1小些，這有 利于防止車身產(chǎn)生較大的縱向角擺動。理論分析證明：若汽車以較高的車速行駛過單個路障，ni/n2<1時的車身縱向角振動要比ni/門2>1時小故取值為fci=g/(2ni)2=9.8/(2 - *1.2)2=172.57 173f

12、c2=g/(2 二 n2)2=9.8/(2 - *1.3)2=147.88 148轎車的靜撓度取值范圍如下：fc=100300mm，所以我的選擇滿足條件。懸架的動撓度fd是指懸架從滿載靜止平衡位置開始壓縮到結(jié)構(gòu)容許的最大 變形時，車輪中心相對于車架的垂直位移。要求懸架有足夠大撓度，以防止在 壞路面上行駛時經(jīng)常碰到緩沖塊。對于轎車懸架的動撓度fd可按下列范圍選?。篺d= (0.50.7 ) fc所以我的選取為：fd1=0.6*173=104mmfd2=0.6*149=89mm動撓度與靜撓度的總和為：fci+ fdi=173+104=277fc2+ f d2 = 149+89=238第三章彈性元件

13、的設(shè)計計算3.1前懸架彈簧（1）彈簧中經(jīng)、鋼絲直徑、及結(jié)構(gòu)形式定彈簧中經(jīng) Dm=90mm鋼絲直徑d=10mm結(jié)構(gòu)形式：端部并緊、不磨平、支撐圈為1圈所選用的材料為硅錳彈簧鋼，查 機械設(shè)計手冊得二=1600MpaG=80Gpa則=0.625匚=0.625*1600=1000Mpa（2）彈簧圈數(shù)由前知 fc1=0.174m單側(cè)螺旋彈簧所受軸向載荷 P為P=m cos =400.8 cos12 ° 9.8 =3925N其中m-前懸架單側(cè)彈簧質(zhì)量（400.8Kg）:-前懸架減震器安裝角（12 °）螺旋彈簧在P下的變形f為f=f c/ cos a =0.174/ cos12 

14、6;0.177螺旋彈簧的剛度 C=P/f=3952/0.17722557N/m由 C=P/f=Gd 4 /8D m3i得彈簧工作圈數(shù)ii= Gd 4 /8D m3C=8 1010 （10/1000） 4/8 （90/1000） 3 225575.86取i=6又彈簧總?cè)?shù)n與有效圈數(shù)i關(guān)系為n=i+2則彈簧總?cè)?shù)n=8（3）彈簧完全并緊時的高度彈簧總?cè)?shù)n與有效圈數(shù)i以及彈簧完全并緊時的高度 Hs間的關(guān)系如下：Hs 1.01d（n-1）+2t=1.0110 （8-1）+676.7則 Hs+ f c+ f d=76.7+173.6+80=330mm則取彈簧的總高度H=300mm（4）應(yīng)力校核所選螺

15、旋彈簧的剪應(yīng)力為：=8PCK/d2又 C=Dm/d=90/10=9K=（4C-1）/（4C-4）+0.615/C=（4 10-1）/（4 10-4）+0.615/101.16則=8PCK/ 二 d2=8392591.16/3.14（10/1000） 2879Mpa<=1000Mpa式中K-曲度系數(shù)C-彈簧指數(shù)3.2后懸架彈簧(1) 彈簧中經(jīng)、鋼絲直徑、及結(jié)構(gòu)形式定彈簧中經(jīng) Dm=100mm鋼絲直徑d=11mm結(jié)構(gòu)形式：端部并緊、不磨平、支撐圈為1圈所選用的材料為硅錳彈簧鋼，查 機械設(shè)計手冊得二=1600MpaG=80Gpa則=0.625匚=0.625*1600=1000Mpa(2) 彈簧

16、圈數(shù)由前知 fc2=0.147m單側(cè)螺旋彈簧所受軸向載荷 P為P=m 漢cos 口 =364 xcos5 ° 9.8 =3553N其中m-前懸架單側(cè)彈簧質(zhì)量(364Kg):-前懸架減震器安裝角 (5 °)螺旋彈簧在P下的變形f為f=f c/ cos ° =0.147/ cos5 ° 0.148螺旋彈簧的剛度 C=P/f=3553/0.14824006N/m由 C=P/f=Gd 4 /8D m3i得彈簧工作圈數(shù)ii= Gd 4 /8D m3C=8 1010 (10/1000) 4/8 (90/1000) 3 240066.7取i=7又彈簧總?cè)?shù)n與有效圈數(shù)

