第二节
多轴汽车的特性参数

汽车的特性参数是研究悬架必须要充分了解的知识，包括振动中心距、组合线刚度、中性面、转动中心距、换算线刚度、角刚度以及角刚度比等。

本书拟从多簧质量系统（多轴汽车）的广义概念出发来研究上述特性参数，并建立相应的计算方法。

研究多轴汽车特性参数的假定是汽车质体在纵向上绕振动中心（振动轴线，也叫摆振轴线）作垂直振动和绕转动中心（转动轴线，也叫倾覆轴线）作角位移运动；在横向上，质体绕侧倾轴线作角位移运动。在此假设之下，可以获得一系列的特性参数，从而解决牵涉多轴汽车超静定的有关问题。例如，多轴汽车的负荷分配、各轴的变形及频率以及多轴汽车的越障问题等。同时，还可建立多轴汽车的角刚度和角刚度比的计算公式，为车身受力和汽车转向特性的分析打下基础。

一、特性参数

（一）摆振瞬时中心（轴线）距

所谓多簧质量系统，是由多个弹簧并联构成的弹簧质量系统，如图2-18所示。在多簧质量系统悬挂质体质心处作用一个垂直载荷 P ，质体将绕着一个摆振瞬时中心 O （摆振轴线）振动。摆振瞬时中心到悬挂质体质心面的距离 R ₀ ，便是所谓的摆振瞬时中心距。知道了 R ₀ ，便为计算各簧（各悬架）的变形和负荷分配等打下了基础。

为建立多簧质量系统振动中心距 R ₀ 的计算方法，假定系统由刚度为 c _i 的 n 个弹簧并联组成。悬挂质体为一刚体，其质心面在第 k 和 k +1个弹簧之间。 k 为从1到（ n -1）之间的任意正整数。当在质心面处作用一个垂直载荷 P 时，悬挂质体便绕摆振瞬时中心（轴线） O 产生一个角位移 δ 。此时各簧的垂直位移为 f _i ，质心的垂直位移为 f 。

由力矩平衡关系可得

由图2-18的几何关系可得

将式（2-5）变为 f，并代入式（2-4）后可得

式中 R ₀ ——摆振瞬时中心（轴线）距（mm）

c _i ——各簧线刚度（N/mm）；

l ——质心面至第1簧的距离（mm）；

l _i ——各簧至第1簧的距离（mm）。

摆振（瞬时）中心距是系统中的固有特性参数，除了变刚度簧外，一般不受外力影响。

如果式（2-6）中的分母为零，则 R ₀ →∞，瞬心在无穷远处。 R ₀ →∞意味着质心面与中性面重合（见后文），此时，悬挂质体只产生平上平下的运动。

如果 R ₀ 为正值，说明振动中心在图2-18的左侧。

如果 R ₀ 为负值，说明振动中心在图2-18的右侧。

如果 R ₀ =0，说明振动中心就在质心之上，这是一种应尽力避免的情况。作为汽车的实际情况，摆振中心一般都在汽车右端车体的外侧，所以本书第1版把摆振中心距称为外心距。须注意车身载荷的变化，必将改变 R ₀ 的位置。

（二）组合线刚度

组合线刚度，是指多簧质量系统中各簧线刚度换算到系统悬挂质体质心面处的等效线刚度。当知道了组合线刚度和外心距后，便可计算确定各簧的变形量及负荷等参数了。

为推出组合线刚度 c 的计算公式，同样利用图2-18所示的关系。在图2-18中，由力平衡关系可得

将式（2-5）的 f _i 代入后， 。再将式（2-6）代入，便可解得

式中 c ——系统组合线刚度（N/mm）。

由式（2-8）可知，组合线刚度一般小于各簧线刚度之和。

知道了组合线刚度 c ，就可由式（2-9）求出质心处的静变形（mm）。

已知 c 、 f 和 R ₀ 后，便可由式（2-10）～式（2-12）计算各簧静变形量 f _i （mm）、偏频 n _i （Hz）和变形力（负荷分配） P _i （单位为N）为

