悬架受力
履带底盘的组成介绍及各参数的计算
式中 B – 轨链节高度； D – 销子套外径； - 轨链节最小厚度。
轨链节的主要破坏形式仍为踏面磨损。
履带板宽度b由设计规定的机械平均单位接地压力Pp确定
b Gt 2 LP p
应处理好参数b和履带接地长度L的关系。窄而长的履带， 滚动阻力小（因土壤变形阻力较小），牵引附着性能较好， 但转向阻力较大。b/L之值一般为：
设计履带架时，要妥善确定履带架摆动轴线、驱动轮 轴线、导向轮轴线间的距离。
图8-3为TY150推土机行走系布置图。其履带架铰接中 心线与驱动轮轴线重合。
右图8-4为D10推土 机行走系布置图，其履 带架铰接中心线与驱动 轮轴线不重合。
现代结 构的半刚性 悬架履带拖 拉机中，广 泛采用平衡 梁，如右图 8-5所示。
图8-6之结构对履带防尘未考虑，这是其不足之处。在 D80A推土机轨链节的凹槽中各放置了一个防尘圈，这样 以来对于防止灰尘砂砾的进入很有效，使履带销和销子 套间的磨损大为减小，如下图8-7所示。
另一种密封式履带其结 构见右图8-8所示。
由于履带密封技术在实 践中卓有成效，国内外又研 制成功另一种密封润滑履带， 其结构见右图8-9所示。
二、车架 型式：全梁式、半梁式两种。
全梁架式车架是一完整的框架，如东方红75拖拉机， Caterpillar后置发动机式装载机等采用这种全梁式车架。
半梁架式车架一部分是梁架，而另一部分则利用传动 系的壳体。这种车架广泛用于工程机械履带拖拉机中。
如图7-1为两根箱形纵梁和后桥桥体焊成一体，其前 部用横梁相连。
1、节销式啮合：驱动轮轮齿与履带板的节销进行啮合。
这种啮合方式履带销所在的圆周近似地等于驱动轮 的节圆，驱动轮轮齿作用在节销上的压力通过履带销的 中心，如图8-6和8-7所示。
汽车悬架知识
独立悬架中多采用螺旋弹簧和扭杆弹簧作为弹性元件。
1、横臂式独立悬架：
单横臂式独立悬架（不用于转向桥）
双横臂式独立悬架： 两摆臂等长悬架
(用于转向桥)
两摆臂不等长悬架
用于转向桥
单横臂式独立悬架： （少用）
优点：结构简单、紧凑，布置方便。用于后桥。 缺点：1、当悬架变形时车轮平面将产生倾斜，从
而改变两侧车轮的轮距， 使车轮侧向滑移、磨损严 重。2、该悬架用于转向轮时，会使主销内倾角、车 轮外倾角发生较大变化，对转向操纵有一定影响。
一、纵置板簧式非独立悬架（有如下几种安装方式）
1、一端固定，一端可摆动：
保证弹簧变形时，两卷耳中心线间的距离有改变的 可能，从而减小弹簧的变形量。
空 载
满 载
钢板弹簧工作过程演示
2、滑板式结构：弹簧长度可随变形的增加而增加。弹簧第二片后端带
有直角弯边，弹簧下落时借此直角弯边支靠于支架下端的限位螺栓上，以 防止钢板弹簧从支架中脱出而发生事故。
三、 减振器的分类： 按其作用方式不同分为：
弹性元件 车桥
1：双向作用减振器：在压缩、伸张两行程中均起减振作用。
2：单向作用减振器：仅在伸张行程中起减振作用。
1、双向作用筒式减振器
结构：
活塞杆 储油钢桶
防尘罩
伸张阀
流通阀
导向座
活塞
压缩阀
补偿阀
工作原理
压缩行程：当汽车滚上凸起或滚出凹坑时，车轮靠近车架。
2、一端固定，一端滑板
3、两端直接插入固定于车架上的橡胶支承垫块中：
靠橡胶变形来保证弹簧变形时两端的相对移动。主片不易损坏，无须 润滑，有良好的消除噪声能力，但钢板弹簧的纵向移动量受到限制，该结 构只能在比较长而且刚度较大的钢板上才采用。一般用于前悬。 两端直接插入固定于车架的橡胶支承垫块中
主动悬架控制器算法及应用
轻 型汽 车技 术
２１ （ ） ２２ ０２ ４ 总 ７
技 术纵横
１ ３
直 接 控 制算 法 仅 需 测 量 悬 架 的相 对 速 度 和 相 对 位
广泛应用。 ｈｍ ｓ 首先将随机最优控制理论应用 Ｔ ｏ ｐｏ ｎ 于主动悬架 的研究 ， 对线性最优控制算法有 以下几 点要求 ：
Ｆ 一 主动悬架作用力 为 了使簧载质量具有理想 的隔振效果 ，只要主
动力 Ｆ 与被 动力 Ｆ 的大小 相 同 ， 向相 反 ， ： 。 方 即