17、i關(guān)系為n=i+2則彈簧總?cè)?shù)n=9（3）彈簧完全并緊時的高度彈簧總?cè)?shù)n與有效圈數(shù)i以及彈簧完全并緊時的高度 Hs間的關(guān)系如下：Hs 1.01d（ n-1）+2t=1.0111 （9-1）+6 94.88則 Hs+ f c+ f d=94.88+1148+80=3323mm則取彈簧的總高度H=323mm（4）應(yīng)力校核所選螺旋彈簧的剪應(yīng)力為：=8PCK/d2又 C=Dm/d=100/11=9.09K=（4C-1）/（4C-4）+0.615/C二（4 10-1）/（4 10-4）+0.615/101.16則=8PCK/ 二 d2=83553101.16/3.14（11/1000） 2765Mpa

18、<=1000Mpa式中K-曲度系數(shù)C-彈簧指數(shù)第四章懸架導(dǎo)向機構(gòu)的設(shè)計4.1導(dǎo)向機構(gòu)設(shè)計要求對前輪獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)的要求是：1. 懸架上的載荷變化時，保證輪距變化不超過正負(fù)4.0mm ,輪距變化會引早期磨損。2. 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(yīng)產(chǎn)生縱向 加速度。3. 轉(zhuǎn)彎時，應(yīng)使車身側(cè)傾角小。在0.4g側(cè)向加速度下側(cè)傾角不大于6°7 并使車輪與車身的側(cè)傾同向，以增加不足轉(zhuǎn)向效應(yīng)。對后輪獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)的要求是：1. 懸架的載荷無變化時，輪距無顯著變化。2. 汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，應(yīng)使車身側(cè)傾角小，并使車輪與車身側(cè)傾相反，以減 小過多轉(zhuǎn)向的效應(yīng)。此外，導(dǎo)向機構(gòu)還應(yīng)

19、具有足夠的強度，并可靠傳遞除垂直力以外的各種力 和力矩。4.2麥弗遜獨立懸架示意圖(1) 適應(yīng)彈簧：螺旋彈簧；(2) 主要使用車型：轎車前輪(3) 車輪上下振動時前輪定位的變化1) 輪距、外傾角的變化比較小2) 拉桿布置可在某種程度上進(jìn)行調(diào)整側(cè)擺剛度：很高、不需穩(wěn)定器(4) 操作穩(wěn)定性：1) 橫向剛度高2) 在某種程度上可由調(diào)整外傾角的變化對操作穩(wěn)定性進(jìn)行調(diào)整4.3導(dǎo)向機構(gòu)受力分析F3作用到導(dǎo)向套上的力Fi前輪上的靜載荷Fi減去前軸簧下質(zhì)量的1/2F6彈簧軸向力a彈簧和減震器的軸線相互偏移的距離F3可根分析麥弗遜獨立懸架導(dǎo)向機構(gòu)受力簡圖可知 ，作用在導(dǎo)向套上的橫向力 據(jù)圖上的布置尺寸求得F3二

20、Fiad/(c+b)(d-c)橫向力F3越大，則作用在導(dǎo)向套和活塞上的摩擦力F3f越大(f為摩擦系數(shù))，這對汽車平順性有不良影響。為了減小摩擦力，在導(dǎo)向套和活塞表面應(yīng)用了減 磨材料和特殊工藝。由上式可知，為了減小F3，要求尺寸c+d越大越好，或者 減小尺寸a。增大c+d使懸架占用空間增大，在布置上有困難；若采用增加減震 器軸線傾斜度的方法，可達(dá)到減小a的目的，但也存在布置困難的問題。為此， 在保持減震器軸線不變的條件下，常將圖中的G點外伸至車輪內(nèi)部，既可以達(dá) 到縮短尺寸a的目的，又可以獲得較小的甚至是負(fù)的主銷偏移距離，提高制動穩(wěn) 定性。移動G點后的主銷軸線不在與減震器軸線重合。由圖可知，將彈簧

21、和減震器的軸線相互偏移距離s,再考慮到彈簧軸向力F6的影響，則作用到導(dǎo)向套上的力將減小，即F3= Fiad/(c+b)(d-c)-F 6s/(d-c)由上式可知，增加距離s，有助于減小作用到導(dǎo)向套上的橫向力F3。為了發(fā)揮彈簧減小橫向力 F3的作用，有時還將彈簧下端布置靠近車輪，從而造成彈簧軸線及減震器軸線成一角度。這就是麥弗遜式獨立懸架中，主銷軸 線、滑柱軸線和彈簧軸線不共線的主要原因4.4橫臂軸線布置方式麥弗遜式獨立懸架的擺臂軸線與主銷后傾角的匹配影響到汽車的側(cè)傾穩(wěn)定性。當(dāng)擺臂軸線的抗前傾俯角等于靜平衡位置的主銷后傾角時，擺臂軸線正好與主銷軸線垂直，運動瞬心交于無窮遠(yuǎn)處，主銷軸線在懸架跳動作