值得注意的是，假设 P 为整车负荷， l 为整车质心面至第1轴的距离， l _i 为各轴至第1轴的距离， c _i 为各轴的悬架刚度（轮胎和弹簧的组合刚度），则 P _i 便是分配于各车轴的负荷了。

（三）中性面

什么是中性面呢？可利用图2-19来说明这个问题。若在图2-19的左上端施加一个垂直于地面的载荷，右端必然翘起来；反之，若载荷施于右上端，则左端必然翘起来。若载荷沿着簧载质体上面移动，当质体只作平上平下运动之处，便是所求之中性面。因此，多簧质量系统的中性面，就是这样一个面，若沿此面作用一个垂直负荷，则系统各簧的变形量相等。对于汽车来说，中性面也就是侧倾力矩中心或纵倾力矩中心所在的平面。因此，只有知道了中性面的位置，才能确定侧倾力矩中心和纵倾力矩中心的位置以及侧倾力矩臂和纵倾力矩臂的大小。这对于研究车身稳定性和平顺性等均是十分重要的。

1.首先确定第1簧至中性面的距离 a ₁

设中性面在第 k 和 k +1个弹簧之间。 k 为1～（ n -1）中的任意正整数。假设在中性面处作用一个垂直载荷 P 时，各簧的变形力为 P _i 。由于系统在中性面处的组合线刚度 c ₀ （单位为N/mm）等于各簧线刚度 c _i 之和，即

再根据此时各簧变形相等的特点，便有

于是各簧变形力为

现假设各簧至中性面的距离为 a _i ，则根据各簧对中性面所取力矩之和为零的关系可得

将式（2-15）代入式（2-16）便有

在图2-19中，假设各簧至第1簧的距离为 l _i ，则按其几何关系有

把式（2-18）代入式（2-17）后可解得第1簧至中性面的距离（mm）为

式中 a ₁ ——第1簧至中性面的距离（mm）；

c _i ——各簧线刚度（N/mm）；

l _i ——各簧至第1簧的距离（mm）。

在 n =2时有两种情况：一是在纵向上，即二轴汽车的情况，此时 ；二是在横向上，若左、右簧刚度相等，即 c ₁ = c ₂ = c ，令轮距为 B ，则有

2.再确定任一簧至中性面的距离 a _x

式（2-19）虽已完全确定了中性面的位置，然而这并非一般表达式，在某些情况下，尚需知道各簧至中性面的距离。由图2-19的几何关系可知

将式（2-19）代入式（2-20）可解得

式中 a _x ——任一弹簧至中性面的距离（mm）；

l _x ——任一弹簧至第1簧的距离（mm）。

式（2-19）和式（2-21）的物理概念是鲜明的。若将它们的分子分母同乘以各簧的变形量 f _i ，均可转化为一个力矩平衡式。

式（2-21）的值可正可负，这是中性面位置的方位描述：当计算数值为正时，说明中性面在该（ x ）簧右侧；计算数值为负时，说明中性面在该（ x ）簧左侧。

（四）内心距（二面距）

大家知道，当多簧质量系统质体质心受到纵向加速度作用时，质体将绕着一个瞬心（角振动中心）作角位移运动。这个瞬心，就是位于中性面上的倾覆力矩中心。倾覆力矩中心至质心面的距离，便是所谓的内心距。