Ｆ＝ Ｆ＝ ｘ＋ ｘ ．－ ｐｋ ｘ ０ Ｃ（一 ｔ （－ ｘ ） （ ２）
就可以完全消除簧载质量与非簧载质量之间的 耦合 效 应 ， 为达 到理想 的隔振 效果 ， 利用 直接 控 Ｎ（１ ２ 式， 得到 单轮 悬架 闭环系统 方 程为 ：
好坏 ， 对汽车的使用性能影响很大 。 悬架 弹性 系数 对行 驶平顺 性 的影 响 ：当 弹性 系 数过大时， 悬架 的减振性能减弱 ， 轮胎的振动直接传 递 到车 身 ；当弹性 系数 过小 时悬 架 系统 的 固有 振 动
频率 接 近路 面 的激 励频 率 ， 容易 引起 车身共 振 。 阻 尼对 汽车 行驶平 顺 性 的影 响 ：为衰 减 车身 的
尼 系数 。
这 种 算 法 的设 计 实 际 上是 滤波 器 结 构 的设 计
和滤波器上 下频率 的选择 。一般结论是上 限频率 高， 悬架对路面冲击的隔振效果好 ， 但悬架 的动挠 度增 加 ， 胎 的接 地 性能 差 ， 之亦 然 ， 限 频 率影 轮 反 下
２ 可控 悬架
从上述分析我们知道悬架刚度、阻尼系数等悬 架 系统 的各项参 数 对车 辆 的行驶平 顺 性和操 纵 稳定
轿车前悬架(麦弗逊式)
上述对螺旋弹簧的计算的结果如下表1-3所示。
自由高度H0
370mm
弹簧圈数n
5.5圈
螺旋角
8.89度
内径D1
78.5mm
外径D
100.5mm
节距t
44.2mm
在AUTOCAD软件环境下绘制螺旋弹簧的工程图（如图2-5）所示。为了改善
弹簧在安装后的受力状况，螺旋弹簧的两端需作端平处理，在装配时此处的配合精度选为七级精度，又因为弹簧的外径为100.5mm，根据文献[18]，粗糙度值选为3.2。
2.2.2
根据悬架系统的装配图，对其进行结构分析、计算可以得出平衡位置处弹簧所受压缩力P与车轮载荷 的关系式：
式中，
为车轮外倾角， 为减振器内倾角，
为主销轴线与减振器的夹角
式中角度如图2-3所示。
弹簧所受的最大力
取动荷系数k=1.7，则弹簧所受的最大力Pdmax为：
Pdmax=
2.车轮到弹簧的力及位移传递比
2.减振器的阻尼系数
减振器的阻尼系数不仅与非簧载质量和悬架刚度有关，还与相对阻尼系数有关。
（2-16）
捷达轿车中减振器安装在悬架中与垂直线成 的夹角，则此时的阻尼系数应根据减震器的布置特点确定：
式中：w——杠杆比,i=n/a；
N——为下横臂的长度
——减振器安装角。
2.储油筒的确定
一般 ，壁厚取2mm，材料选用20号钢。
2
2.1
2.1.1
此型轿车是一款小排量的经济型轿车，总体参数要求见表。
表1-1捷达轿车的总布置参数要求
设计状态下的前轴轴荷
710kg
空载时的前轴轴载
639kg
前桥左右悬架的总质量mu
悬架各工况受力计算公式表
悬架各工况受力计算公式表悬架各工况受力计算公式表是汽车设计师们必备的一份文档，因为悬架是汽车上最重要的零部件之一，它直接关系到汽车的运行性能和安全性。
本文将详细介绍悬架各工况受力的计算公式表，以帮助读者更好地理解。
首先，悬架是一个复杂的系统，由若干个部件组成，包括弹簧、减震器、传动轴、控制臂、节流阀等。
在实际工作过程中，悬架各部件都会承受不同的受力状态，如纵向加速、横向转向、制动、加速、刹车等。
而悬架各部件所承受的受力状态也是不同的，因此，针对不同的受力状态，悬架各部件的受力计算公式也是不同的。
以下是悬架各工况受力计算公式表：1. 纵向加速时，控制臂承受的力矩计算公式为：M = ma / FZ，其中m是汽车质量，a是车辆纵向加速度，FZ是轮胎垂直载荷。
2. 横向转向时，控制臂承受的力矩计算公式为：M = Fy * h，其中Fy是横向力，h是控制臂与地面垂直距离。
3. 制动时，制动力矩的计算公式为：M = W * (R - r) / 2，其中W是车辆重量，R是轮胎半径，r是制动器半径。
4. 加速时，驱动轴承受的力矩计算公式为：M = T /i * η * r，其中T是发动机输出扭矩，i是变速器传动比，η是传动效率，r是驱动轴半径。
5. 刹车时，制动器受到的压缩应力计算公式为：σ =F / A，其中F是制动力，A是制动器面积。