22、平動。因此， 主銷后傾角保持不變。當(dāng)抗前傾俯角與主銷后傾角的匹配使運動瞬心交于前輪 后方時，在懸架壓縮行程，主銷后傾角有增大的趨勢。當(dāng)抗前傾俯角與主銷后 傾角的匹配使運動瞬心交于前輪前方時，在懸架壓縮行程，主銷后傾角有減小的趨勢。為了減少汽車制動時的縱傾，一般希望在懸架壓縮行程主銷后傾角有 增加的趨勢。因此，在設(shè)計麥弗遜式獨立懸架時，應(yīng)選擇參數(shù)當(dāng)抗前傾俯角與 主銷后傾角的匹配使運動瞬心交于前輪后方。4.5導(dǎo)向機構(gòu)的布置參數(shù)4.51側(cè)傾中心麥弗遜式獨立懸架側(cè)傾中心的高度hw為hw二bvP/2 （kcos ：+dtan 二+r3）式中 k= （c+o）/sin （: + -）p=ksin : +d

23、其中 c=800mm，： =0 ° , =10 ° , =12則 k= (c+o ) /sin (: + ' ) = (0.8+o ) /sin (12+10 ) =2.14p= ksin : +d=2.14sin10+0.17=0.54mmhw=bvp/2 (kcos ：+dtan +r3) =1.48 0.54/2 (2.14 cos10+0.17 tan 12+0.15 )=0.22mm第五章減震器的設(shè)計分析及計算5.1減震器的概述為加速車架與車身的振動的衰減，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(nèi)部裝有減震器。在麥弗遜式懸架中，減震器與彈性元件是串

24、聯(lián) 的安裝。汽車懸架系統(tǒng)中廣泛的采用液力減震器。液力減震器的工作原理是，當(dāng)車架和車橋作往復(fù)的相對運動而活塞在鋼筒內(nèi)作往復(fù)的運動時，減震器殼底內(nèi)的油液便反復(fù)的通過一些窄小的空隙流入另一內(nèi)腔。此時孔壁與油液間的摩擦及液體分子內(nèi)摩擦便形成對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉(zhuǎn)化成為熱能被油液和減震器殼所吸引，然后散到大氣中。減震器的阻尼力的大小隨車架 和車橋相對速度的增加而增減，并且與油液的黏度有關(guān)。要求油液的黏度受溫 度的變化的影響盡可能的小，且具有抗氧化性，抗汽化以及對各種金屬和非金 屬零件不起腐蝕的作用等性能。減震器的阻尼力越大，振動消除的越快，但卻使串聯(lián)的彈性元件的作用發(fā) 揮的作用不能充分

25、的發(fā)揮，同時，過大的阻尼力還可能導(dǎo)致減震器連接零件及 車架的損壞。為解決彈性元件與減震器之間的這一矛盾，對減震器提出了如下的要求：1） 在懸架的壓縮行程內(nèi)，減震器的阻尼力應(yīng)該小，以充分利用彈性元件來 緩和沖擊。2） 在懸架的伸張行程內(nèi)，減震器的阻尼力應(yīng)該大，以要求迅速的減振。3） 當(dāng)車橋與車架的相對速度較大時，減震器能自動加大液流通道的面積， 使阻尼力始終保持在一定的限度之內(nèi)，以避免承受過大的沖擊載荷。5.2減震器的分類減震器按結(jié)構(gòu)形式的不同可分為：筒式減震器和搖臂式減震器。雖然搖臂 式能夠在較大的工作壓力下（1020Mpa）工作，但由于它的工作特性受活塞的磨損和工作溫度變化影響大，現(xiàn)在已經(jīng)被

26、淘汰。筒式減震器的工作壓力僅為 2.55Mpa，但是由于工作性能穩(wěn)定而得到廣泛應(yīng)用。減震器按作用方式不同，可分為單向作用減震器和雙向作用減震器。在壓縮和伸張行程都能起作用的減震器車稱為雙向作用減震器，僅在伸張行程起作用的叫單向作用減震器。該設(shè)計選用雙向筒式減震器。5.3減震器參數(shù)選取通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)' Y取得小些，伸張行程的相對 阻尼系數(shù)s取得大些。兩者之間保持'y=(0.250.50) - s的關(guān)系。設(shè)計時，先選取t 丫與，s的平均值t。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取' =0.250.35 ；對于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架 ，值取小些。對于行駛路面條 件比較差的汽車，值應(yīng)取大些，一般取s >0.3;為避免懸架碰撞車架，??； y=05 s對于本設(shè)計選用的懸架，取'-：前=0.3后=0.35.4減震器阻尼系數(shù)減震器阻尼系數(shù)=2'-： .CM。因懸架系統(tǒng)固有頻率 W= .C/M ,所以理論上 =2 MW。實際上應(yīng)根據(jù)減震器的布置特點確定減震器的阻尼系數(shù)。例如,當(dāng)減震器如圖安裝時，減震器的阻尼系數(shù)為、二(2 MW) /cos2:所以 前二(2，M1