假设质心面至第1簧的距离为 l ，那么内心距便可表示为

式中 R _i ——内心距（mm）；

l ——质心面至第1簧的距离（mm）；

a ₁ ——中性面至第1簧的距离（mm）。

在式（2-22）中，若 l = a ₁ ，则 R _i =0，此时外心距 R ₀ →∞。这意味着中性面和悬挂质体质心面重合，各簧变形量及振动频率相等。

若 l ＞ a ₁ ，则中性面及外心面都在质心面的左侧，变形量 f ₁ ＜ f _n 。

若 l ＜ a ₁ ，则中性面及外心面都在质心面的右侧，变形量 f ₁ ＞ f _n 。

为保证汽车前部转向轮的良好附着，一般希望前悬架的偏频略低于后悬架。设第一轴和末轴的偏频为 N ₁ 和 N _n ，建议按下式决定它们的关系

对于二轴汽车， ξ 可在1.05～1.10取值；对于多轴汽车， ξ 可在1.05～1.15取值。

（五）换算线刚度

悬架换算线刚度是悬架计算的基础，它包括的范围很广，如弹簧和轮胎的串联组合线刚度为

又如非对称钢板弹簧，若两端弹簧的线刚度为 c ₁ 、 c ₂ ，那么它们的并联组合线刚度为

各种独立悬架的换算线刚度公式是最有用的，然而它的计算公式推证起来是比较复杂的。下面仅介绍通用公式的推证，至于具体悬架，仅举一个例子，其余公式此处不予推证。

所谓独立悬架的换算线刚度，就是在车轮处，也就是在所谓杠杆比等于1处的地面上，垂直地放置一个弹簧，这个弹簧与放置在杠杆比不为1处的实际弹簧的作用相当。有人把这个假设的弹簧命名为“等效弹簧”，它的线刚度即换算线刚度。

各种独立悬架的换算线刚度公式，一般采用虚位移原理来推证。假定悬架系统是常定的理想约束系统，该系统在主动力的作用下，平衡的充要条件是虚位移所生之元功和为零，即

系统在外力作用下，地面相对于车身的垂直位移Δ f 即是“等效弹簧”的垂直变形。换算线刚度 k 与Δ f 的乘积，就是在车轮着地点作用于系统的微元力Δ P 。在主动力系中，除力Δ P 外，还仅有一个实际弹簧的变形力δ P = c δ f 。 c 是实际弹簧的线刚度，δ f 是弹簧轴线方向的变形量。这是因为导向杆系的约束反力的合力通过瞬心，其功为零。而且各铰接部位刚性无摩擦，地面无滑动摩擦。因此，由虚位移原理可得

∑Δ W =2Δ P Δ f -2δ P δ f =2 k Δ f ² -2 c δ f ² =0

单边悬架的换算线刚度为

由式（2-26）可知，只要求出了δ f 及Δ f 与悬架结构和原簧刚度的关系，各种悬架的 k 值也就确定了。

例如，摆臂内交、臂销平行的双横臂独立悬架的Δ f 和δ f 结构表达式的推导如下所述（图2-20）。

设车轮相对于车身绕瞬心 C 转过了一个微元角δ α ，那么由图2-20可知，车轮的垂直位移为

Δ f = l ₁ δ α

即

当下臂绕点 D 旋转时，点 B 的位移δ B 与点 E 的位移δ E 的关系为

又由于点 B 与车轮为一整体，点 C 也是点 B 的瞬心，因此有

δ B = l ₂ δ α

进而有

弹簧沿轴线方向的变形量为

式中 θ ——弹簧轴线与下臂垂线间的夹角。

将δ f 代入式（2-26），便得

对于整桥，换算刚度 k _整桥 =2 k 。

部分悬架的换算线刚度，详见第三章第一节。

二、角刚度与角刚度比

（一）角刚度

多簧质量系统的角刚度 c _θ ，是指该系统在外力矩的作用下所产生的反抗力矩 M 对于角位移 θ 的变化率，即

c _θ =d M/ d θ

汽车的角刚度是抵抗车身倾斜的重要因素。研究车身稳定性和车身受力状况时必须考虑这一因素。

图2-21所示为悬挂质体绕力矩中心倾斜的力学模型，可借助它来建立多簧质量系统角刚度的计算公式。

在图2-21中， c _i 为各簧的垂直线刚度， a _i 为各簧至中性面的距离。假设悬挂质体在外力矩Δ M 的作用下，绕中性面上的内心（倾覆力矩中心）转过了一个微元角δ θ ，各簧变形为δ f _i ，变形力为δ P _i 。此时各簧变形力所提供的反抗力矩δ M 与外力矩Δ M 构成平衡，即

