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其中，为满载静止时钢板弹簧端部的载荷为卷耳处叶片宽为钢板弹簧销直径.满足要求用钢或钢经液体碳氮共渗处理时，弹簧销许用挤压应力取为用钢或钢经渗碳处理或用钢经高频淬火后，其许用应力。
钢板弹簧多数情况下采用钢或钢制造。
常采用表面喷丸处理工艺和减少表面脱碳层深度的措施来提高钢板弹簧的寿命。
表面喷丸处理有般喷丸和应力喷丸两种，后者可使钢板弹簧表面的残余应力比前者大很多。
表.钢板弹簧片的参数片号各片长度各片有效长度各片厚度各片宽度.螺旋弹簧的设计计算螺旋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，加热成形，而后淬火﹑回火等处理。
确定弹簧直径及刚度当弹簧仅承受轴向载荷时因为.故.式中弹簧中径弹簧的许用应力，查表得旋绕比，取曲度系数，.由此可得取又因为，得在最大工作负荷作用下，取弹簧的有效圈数为圈弹簧的刚度计算公式为.式中切变模量，查表得，代入数据得其他参数的计算表.螺旋弹簧各尺寸弹簧外径弹簧内径总圈数节距自由高度压拼高度螺旋导角展开长度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.在倍范围内故稳定性符合要求。
.本章小结本章是设计计算的重点也是难点，本章对钢板弹簧和螺旋弹簧的各部分尺寸进行设计计算，确定钢板弹簧的块数为和每块钢板弹簧的长宽高，通过已给的参数计算并进行应力的计算同时本本章也对螺旋弹簧的各尺寸参数进行了计算但对螺旋弹簧的校核由于部分原因不是很全面。
第章减振器的计算及选择.减振器的分类减振器是车辆悬架系统中的重要部件，其性能的好坏对车辆的舒适性以及车辆及悬架系统的使用寿命等有较大影响。
汽车在受到来自不平路面的冲击时，其悬架弹簧可以缓和这种冲击，但同时也激发出较长时间的振动，使乘坐不适。
与弹性元件并联安装的减振器可很快衰减这种振动，改善汽车的行驶平顺性和操纵稳定性。
汽车悬架中广泛采用液压减振器。
液压减振器按其结构可分为摇臂式和筒式按其工作原理可分为单向作用式和双向作用式。
筒式减振器由于质量轻性能稳定工作可靠易于大量生产等优点，成为了汽车减振器的主流。
筒式减振器又可分为双筒式单筒式和充气筒式，其中以双筒式应用最多。
充气筒式减振器在筒式减振器中充以定压力的气体，改善了高速时的减振性能，并有利于消除减震器产生的噪声，但由于成本及使用维修问题，使其推广应用受到定限制。
本设计中，选用双向作用筒式减振器。
.主要性能参数的选择相对阻尼系数图.减震器阻力速度特性在减振器卸荷阀打开前，其中的阻力与减振器振动速度之间的关系为.式中减振器阻尼系数。
图.所示为减振器的阻力速度特性。
该图具有如下特点阻力速度特性由四段近似直线线段组成，其中压缩行程和伸张行程的阻力速度特性各占两段各段特性线的斜率是减振器的阻尼系数，所以减振器有四个阻尼系数。
在没有特别指明时，减振器的阻尼系数是指卸荷阀开启前的阻尼系数。
通常压缩行程的阻尼系数与伸张行程的阻尼系数不等。
汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动.式周期衰减振动，用相对阻尼系数的大小来评定振动衰减的快慢速度。
的表达式为.式中悬架系统的垂直刚度，前面已经计算簧上质量。
上式表明，相对阻尼系数的物理意义是减振器的阻尼作用在于不同刚度和不同簧上质量的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。
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值小则相反通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数取得大些。
两者之间保持有的关系。
设计时，现选取与的平均值。
对于无内摩擦的弹性元件悬架，取对于有内摩擦的弹性元件悬架，值取小些。
对于行驶路面条件较差的汽车，值应取大些，般取为避免悬架碰撞车架，取.。
本设计中，取.，.，.减振器阻尼系数的确定减振器阻尼系数，不同悬架因导向机构杠杆比不同，悬架阻尼系数应具体计算。
.式中，杠杆比，.减振器安装角，所以，.最大卸荷力的确定为了减少传给车身的冲击力，当减振器活塞振动速度达定值时，减振器应打开卸荷阀，此时活塞速度称为卸荷速度，般为，.式中车身振幅，取悬架固有频率。
若伸张行程时的阻尼系数为，则最大卸荷力为筒式减振器主要尺寸参数的确定筒式减振器工作缸直径可由最大卸荷力和缸内允许压力来近似求得.式中缸内最大允许压力，取缸筒直径与连杆直径比，双筒式减振器单筒式减振器计算出后，根据标准将缸径圆整为圆整后取储油筒直径.壁厚按般情况选择为.本章小结本章主要对减震器进行了介绍和选择，本设计采用双向作用筒式减震器，并对减震器的般尺寸进行了计算工作缸直径为壁厚为，对减震器主要性能参数进行了计算。