6. 路面颠簸时，减震器吸收的能量计算公式为：E = 1 / 2 * k * δ^2，其中k是减震器弹簧刚度，δ是减震器伸缩位移。
以上是悬架各工况受力计算公式表的部分内容，这些公式可以帮助汽车设计师了解悬架各部件在不同工况下所承受的受力情况，从而优化设计方案，提高汽车的性能和安全性。
总之，悬架各工况受力计算公式表是非常重要的一个文档，它涉及到汽车设计的方方面面，设计师们应该积极学习和掌握这些公式，以更好地提高汽车的性能和安全性。
悬架设计
弹性元件的计算
二、扭杆弹簧
弹性元件的计算
二、扭杆弹簧
第六章
悬架设计
第五节
独立悬架导向机构的设计
一、设计要求
对前轮独立悬架导向机构的要求是：
1) 悬架上载荷变化时，保证轮距变化不超过 ±4.Omm，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，车轮不应产生纵向加速度。
二、导向机构的布置参数
2．侧倾轴线 汽车前部与后部车侧倾中心的连线为侧倾轴线 独立悬架(纵臂式悬架除外)的侧倾中心高为： 前悬架0～120mm； 后悬架80～150mm。
二、导向机构的布置参数
3．纵倾中心
二、导向机构的布置参数
4．抗制动纵倾性(抗制动前俯角)
二、导向机构的布置参数
5．抗驱动纵倾性 (抗驱动后仰角)
三、双横臂式独立悬架导向机构设计
1．纵向平面 内上、下横 臂的布置方 案 第1、2、 6方案的主销 后倾角变化 规律是比较 好的
三、双横臂式独立悬架导向机构设计 2．横向平面内上、下横臂的布置方案
三、双横臂式独立悬架导向机构设计
3．水平面内上、下横臂动轴线的布置方案
水平面内上、下横臂动轴线的布置方案
一、分类
根据结构形式不同，减振器分为摇臂式和筒式两种
摇臂式：工作压力(10～20MPa) ，但由于它的工作特性受活 塞磨损和工作温度变化的影响大而遭淘汰。 筒式：工作压力虽然仅为2.5～5MPa，但是因为工作性能稳 定而在现代汽车上得到广泛应用。筒式减振器又分为单 筒式、双筒式和充气筒式三种。 双筒充气液力减振 器具有工作性能稳定、干摩擦阻力小、噪声低、总长度 短等优点，在轿车上得到越来越多的应用。 基本要求：在使用期间保证汽车行驶平顺性的性能稳定。
全面解析制动跑偏现象
全面解析制动跑偏现象制动系统是汽车安全的核心之一，每一次“刹车失灵事件”，几乎都会成为社会热点，足见人们对制动的重视以以及制动系统的重要性。
我们除了要提高驾驶员的安全意识，有些安全隐患，从开发设计之初就要考虑到。
影响制动的因素实际上很多，这里主要想谈一下“制动跑偏”现象。
车辆在制动过程中维持直线行驶或者按预定方向行驶的能力是汽车的方向稳定性，有时会出现制动时不受控的向左或者向右行驶，我们叫做“制动跑偏”，当车辆在高速行驶、路面湿滑、弯道等场景下出现制动跑偏，会有非常严重的安全隐患。
在GB 21670和GB 7258标准中均对制动稳定性提出了相应的要求；同时，GB 7258 标准中，对制动力平衡性台架检验做了要求，车辆出厂和年检均需满足该要求。
制动跑偏影响因素多，包括了制动、悬架、转向，轮胎，车身系统以及底盘硬件的设计。
以下是各个部件系统对制动跑偏的一些简要分析。
一、悬架：首先是制动时悬架的的受力分析：首先是制动力作用下的悬架K特性引起的bump steer 的左右差异；K（kinematic）特性即悬架运动学特性，是指车轮在垂直方向上往复运动的过程中，由于悬架导向机构的作用，而导致车轮平面和轮心产生角位移和线位移变化的特性；需要考虑轮跳转向-前bump steer，轮跳转向-后bump steer，轮跳外倾-前Bump camber,后轮跳外倾-后Bump camber。
Bump steer影响制动跑偏，单位deg/mm。
其次时制动力作用下的悬架C特性引起的brake force steer的左右差异；C（compliance）特性即悬架弹性运动学特性，是指地面作用于轮胎上的力和力矩所导致的车轮平面和轮心产生角位移和线位移变化的特性，施加力导致的变形跟悬架系统的弹簧、橡胶衬套以及零部件的变形有关，如前后轮心的刚度；Brake force steer影响制动跑偏，单位deg/KN。