加之各簧的变形

δ f _i = a _i δ θ

故按定义便可得到系统角刚度的表达式为

式中 c _θ ——系统角刚度（N·mm/rad）；

c _i ——各簧线刚度（N/mm）；

a _i ——各簧至中性面的距离（mm）。

将式（2-21）中的 i 和 x 进行适当变换，并代入式（2-27）且经整理后，可以得到多簧质量系统的角刚度与各簧线刚度及其位置参数的一般关系式为

为了符合多轴汽车的实际，而且更便于分析，令 l _n = L ， l _i = k _i L ， l _j = k _j L ，于是式（2-28）变为

由式（2-29）可知，系统角刚度与各簧的线刚度成正比，与两端弹簧距的平方成正比。对于多轴汽车来说，当总轴距 L 确定之后， k _i 、 k _j 又是如何影响角刚度值的呢？一般说来，当 时，角刚度取得极小值。事实上，当把 代入式（2-28）后，便可得到第 i 簧至中性面的距离 a _i =0。这说明该中间簧的位置与中性面重合，不起抵抗车身倾斜的作用。

例如，当 n =3时，角刚度为

c _θ 对 k ₂ 的一阶导数为

令 c′ _θ =0，可解得

又由于其二阶导数

所以 c _θ 在 时有极小值。

由此可知，设计独立三轴汽车时，为使纵向角刚度值增大，当各簧线刚度和总轴距确定之后，中轴位置应适当离开此点。因此，此时的中性面位置为

若中轴落到了中性面上，则弹簧不起抵抗车身倾斜的作用。

式（2-28）既适合计算汽车的纵向角刚度，也适合计算一个车轴的横向角刚度，当把 c _θ 作为纵向角刚度时， c _i 、 c _j 代表各轴的组合线刚度。例如，当 n =2时，若 c ₁ 、 c ₂ 分别为前、后轴的组合线刚度， L 为轴距，则有

当把 c _θ 作为横向角刚度时， n 只能是2。 c _i 、 c _j 即代表左、右悬架的换算组合线刚度。由于左、右悬架的刚度可以认为相等，于是有

式中， B 在相关悬架中是弹簧中心距，在独立悬架中则代表轮距，在横向稳定装置中，应为立柱中心距。

整车横向角刚度，应是各轴横向角刚度之和，即

在外力矩和力矩臂一定的情况下，要想减少车身的倾角，就得加大角刚度，但过分加大角刚度也是有害的，因为角振动的自然振动频率为

当转动惯量 J 一定时，增大 c _θ 值，车身或车轴等的角振动频率就将增大，相关零部件的负荷也将增大。如果是以提高弹簧线刚度的办法来增大角刚度，则还将导致平顺性等整车性能变坏。过大的角刚度，甚至会造成转弯时内轮离地，并加速轮胎的磨损。

鉴于上述情况，建议汽车角刚度按式（2-30）和式（2-32）取值。

整车横向角刚度检验值 c _{θ T} （单位为N·mm/rad）为

式中 j ——侧向加速度（ g ）；

g ——重力加速度；

θ ——车身侧倾角（rad）；

P ——整车悬挂负荷（N）；

e _s ——侧倾力矩臂（mm）。

若按 j =0.4 g 时， θ ≤3.3 ° 计算，则有近似关系为

整车纵向角刚度检验值 c _{θ T} （单位为N·mm/rad）为

式中 j ——纵向加速度（ g ）；

θ ——车身纵倾角（rad）；

e _l ——倾覆力矩臂（mm）；

R _i ——内心距（mm）。

若忽略内心距的影响并按 j =0.4 g 时 θ ≤1.2 ° 计算，便可得近似关系为

（二）角刚度比

角刚度比是一个说明各车轴间角刚度匹配关系的参数。二轴汽车的角刚度比，就是前、后车轴角刚度的比值，即

λ = c _{θ 1} /c _{θ 2}

然而，在多轴汽车中，角刚度比的表达式却不那么简单。各轴角刚度的匹配关系不仅与汽车的转向特性有关，而且与汽车车身的受力情况有关，加之多轴汽车轴间关系的复杂性，对于角刚度比只能用不同的定义去研究不同的问题。