第章导向机构的设计.导向机构的布置参数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.所示方式得出。
从悬架与车身的固定连接点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。
将点与车轮接地点的连线交在汽车轴线上，交点即为侧倾中心。
图.麦弗逊式独立悬架侧倾中心的确定各数据为，麦弗逊式独立悬架侧倾中心的高度为.式中代入式子得.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。
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，后悬。
此次设计的前悬侧倾中心高度为，因而设计符合要求。
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。
纵倾中心麦弗逊式独立悬架的纵倾中心，可由点作减振器运动方向的垂直线。
该垂直线与横臂轴的延长线的交点即为纵倾中心，如图.所示图.麦弗逊式独立悬架的纵倾中心.麦弗逊式悬架导向机构设计导向机构受力分析图.悬架受力简图分析如图.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，可根据图上的布置尺寸求得.式中，为前轮上的静载荷减去前轴簧下质量的。
横向力越大，则作用在导向套上的摩擦力越大为摩擦因数，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。
由式可知，为了减小力要求尺寸十越大越好，或者减小尺寸。
增大尺寸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，常将图中的点外伸至车轮内部，既可以达到缩短尺寸的目，又可获得较小的甚至是负的主销偏移距，提高制动稳定性。
移动点后的主销轴线不再与减振器轴线重合。
摆臂轴线布置方式的选择图.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.中，点为汽车纵向平面内悬架相对于车身跳动的运动瞬心。
当摆臂轴的抗前俯角等于静平衡位置的主销后倾角时，摆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，值保持不变。
当与的匹配使运动瞬心交于前轮后方时图.，在悬架压缩行程，角有增大的趋势.当与的匹配使运动瞬心交于前轮前方时图.，在悬架压缩行程，角有减小的趋势。
为了减少汽车制动时的纵倾，般希望在悬架压缩行程主销后倾角有增加的趋势。
因此，本设计选择参数能使运动瞬心交于前轮后方。
摆臂长度的确定图.麦弗逊式独立悬架运动特性图.为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，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。
主销内倾角车轮外倾角和主销后倾角曲线的变化规律也都与类似，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。
所以在本设计中，在满足布置要求的前提下尽量加长摆臂长度。
.本章小结本章对悬架的导向机构进行了计算，重点是侧倾中心的计算计算得侧倾中心为，符合前悬侧倾中心在之间。
同时本章确定了导向机构的布置参数和前悬架麦弗逊式非独立悬架的导向机构的设计。
结论悬架作为汽车的个重要部件，连接车身于车轮之间的个部件，使得其作用十分的重要，悬架中的弹簧和减震器在反复的运动，承受着交变载荷的反复压迫。
所以强度定要合格，麦弗逊悬架在很多车型上面都得到了很好的应用。
其优越的性能使其占有很大的优势。
。
根据本文对汽车悬架设计计算，得出如下结论本文设计了麦弗逊式独立悬架和钢板弹簧非独立悬架的结构参数和各个部分的详细参数。
对钢板弹簧各个参数和螺旋弹簧的高径比进行了校核。
对减震器进行了选择，为双向作用筒式减震器，对减震器主要性能参数进行了计算。
对导向机构的侧倾中心和各个布置参数进行了计算。
本设计针对前悬架麦弗逊式独立悬架后悬架为非独立悬架进行了设计，在设计过程中由于个人能力原因使得有些地方的设计存在不合理性，望见谅。
参考文献王望予.汽车设计.北京机械工业出版社，谷正气.汽车空气动力学.北京人民交通出版社，余志生.汽车理论.北京机械工业出版社，龙东干.蒙特卡洛法在机械零件可靠性设计中的应用.石油机械.任卫群.车路系统动力学中的虚拟样机.北京电子工业出社，徐逢源主编富康轿车使用维修问答.北京机械工业出版社，清华大学汽车工程系.汽车构造.北京人民邮电出版社，张义民.汽车零部件可靠性设计.北京北京理工大学出版社，
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