从悬架和车身布局上，需要考虑从悬架的左右尺寸是否对称，如上摆臂和下摆臂Y向尺寸，副车架尺寸对称性，上摆臂、下摆臂和副车架的衬套的刚度。
麦弗逊 2
n 1=1.2Hz,n 2=1.3Hz 所以n 1/ n 2=0.92，满足要求。
当1ε=时，汽车前、后桥上方车身部分的垂向振动频率1n ，2n 与其相应的悬架刚度12s s C C 和以及悬挂质量12s s m m 和之间有如下关系：n 1=错误！未找到引用源。
（式4-4）式中 g ——重力加速度，29810/g mm s =；12s s C C ,——前、后悬架刚度，/N mm ；12s s G G ,——前、后悬架簧载重力，N 。
为了求出前后悬架的垂直刚度，必须先求出前后悬架的簧载质量12s s m m 和。
而12s s m m 和可以通过满载时前后轮的轴荷减去前后非簧载质量得到。
簧载质量分为簧上质量与簧下质量两部分，由弹性元件承载的部分质量，如车身、车架及其它所有弹簧以上的部件和载荷属于簧上质量。
车轮、非独立悬架的车轴等属于簧下质量，也叫非簧载质量M 。
如果减小非簧载质量可使车身振动频率降低，而车轮振动频率升高，这对减少共振，改善汽车的平顺性是有利的。
非簧载质量对平顺性的影响，常用非簧载质量和簧载质量之比m/M 进行评价，此比值越小越佳为了获得良好的平顺性和操纵性，非簧载质量应尽量小些。
根据同类车型类比，取前悬架的非簧载质量为60kg ，将数据代入式4-5得出：m s1==452.6kg ；将计算所得的m s1代入式4-4，得到： 前悬架的刚度为： 错误！未找到引用源。
25.7N/mm；由于悬架的静挠度/c s s f m g C =，因而式4-4又可表达为：112215.7615.76c c n f n f ⎫≈⎪⎪⎬⎪≈⎪⎭ （式4-6）式中12,c c f f 的单位为mm 。
所以 由式4-6求出前、后悬架的静挠度分别为：错误！未找到引用源。
172.48mm 。
悬架的动挠度d f 是指从满载静平衡位置开始悬架压缩到结构允许的最大变形（通常指缓冲块压缩到其自由高度的1/21/3或）时，车轮中心相对车架（或车身）的垂直位移。
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悬架受力分析的意义： 1． 校核各杆件的强度，使之在安全系数范围之内 2． 优化杆件夹角，使杆件得到最合理利用 前提假设：悬架杆件为刚性。
赛车的各参数如下： 整车质量：200Kg+ 68Kg 载荷分配：前：后=47:53 制动力分配：前：后=7:3 附着系数：1.4发夹弯最小直径：D=9m （平均速度40km/h-----48km/h ） 75m 平均加速度 7.4m/s 2由于前后两轮制动力和载荷不同，因此要对前后两轮独立分析。
一．前悬架图一.（前悬架整体受力图）1.前悬架整体受力分析 1）.在负载为68Kg 下，有121()2Fz G G =+×47%可以算得Fz =617.2N,其中G1为200kg ，G2为68kg2.）当在48km/h 速度下通过最小直径D=9m 的发夹弯时产生的离心力由Fy 提供，则有2v a R=可以得239.5/a m s =取a =4g 其中g=9.82/m s 所以有Fy =（4×9.8×268）/4=2626.4N3.）对于前轮而言，其加速与制动都是在x方向上受力，而制动所受的力远大于加速所受的力，故只研究在制动情况下所受力的大小。
若在附着系数为1.4的情况下减速，则有Fx=1.4G×70%×12可以得Fx=1286.9N G为2626.3由于计算结果为赛车设计标准上限，Fx出现在制动过程中，Fy出现在发夹弯处。