1.角刚度比与转向特性的关系

汽车在侧向加速度的作用下，将引起同一车轴内外车轮的负荷转移。负荷转移量的大小，是与该车轴的角刚度值成正比的。又由于弹性车轮的偏离系数与负荷的关系是一条上凸曲线，所以车轴偏离角的大小，也是与该车轴的角刚度值成正比的，如图2-22所示。

如果满载，轮胎的负荷为 P _满 ，相应的偏离系数为 K _满 。而在侧向力 P _y 的作用下，左、右车轮负荷将发生变化。设左车轮为 P _左 = P _满 -Δ P ，则右车轮为 P _右 = P _满 +Δ P 。由于左、右车轮负荷的变化，偏离系数也随之变化。 K _左 ＜ K _满 ， K _右 ＞ K _满 ，特别是 。这就是说，平均 K 值下降了。

车轮的偏离角为

如果 K 值下降，则 δ 增大，也就是车桥偏离角 加大了。

在二轴汽车中，如所讨论车桥是前桥，那就是 δ ₁ 增加了。而 δ ₁ ＞ δ ₂ ，便是不足转向趋势。

当前、后桥角刚度比 λ = c _{θ 1} /c _{θ 2} ＞1时，在侧倾力矩的作用下，分配于前桥的力矩就大，因而左右车轮负荷转移就较后桥大，平均 K 值就比后桥下降得多，偏离角前桥就大于后桥，从而增大了“不足转向”程度。

可见，在二轴汽车中： λ ＞1是不足转向趋势；

λ =1是中性转向趋势；

λ ＜1是过度转向趋势。

在多轴汽车的不同车轴上，由于角刚度不同，在同一侧向加速度的作用下，偏离角也就不一样。其中，任意两个不同偏离角的车轴，均可构成一个瞬心，构成一个新的转向趋势。也就是说，任意两轴间的角刚度比，均会对整车的转向特性造成影响：加强或削弱整车原始转向程度。所有的两两关系，其效果是有的加，有的减，有的严重，有的轻微。这是一个复杂的矛盾统一体，绝非一个简单的角刚度比所能描绘清楚的！

为了近似度量这一复杂事物，可在忽略轴间距影响的前提下，采用总角刚度比的概念来评价多轴汽车角刚度匹配所造成的转向特性趋势。

所谓总角刚度比，就是各低序号车轴的角刚度分别与各高序号车轴的角刚度，两两相比所得比值的和的均值。

假设车轴总数为 n ，那么各低序号车轴角刚度与各高序号车轴角刚度的比值一共有 项，所以总角刚度比为

式中 n ——总轴数；

i 、 j ——轴序号；

λ _n ——转向特性总角刚度比；

c _θi 、 c _{θ （ i + j ）} ——各轴角刚度（N·mm/rad）。

总角刚度比是多轴汽车整车由于轴间角刚度的分配关系所造成的转向特性趋势的综合描述，有下述三种趋势： λ _n ＞1，为不足转向趋势； λ _n =1，为中性转向趋势； λ _n ＜1，为过度转向趋势。

