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行驶方向
图6.14 一个后轮制动器的制动力分配不均匀时，对于车辆的操纵稳定性几乎没有任何影响。
行驶方向
图6.13 如果，制动器在车轮内侧且纵向力力臂ra=0，或者制动器在车轮外部且车轮偏置距（主销偏距）等于零，则在两前轮上分配不均匀的制动力FX,W,b,f对于车辆转向实际上没有影响。转向拉杆上的受力FT也几乎为零。
图6.15 如果车身前部的下沉幅度大于车身后部的回弹，则车身距离Bo将降低Delta;hBo。制动力Fx,Bo,B将会作用在高度为(hBo-Delta;hBo)的Bo点处。俯仰角theta;B也已在图中显示出（也可见图3.137）。
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总重力（整车） |
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前轴载荷 |
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后轴载荷 |
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前轴重力 |
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后轴重力 |
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一轴上的弹簧刚度 |
前轴 后轴 |
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轮胎动态滚动半径 |
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制动效率和摩擦系数 |
（见等式6.13b） |
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轴距 |
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质心高度 |
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相关的具体数值可参见2.2.5.4, 5.3.6.1,6.1.3和6.12.小节。
6.3.3.2 弹簧反力
将车身视为一个刚性整体时，弹簧反力（前轴或后轴单边车轮弹簧上的受力，参见图6.7）相当于前后轴上载荷转移的一半plusmn;Delta;Fz,v,0,无论制动器是在车轮的外侧还是在车轮内侧的差速器上，该力的大小均可由等式6.14计算得到。
车辆前部将会下沉同时后部将会弹起。一个车轮的弹簧刚度可表示为牛/毫米。即1 N mm-1=1 KN m-1,于是我们可以假定Delta;Fz,v,0是由两部分组成的。同等式5.10相一致，下列数值的理论计算结果（弹簧是线性的情况下）为：
前部下沉
后部上跳
6.3.3.3 线性弹簧时的俯仰角
车身俯仰角的大小为（也可参见5.15）
（6.22）
亦为（乘以360o/2pi;）
（6.23）
在本例中的计算值则为：
6.3.3.4 变刚度弹簧的俯仰角
为了明确前轴和后轴的运动，弹簧特性必须是已知的。描述运动时的单位分别是毫米（mm)
和千克(kg)。所求角度的数值因此需要根据轴上载荷来计算：
正常情况下的前轮载荷
前轮载荷的最大值
正常情况下的后轮载荷
后轮载荷的最小值
即便是较硬的弹簧，图5.13和图5.15中较高渐变性的弹性曲线也可作为范例应用。弹簧的运动为
对于前轮，载荷为354kg时，运动行程是112mm，载荷为460kg时，运动行程是134mm
对于后轮，载荷为214kg时，运动行程是110mm，载荷为108kg时，运动行程是44mm
整车的相应运动因此为
前部下沉 s1,f=134–112=22mm
后部上跳 s2,r=110–44=66mm
此时得到的俯仰角的大小为
6.3.3.5 车身质心高度的变化
当汽车制动时，B点可能上升，也可能下降，这取决于汽车前部和后部跳动的多少以及车身质心高度远离车轴中心的多少。通过图6.15的分析以及汽车的重力，由等式5.14至等式5.14b,可计算出高度变化的结果为
（6.24）
当弹簧压紧时，车身将会下沉，s1,f将变为负值。根据等式6.5至6.6b得到的结果为
（6.24a）
（6.24b）
（6.24c）
在弹簧是线性特性时，带入范例中的数值（参见6.3.3.1小节），可得到以下结果
应用等式6.7和等式6.24a至6.24c进行计算时，汽车的静态车身质心高度值为hBo=0.625m，当汽车进行制动时则有
（6.24d）
车身质心高度因此下降了4.8%。此时得到的整车质心高度hrsquo;v可通过等式6.7的变式并带入hrsquo;Bo=0.595m计算求出。简便计算时刻忽略车辆前轴和后轴的重力，可得到误差范围在0.5%以内的结果。
