（全套设计）纳米磁性液体轻型汽车电子控制悬架设计（CAD图纸）
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在汽车制动时，分配在前轮上的制动力绕悬架臂的回转中心点在前轮接地点形成个方向向上大小为的分力，这个力与车身前倾的力相反，是前轮的抗前倾力。
显然，角越大，这个抗前倾力越大，即角的大小表征着悬架抗汽车前倾能力的强弱。
因此，为加强防前倾效果，在悬架设计时应使角尽可能的大，加大角可采用两种方法是使减振支柱后倾二是加大下控制臂摇动轴的侧视图倾斜角。
由于减振支柱后倾会增大主销后倾角，而主销后倾角般都是设定好的本设计中的主销后倾角为.，所以现在麦式前悬架下控制臂的两个安装点从以前的垂直方向等高布置变成前低后高，有效地防止制动时发生的“点头”现象。
由于受到副车架安装位置和悬架其它设计因素的影响，角能调节的幅度有限，但适当提高后连接点点的高度就可以有效地提高汽车的抗前倾能力。
现在般用抗点头率抗前倾力和由于惯性力作用使车身前部下沉的力的比值来表征汽车的抗前倾能力的大小，与安装点等高的下控制臂轿车相比，铰接点的安装位置提高了约的轿车抗点头率高了近倍。
.减振器的设计汽车车身和车轮振动时，减振器内的液体在流经阻尼孔时摩擦和液体的粘性摩擦形成了振动阻力，将振动能量转变为热能，并散发到周围的空气中去，达到迅速衰减振动的目的。
减振器分为单向作用式和双向作用式，本次设计采用双向作用式筒式液体减振器。
悬架麦弗逊悬架的减振器如下图所示图麦弗逊式悬架的减振器安装示意图减振器相对阻尼系数在减振器卸荷阀打开之前，其中的阻力与减振器振动速度之间的关系为式式中，为减振器阻尼系数。
汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼系数的大小来评定振动衰减的快慢程度。
的表达式为式式中，为悬架系统的垂直刚度为簧上质量。
相对阻尼系数的选择原则在选择值时，应该考虑到值取得大能使振动迅速衰减，但会把较大的不平路面的冲击力传到车身值取得过小，振动衰减慢，不利于行驶平顺性。
为了使减振器阻尼效果好，又不传递大的冲击力，常把压缩形成的相对阻尼系数选得小于伸张行程时的相对阻尼系数。
般减振器的和之间有下列关系，即，当时，即减振器压缩时无阻尼，只有在伸张行程由阻尼作用，具有这种特性的减振器称为单向作用减振器。
对于不同悬架结构型式及不同的使用条件，满足平顺性要求的相对阻尼系数的大小应有所不同，在设计时，往往先选取压缩行程和伸张行程相对阻尼系数的平均值对于无内摩擦的弹性元件悬架，取。
在这里选择相对阻尼系数.减振器阻尼系数的确定悬架中的减振器阻尼系数，式式式中有上面导向机构的设计可知，减震器安装在悬架中与垂直线之间的夹角为，故。
在此，由于下摆臂的，所以，。
其中，悬架系统的固有振动频率为所以，悬架减振器的阻尼系数为。
最大卸荷力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定值时，减振器即打开卸荷阀。
此时的活塞速度成为卸荷速度，式式中，为卸荷速度，般为为车身振幅，取为悬架振动固有频率。
如已知伸张行程的阻尼系数，在伸张行程的最大卸荷力。
悬架的减振器最大卸荷力悬架需要考虑到驾乘人员的乘坐舒适性，对车身的振幅可以取小些，取。
所以卸荷速度为，由前面已知，悬架的.，若取，则，得到，故伸张行程的阻尼系数为，所以最大卸荷力为。
筒式减振器工作缸直径的确定根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径为式式中，工作缸最大允许压力，取连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取，单筒式减振器取根据汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件，减振器的工作缸径有等几种。
悬架的减振器工作缸直径计算悬架减振器，选取工作缸最大压力为，取为，并已知最大卸荷力为。
将上述数据代入式中，。
所以，根据标准，选取悬架减振器的工作缸直径为。
悬架的减振器贮油筒直径计算贮油筒直径，壁厚取为，材料可选钢。
在这里，选取贮油筒直径为。
.横向稳定杆的设计为了降低汽车的固有振动频率以改善行驶平顺性，现代轿车悬架的垂直刚度值都较小，从而使汽车的侧倾角刚度值也很小，结果使汽车转弯时车身侧倾严重，影响了汽车的行驶稳定性。
为此，现代汽车大多都装有横向稳定