2.转向和制动过程上下悬臂受力分析1）对于转向过程图二分别在X和Z方向上列平衡方程得Fx+Fa1cos7°-Fb-Fa2sin6°=0Fz-Fa2cos6°-Fa1sin7°=0以B为中心列力矩方程得Fz×80+F a1×250-Fx×115=0由上面三个式子可以得F a1=394.5NF a2=572.2NF b=1621.3N`2)对于制动过程图三图四a．Fx方向上列平衡方程Fx+Fax-Fbx=0 Fx ×115-Fax×250=0可以得出Fax=592.0NFbx=1878.9Nb．Z F方向上图五点击查看CAD原图由此可以得Fa1’ =197.5NFa2’=596.4NFb’= 258.4N3.根据上面的计算结果，通过分析，对悬臂夹角进行优化1）.先讨论下悬臂的受力。
如图所示为下悬臂受力示意图。
图六点击查看原图其中蓝色箭头表示转向产生的力，红色箭头表示制动过程产生的力。
一般二者不同时存在，设BB’与x轴夹角为θ，当θ为某一合适值时，可以使得两种力在悬臂上产生的最大应力相等，此时悬架力学性能最优。
在制动力作用下，有F BB’=1878.9258.4 2cos2sinθθ+F BB’’=1878.9258.4 2cos2sinθθ-在转向力作用下，有F BB’=F BB’’=1621.6 2sinθ由上面的论述可以得1878.9258.42cos2sinθθ+=1621.62sinθ可以解得arctan0.728θ=θ=36.05。
下悬臂最大轴力为F1=1621.62sin36.05=1377.8N2.）再讨论上悬臂的受力。
a．转向过程图七点击查看CAD 原图在z 轴方向上LZ F -572.2=0而tan49。
=LzLyF F 由此可以得Ly F =497.4N 对上悬臂的压力为y F =497.4N+394.5N=891.9N而拉杆L 受到的拉力为L F =758.2N ，Fly Flz 代入，b ．制动过程图八点击查看CAD 原图 在Z 轴方向上LZ F -596.4N=0而tan49。
=LzLyF F 可以求得FLy =518.4N则对于上悬臂，518.4197.5715.9Fy N N =+=592.0Fx N =拉杆L受力为L F =C.综上所述，可以画出上悬臂的受力图示·图九点击查看原图红色箭头表示在制动力作用下悬架的受力，蓝色箭头表示在转向力作用下悬架的受力。
一般情况下两者不同时存在。
在两种力作用下悬臂A ’A 1和A ’A 2分别存在最大值。
设立合理的∂值可以使两个最大值相等，此时悬架强度利用最大，最为安全。
在制动力作用下'2715.9592.02sin 2cos A A F =+∂∂'1715.9592.02sin 2cos A A F =-∂∂在转向力作用下'1'2891.92sin A A A A F F ==∂即有891.92sin ∂= 715.9592.02sin 2cos +∂∂可以得tan 0.176∂= ∂=10.00。
上悬臂最大轴力为 F 2=2568.1N4.根据最大轴力，进行强度校核以及极值讨论。
由相关数据可以知道，我们选用的Q235号钢参数如下 外径d=18mm 壁厚2.5mm抗拉屈服强度 235Mp下悬臂最大轴力为F1=1377.8N 上悬臂最大轴力为F2=2568.1N 悬臂横截面积为A=121.74mm 21121311.810.78121.74F N MPa A mmσ===<235Mpa2222568.121.09121.74F N MPa A mm σ===<235Mpa 则安全系数分别为123521.8010.78s ==223511.1421.09s ==根据上面的分析结果，我们可以算出安全系数分别为一下各值时候的θ，∂的大小。
5.综述：由以上计算结果可知，前悬架设计角度在合理范围之内时，其安全系数都足够大，因此选用Q235号钢是合理的。