2.角刚度比与车身受力的关系（等角侧倾问题）

汽车角刚度的匹配与车身受力有着紧密的关系。从理论上说，可以选择这样一个匹配，使车身承受遭致损坏的附加力矩；也可选择另外一个匹配，让车身完全不承受附加力矩。

汽车在侧向加速度 j 的作用下，侧倾外力矩 M 在各轴上的分配是不一定相等的，即 M ₁ ≠ M ₂ ≠…≠ M _n ， P _{y 1} e ₁ ≠ P _{y 2} e ₂ ≠…≠ P _yn e _n 。这不仅是因为悬挂质量在各轴上的分配不一定相等，侧向力 P _yi 不等，而且由于各轴悬架机构的不同，悬挂质体质心高度不等，侧倾力矩臂 e _i 也就不一定相等。

同时，汽车在侧向加速度的作用下，各轴的角刚度将提供一个反抗力矩。这个反抗力矩与外力矩构成平衡，即 c _θi θ _i = P _yi e _i 。这就是说，车身在各轴处的倾角 θ _i = P _yi e _i /c _θi ，由于各轴角刚度等因素的匹配不见得相应， θ _i 值就不一定相等，于是车身将承受一系列的附加力矩。

如果各轴角刚度的匹配能与各轴的悬挂负荷 P _i 以及力矩臂 e _i 的大小相应，那么车身将保持等角侧倾而不承受这些额外的力矩。假设整车悬挂负荷为 P ，横向角刚度为 c _θ ，侧倾角为 θ ，则有

根据外力矩等于侧向力与侧倾力矩臂之积的关系，可得

于是各相关车轴与整车的横向角刚度比为

当把式（2-12）的关系代入式（2-35）后，便可得到各相关车轴的 等角侧倾角刚度比 λ _i 的表达式为

式中 l _i ——相关车轴至质心面的距离（mm）；

c _i ——相关车轴的线刚度（N/mm）；

e _i ——相关悬架的侧倾力矩臂（mm）；

R ₀ ——振动中心距（mm）；

c ——组合线刚度（N/mm）；

e _s ——整车侧倾力矩臂（mm）。

由式（2-36）可知，等角侧倾角刚度比（相对角刚度）是和相对位置（ l-l _i ） /R ₀ 、相对线刚度 c _i /c 和相对侧倾力矩臂 e _i /e _s 有关的。

注意，各轴等角侧倾角刚度比之和等于1，即

在分配各轴角刚度时，应尽量按公式 c _θi = λ _i c _θ 取值。特别是相邻车轴的角刚度值不可相差太多。

等角侧倾角刚度比的取值范围是个较为复杂的问题，下面以二轴汽车为例进行一简单分析，如图2-23所示。

二轴汽车等角侧倾角刚度比为

由式（2-37）可知， λ ₁ 的数值完全取决于质心面的位置和力矩臂的大小。

作为质心面：当（ l-l ₂ ）=0时，质心落在后轴上， λ ₁ =0；当（ l-l ₂ ）等于轴距的一半，即 时，若 e ₁ = e ₂ ，则 ；当（ l-l ₂ ）等于轴距，即（ l-l ₂ ）= L 时，质心落在前轴上，此时 λ ₁ =1。

作为侧倾力矩臂：当 e ₁ =0时，侧倾轴线通过前悬挂质体质心， λ ₁ =0；当 e ₁ = e ₂ 且 l ₁ = l ₂ 时， ；当 e ₂ =0时，侧倾轴线通过后悬挂质体质心， λ ₁ =1。

特别值得指出的是，前后轴悬架的侧倾力矩中心完全可能设计在侧倾轴线的异侧。这就是说， e ₁ 或者 e ₂ 还可取得负值。当出现这种情况时， λ ₁ 值便可远大于1了。例如，当 e ₁ =- e ₂ 时，若 l ₁ = l ₂ ，则 λ ₁ →∞。这种情况下的车身，好似一条扁担遭受扭转。

从上述二轴汽车的分析可知， λ _i 值一般以 为中心左右波动，波动范围为0～1。当力矩臂 e _i 取得负值时， λ _i 值则可大大超出这一范围。

在质心位置和侧倾力矩臂已定的情况下，使附加力矩为零的角刚度比值就已被确定，并可计算出来；反之，不管角刚度比数值有多大，在质心位置已定的情况下，仍可通过调整侧倾力矩臂的大小和方向来使车身不受附加力矩的影响。