（6.25）
当等式中考虑了俯仰中心时，车轴的重力（非簧载质量，参见6.13小节）必须是已知的。
6.3.4 半径臂轴的影响
6.3.4.1 计算的前提条件
半径臂轴杆只有当制动器处于车轮外侧时才有影响。由于不仅有车辆制动力在前轴Of和后轴Or所分配的不同比率FX,Bo,Bf和FX,Bo,br，还有抵抗制动器运动（由车轴确定的B点）的垂直反力，整个计算过程与之前有所差异。
图3.108和图3.113显示了静止状态下的情形，通过等式6.13和等式6.16可计算出一个车轮的制动力为：
（6.25a）
（6.25b）
6.3.4.2 两轴上的半径臂轴的受力
图3.155显示出了带有双横臂的一个车轮上的受力计算方法，图6.16显示了基于悬架整体并应用本例中的俯仰中心的计算方法。
为了能够计算出制动时支撑车身的垂向力FZ,Bo,B,f，力矩等式必须根据轮胎接地点的轴心进行改写。行程e和行程c决定了上述说明中点O的位置（两侧）。
（6.26）
轴上载荷差Delta;FZ,V,f2的大小和Delta;FZ,Bo,B,f的相同，并且在制动时抵抗所受的压力。该力也出现在等式6.26和等式6.29中，可通过等式6.6a和等式6.6b来确定：
（6.27a和b）
（6.28a和b）
车身
图6.15 当车身由周围实际的俯仰轴线支撑时的各长度和受力如图。Of（长度e）点越高，离车轮越近（长度c），则支撑车身的力的变化Delta;FZ,Bo,B,f越大同时俯仰角theta;B越小。
在制动力FX,W,B,f和FX,W,B,r仅作用在轮胎接地中心并将车轴作为整体考虑时，为了能够计算得出力F Z,Bo,B,f，需要将其分为作用于悬架的部分FX,U,B,f和影响车身的部分FX,Bo,B,f。这对于后轴同样适用，r（后轴）已标识。
6.3.4.3 数值计算
带入6.3.3.1小节中的数值，对于前轴的计算结果则为：
对于后轴的计算结果为：
下列尺寸根据俯仰中心则有（参见图6.16和图6.17）：
前部
后部
由可此得到结果
（6.26）
前轴
1 悬架和驱动的类型
悬架和驱动的类型
本章为驱动和悬架的理论
1.1悬架的基本特性
由于行驶工况的不同，现代汽车的悬架需要同时满足数个部分矛盾的要求。（满载/空载，加速/制动，平坦路况/颠簸路况，直线行驶/转向行驶）
轮胎接地处作用的力和力矩必定是引向车身的。在纵向力作用下的主销偏置和干扰力杠杆臂，在侧向力的作用下的脚轮偏移以及在垂直力的作用下的径向载荷力臂是重要的影响因素，其效果相互作用，例如影响转向轴的角度。为满足乘坐的舒适性，需要足够的垂直弹簧行程，与车轮从道路不平整区域（运动轮）可能产生的水平运动相抵消。为了降低轮胎的滚动刚度以及由路面产生的沿纵向的短行程运动（纵向柔度，图1.1），但不影响轮胎侧向力的以及因此转向精度要求最严格的车轮悬架。
由于由行驶和制动操作产生的纵向力产生的扰动车轮运动导致必要的灵活性，这种要求被违背了。为了确保车辆在稳定状态以及过渡状态下的最佳操作特性，车轮必须相对于路面处于限定的位置，以产生必要的侧向力。 由于车轴运动（滚转向）和操作力（顺从性转向）导致车轮的颠簸和运动取决于车轮的具体前束和曲线变化，从而确定侧向车轮力的增大和尺寸）。这使得可以考虑特定的操作条件，例如负载和牵引力。通过建立相关几何形状和运动学特征，还可以防止在制动或加速过程中不希望的俯仰运动，并且确保车辆不会出现任何过度转向的趋势。
图. 1.1 多连杆后桥 - 逐渐形成的一种悬架系统更换半拖曳臂轴，并且在每侧包括至少一个拖曳臂。该臂由两个（或甚至三个）横向控制臂（图1.62和1.77）引导。拖曳臂同时用作轮毂支架，并且（在四轮转向时）允许转向后轮所需的微小角度运动。然而，其主要优势在于其良好的运动学和弹性运动特性.BMW称之为插图中所示的设计，并将其安装在1997年的3系列中央臂轴上。拖臂1由GGG40铸铁制成;它们吸收所有的纵向力和制动力矩，并通过点2（它们的中心也形成半径臂轴线）（图3.158和3.159）在身体上传递。在轮胎接触中心处产生的横向力在副车架5处被吸收，副车架5通过横向控制臂3和4通过四个橡胶衬套（物件6和7）固定到车身上。
上臂3携带微型弹簧因此，这是垂直力大部分在轴和主体之间传递的位置。减震器在顶部携带额外的聚氨酯弹簧9（图5 5.50）固定在拖曳臂末端的轴心后面的适当位置。出于噪音的原因，差速器10在三点处（在前部具有两个橡胶轴承而在后部具有一个液压轴承）弹性地附接至副车架5。当从上面和后面观察时，横向控制臂以一定角度定位，从而与点2处的不同橡胶刚度的轴承一起，从而实现期望的弹性运动特性。包括有：
制动力下的前束（图3.64和3.82）;
转弯时侧向力顺从不足（图3.79和3.80）;
防止扭矩转向效应（见第2.10.4节）;
变道和直行稳定性。
由于空间原因，前眼2被压入部件1并用螺栓连接
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