二．后悬架图十点击查看CAD 原图1 后悬架整体受力分析1） 在负载为68kg 下，有121()2Fz G G =+x53%=696.0N2)当在48km/h 速度下通过最小直径D=9m 的发夹弯时产生的离心力由Fy 提供，则有2v a R=可以得239.5/a m s =取a =4g 其中g=9.82/m s 所以有Fy=（4×9.8×268）/4=2626.4N3)当加速度为7.4m/s2，阻力系数为0.2时，（后轮质量相对于车身很小，视为车身的一部分），则有Fx=12×Ma=12×268×（7.4+0.2×9.8）=1254.24N2.转向和加速过程后悬架受力 1）加速过程 a ）在x 方向上在X 方向上列出平衡方程，可以得Fax+1286.9-Fbx=01286.9×110-Fax ×370=0 所以可以得Fax=382.6N Fbx=1668.9N b ）在z 方向上对上面的受力图列出平衡方程，可以得在z方向上Fb2’-696.0+Fa’sin4.25=0在y方向上Fb1’-Fa’cos4.25=0以B为绕点列力矩方程696.0x80+Fa’x260xcos4.25=0Fb1’=214.2NFb2’=711.9NFa’=-214.7N2）转向过程47图十一点击查看CAD原图分别在y和Z方向上列出平衡方程在y方向上2626.4-Fb1-Facos4.25=0在z方向上696.0+Fasin4.25-Fb2=0以B为绕点列力矩方程2626.4X110+FaX260cos4.25-696.0X80=0由以上方程可以得Fa=-899.3NFb1=3523.3NFb2=629.4N3.根据上面的计算结果，通过分析，对悬臂夹角进行优化其受力图如图所示，设两个夹角分别是θ和δ，其中红色箭头表示加速过程受力，蓝色箭头表示转向过程受力。
由于θ和δ的不同而导致AA’和AA’’的受力不同，在安全系数符合要求的情况下，θ和δ主要由悬架的尺寸决定。
计算时我们给出几个可能的角度组合，并计算其相应的受力大小。
1)先讨论上悬臂的受力转向受力图加速受力图加速状态后悬上横臂F 以下给出其计算方式 1） 加速过程F AA ’sin θ-F AA ’’sin δ-214.7=0F AA ’cos θ+386.2-F AA ’’cos δ=0可以得'214.7382.6tan sin cos tan AA F δθθδ+=-'''cos 382.6cos AA AA F F θδ+=转向过程''''''sin sin 899.30cos cos 0AA AA AA AA F F F F θδθδ--=-=选取杆件参数为直径 d=18mm 壁厚为 2.5mm许用应力 [σ]=235Mp 横截面积为A=121.74mm 2则有σ=F A 安全系数为[]i σσ=由上述两个表格可以看出最大应力为2539.0MAX F N= 235121.7411.32539.0i ⨯==因此杆件是安全的2) 讨论下悬臂臂的受力图十三（加速过程后悬架下悬臂受力）图十四（转向过程后悬架下悬臂受力）设后悬推杆与竖直方向夹角为φ，当φ=40。
时，有711.9LZ F N ='629.4LZ F N =tan 40597.4LX LZ F F N ==''tan 40528.1LX LZ F F N ==886.3L F N =='821.6L F N ==597.4214.2383.2X F N =-='528.13523.32995.2X F N =-=- 则后悬下悬架加速和转向时候的受力如下图所示加速过程受力图转向过程受力图在不同的θ和δ下分别计算出F AA ’和F AA ’’的受力大小并算出安全系数，如下表格所示。
转向状态后悬下横臂F AA ’和F AA ’’在不同角度下受力大小1） 加速过程'''sin 383.2sin 0AA AA F F θδ+-= '''cos 1668.9cos 0AA AA F F δθ+-= 可以得'383.21668.9tan sin cos tan AA F δθθδ+=-1''1668.9cos cos AA F F θδ+=2） 转向过程'''sin 2995.2sin 0AA AA F F θδ--= '''cos cos 0AA AA F F θδ-=可以得'2995.2sin cos tan AA F θθδ=-'''cos cos AA AA F F θδ=选取杆件参数为直径 d=18mm 壁厚为 2.5mm许用应力 [σ]=235Mp 横截面积为A=121.74mm 2则有σ=F A 安全系数为[]i σσ=由以上表格可以看出15380MAX F N =235121.74 1.8615380i ⨯==杆件安全系数符合要求。