总之，匹配角刚度，须把转向特性和车身受力两种因素综合考虑。

计算示例

独立三轴汽车，其悬挂负荷 P =73500N（质心面在1、2轴之间）；各轴弹簧线刚度： c ₁ =255N/mm, c ₂ =275N/mm, c ₃ =265N/mm；各轴至第1轴的距离： l ₁ =0， l ₂ =2400mm， l ₃ =4500mm；悬挂质体质心面至第1轴的距离： l =2000mm；横向簧心距： B =1800mm。

①用式（2-8）计算系统组合线刚度，计算结果： c =770N/mm。

②用式（2-9）计算悬挂质体质心处的静变形量，计算结果： f =93mm。

③用式（2-6）计算外心距，计算结果： R ₀ =-10363mm（瞬心在右侧）。

④用式（2-10）计算各簧静变形量，计算结果： f ₁ =114mm， f ₂ =91.8mm， f ₃ =72.5mm。

⑤用式（2-11）计算质心面和各轴处的振动频率，计算结果： n ₁ =88.9次/min， n ₂ =99次/min, n ₃ =111.4次/min， n =97.1次/min。

⑥用式（2-15）计算各簧变形力（负荷分配），计算结果： P ₁ =29051N, P ₂ =25247.6N, P ₃ =19201.3N。

⑦用式（2-19）计算中性面至第1簧的距离，计算结果： a ₁ =2330mm，与中轴至第1轴的距离2400mm相差70mm，偏离值 c ₃ l ₃ / （ c ₁ + c ₃ ）为107mm。

⑧用式（2-22）计算内心距，计算结果 R _i =-330mm，负值说明中性面在悬挂质体质心面的右侧。

⑨用式（2-23）计算末轴与首轴的偏频比，计算结果： ξ =1.25。

⑩ 用式（2-28）计算整车纵向角刚度，计算结果： c _θ =2633575472N·mm/rad。

⑪用式 c _αi = c _i B ² / 2 计算各轴横向角刚度，计算结果： c _{α 1} =413100000N·mm/rad， c _{α 2} =445500000N·mm/rad， c _{α 3} =429300000N·mm/rad。

⑫用式 c _α =∑ c _αi 计算整车横向角刚度， c _α =1287900000N·mm/rad。

⑬用式（2-31）计算横向角刚度的检验值，设侧倾力矩臂 e _s =1000mm，计算结果： c _{α T} =588000000N·mm/rad。显然， c _α ＞ c _{α T} 。

⑭用式（2-33）计算纵向角刚度的检验值，设倾覆力矩臂 e _l =1500mm，计算结果： c _{θ T} =2205000000N·mm/rad。显然， c _θ ＞ c _{θ T} 。

⑮用式（2-34）计算转向特性总角刚度比，计算结果： λ _n =0.976。此值小于1，故属过多转向趋势。

⑯用式（2-35）计算等角侧倾角刚度比，假设各轴侧倾力矩臂均等于1000mm，计算结果： λ ₁ =0.35， λ ₂ =0.345， λ ₃ =0.305。

⑰用式 c′ _αi = λ _i c _α 计算各轴等角侧倾角刚度，计算结果： c′ _{α 1} =450765000N·mm/rad， c′ _{α 2} =444325500N·mm/rad， c′ _{α 3} =392809500N·mm/rad。

由第〇1条的数值可知，一轴数值偏低，三轴数值偏高，中轴数值接近。假如各轴线刚度不能改变，那就应改变一、三轴的导向机构设计，使一轴的侧倾力矩臂相应缩短，使三轴的侧倾力矩臂相应加大。 rdlgMjQXiE24uH+6+rvbT9jdXvppnQRpuuApFRWQ5ShslcmVwc/FaSMCUx7/THLj