底盘基本要求、悬架运动学概念、参数、悬架设计考虑的因素的等
底盘要求可分为以下几大类，见图1；
以下车辆性能属性也可能会影响底盘技术要求：
决定车辆行驶动态的因素有：
决定车辆乘坐舒适性的因素有：
决定车辆安全性的因素有：
图1、关于操作动力学、乘坐舒适性和驾驶安全的底盘评估项
图2描述了这些要求及其对悬架和底盘系统的影响。以下底盘系统和部件共同满足这些要求：
只有所有系统及零部件完美协调、优化才会实现出色的操控性和驾驶性能。
图2、底盘技术要求总结
一旦确定了车辆规格，并选择了各个部件和子系统的配置，悬架系统的布置就可以继续进行。悬架布置过程包括确定所有模块和各个部件的所有尺寸、公差、材料、表面处理、制造方法和配接方法。
在第一阶段，悬架运动学的布置和功能优化。在下一步中，将根据最大负载、所需刚度和允许的运动包络尺寸，对连杆和接头等单个部件进行尺寸计算。这通常是一个迭代的过程。在进行悬架运动学布置时，通常同步考虑其他底盘部件空间。
由于车辆的轮胎相对于道路的位置在操控方面起着重要的作用，因此悬架系统的运动学分析是至关重要的。这个分析阶段发生在车辆开发的开始阶段，即在确定悬架系统的配置之后。
要描述车辆的悬架，必须首先要定义车辆坐标系。图3显示了由ISO88551.3/DIN70000定义的固定在车辆上的坐标系。
图3、由ISO8855/DIN70000定义的车辆坐标系
从驾驶员的角度来看，x轴沿着车辆的中心线向前指向，y轴向左指向，z轴向上指向（SAE：y轴向右指向，z轴向下指向）。坐标系的中心点一般位于与前轴在同一平面上的路面上，但它也可以在xz平面上的任何地方移动。车轮运动坐标系的中心点位于车辆中性点位置上的轮胎接地面积的中心位置。在任何横向运动时，此点都会平行于车轮的滚动轴移动。
悬架运动学决定了车轮在颠簸/回弹（压缩/复原）和转向过程中的空间运动。运动点的数量和它们相对的位置由所选择的悬架配置决定。相对于车辆其他部分的运动点的位置由车辆尺寸指定，如轮距宽度、轴距、车轮和轮胎的尺寸。
为了计算抗点头、抗后蹲等悬架参数，还需要以下车辆参数：重心位置、前后轴荷、制动力分配、四轮驱动的驱动力分配。以下小节将描述和解释各种悬架参数。
3.1、相对于车辆的悬架参数
轴距L：
在车辆的xy平面中，前轮轮胎接触中心与后轮轮胎接触中心之间的距离，图4
图4、根据ISO612/DIN70000定义的轴距L
车轮接触点
车轮中心平面与车轮轴在道路上的投影相交。
轴距较长的车辆具有的特点：
轴距较短的车辆特点：
典型轴距值：
一般建议：轴距应尽可能长。
轴距变化：
接地面积/印迹的位置和轴距可以随轮跳而改变，图5
图5、轴距随轮跳而改变
这样做的优点是：
带来的缺点是：
典型的轴距变化值为：
轮距T：
单轴上轮胎接触中心之间在yz平面上的距离，
图6、轮距T的ISO612/DIN70000定义
宽轮距导致：
窄轮距有以下缺点：
典型值为：
注意：前轴和后轴的轮距可能会有所不同。
轮距变化：在悬架的压缩和复原过程中，外倾角的变化和悬架的运动学效应会改变接地面积的位置，从而改变轨道的宽度。
图7、轮距随轮跳而改变
典型值为：通常非常小（小于20mm)
一般建议：轮距的变化应保持在最小值。独立悬架轮距变化大于非独立悬架，
整车重心/质心G：
车辆的整个质量可以集中在那里的假想点。
图8、质心位置
低重心会导致：
高重心会导致：
典型值：距前轴后1000至1750mm，距路面300至750mm。
注：重心的位置随车辆载荷的变化而变化
轴荷分配：
重心与前后轴的距离之比。
车辆设计位置的典型值：44：56至56：44。
注意：前轮驱动车辆的前轴荷大于后轴荷。
期望轴荷分配：接近50：50。
上述参数提供了悬架系统的运动学布置所需的部分数据。运动学布置的目标是定位所有的运动学点（也称为硬点），以满足所有悬架系统性能要求。在确定了运动学点的位置后，就可以确定杆系的长度。然而，运动包络的大小和杆系的横截面仍然必须被确定。
3.2、侧倾和俯仰中心
大多数悬架系统都在执行复杂的三维运动。这些动作可以通过使用二维描述来简化。在刚体运动的每一刻，运动连杆的每个部件（例如单边悬架/车轮系统）围绕一个静止（v=0）中心点旋转。这个点，即“旋转中心”或“瞬时旋转中心”，可以很容易地确定，并用于替换连杆中剩余的刚体的分析目的。车轮的三维运动（接触点和中心点）可以在纵向和横向方向（后视图和侧视图）上进行投影。在每个投影中确定车轮的瞬时旋转点。这些旋转点可以用作底盘和悬架之间的连接点。所有支撑力均通过这些连接点施加。
图9、悬架系统的纵向和横向旋转中心
3.3、轮跳行程：
在最基本的悬架中，车轮行程可以是一个简单的线性或旋转运动。简单的垂直车轮运动可以实现通过安装车轮在一个线性、旋转的销式接头。旋转运动可以通过将车轮安装在一个绕纵向、横向或对角线轴旋转的单个连杆上来实现。这些简化的旋臂悬架系统将要求车轮直接（刚性）安装在旋转连杆上，没有任何铰链或接头。这些简化的悬架系统的车轮中心过于平面化。然而，这样一个简单的系统将无法满足当前复杂运动要求。
图10、单一连杆车轮控制系统
通过增加悬挂连接件的数量，并使用接头或铰链将这些连接件安装到车轮载体/转向节上，可以提高乘坐的舒适性和动态性能。例如，麦弗森悬架由铰链三点连杆和支柱（一种线性旋转销式接头）组成。另一种类型的简单悬架是双叉臂设计，它由两个三点链接组成。这两种悬架都允许车轮中心在一个简单的弧线中移动。当旋转轴不再平行时，或者当一个三点链接被分离成两个两点链接时，悬挂就会变得更加复杂。
图11、具有两个或多个链接/连杆的车轮控制系统
现代驱动轴悬架的车轮载体/总成在颠簸和反弹过程中执行复杂的三维运动。这个运动可以用五个参数来描述，所有这些参数都只依赖于悬架运动学。
外倾角（车轮面相对于路面的垂直倾角）会影响轮胎传递侧向力的能力。
对角线弹性角决定了纵向力的传递(可以理解为前侧视摆臂抗驱动仰头角)。
侧倾中心影响横向力被抵消的方式。
前束变化决定了车辆在颠簸和反弹时的自转向反应。
在极端工况下，前束变化和与外倾角共同影响车辆的转弯稳定性。前束的变化在决定直线稳定性方面也起着重要的作用。
为了更好地理解这些关系，上述参数将在下面的小节中进行描述。
3.4、轮跳行程参数：
车轮的位置由几个参数定义及约束。这些参数取决于悬架连杆、运动学尺寸以及悬架的瞬时压缩或反弹。
车轮跳动行程：
轮胎接触中心的位移，也称为弹簧行程(存在杠杠比)或悬架行程。车轮行程从中立位置测量(一般为设计状态)，在颠簸（悬架压缩）时为正，在反弹（悬架拉伸）时为负。
最大车轮行程（从设计位置测量）的一些典型值为：压缩60~100mm，反弹70~120mm，这需要分不同车型来定义，按照过往案例，Sportcar车型也需要≥75mm，sedan车型≥80mm，SUV车型≥95mm。
注：车辆的中立位置通常定义为空载车辆或轻载车辆（2名乘员）的位置。suv和越野车的车轮行驶范围要大得多（通常大于100mm）。为了提高乘坐的舒适度，豪华车也有更多的车轮行程。行驶高度调平系统可以补偿由于车辆载荷造成的悬架压缩。悬架可以设计更少的车轮行程，以便压缩和反弹期间运动参数的最小变化。
前束角δ：
路面平面上车辆纵轴与车轮中心平面之间的角度。当车轮的前端比尾部更接车辆纵轴时，车轮具有正前束toe-in。当情况正好相反时，车轮具有负前束toe-out。
图12、前束角δ(toe-inC
正前束toe-in:当前面距离小于后面距离时，车轮中心点前后轮辋之间的距离差。
负前束toe-out：如上所述，当前面的距离大于后面的距离时，车轮中心点前后轮辋之间的距离差。
前束角影响直线稳定性、转弯行为和悬架调校。
车辆中立位置的前束角典型值如下：
注：最小的磨损性和滚动阻力只能通过一个车轮直接向前滚动来实现。在直线行驶时，正前束toe-in会导致轮胎外边缘的磨损增加。静态前束应足够大，以补偿驾驶时悬架弹性变形引起的前束变化。
外倾角γ：
车轮中心平面与垂直于路面的平面之间的夹角，包括路面与车轮中心平面之间的交点线。外倾角影响横向动力学、回正力矩和悬架调校。
图13、ISO612/DIN70000定义外倾角
当车轮的顶部相比接地patch在外侧时，外倾角是正的，当相反时是负的。在弯道行驶中，外部车轮的负外倾度可以提升车轮传递侧向力的能力。
较大的外倾角，增加了轮胎的磨损和滚动阻力。直线行驶时，外倾角应保持正，以抑制方向盘振动，但应尽可能小。车辆中立位置的典型值：
注：转弯过程中外倾角增加轮胎侧力。外倾角在压缩和反弹时发生变化，因此也随车辆的装载而变化。外倾角横向力和弯矩是由图中所示的现象引起的。车轮的外倾力迫使车轮作为圆锥体的一部分旋转，圆锥体的尖端由车轮的滚动轴与路面的交集形成。因此，滚动轮在这一点上绕弧运动，就像在平面上滚动一样。
图14、外倾侧向力Fγ和力矩Mγ
正外倾角会导致外侧方向的侧向力。在每个车轮转向轴形成一个小的，连续的横摆力矩。该力矩可以作为预载，防止车轮摆动或转向连杆或转向系统的弹性引起的振动。根据在纵向和横向时转向轴的倾斜，外倾角也可以随着车轮的转向而变化。横向主销内倾导致转弯时两个车轮的正外倾角增加。这对弯道行驶内侧的车轮是有利的，因为它补偿了由车身侧倾引起的负外倾角。对于弯道外侧的车轮，两个外倾角效果叠加创建更大的外倾角度。这降低了轮胎的侧向前束刚度。纵向主销内倾导致外车轮的负外倾角增加，内车轮的正外倾角增加。这可以帮助尽量减少由外侧主销横向倾斜所造成的负面影响。
前束和外倾角的总结：
侧倾中心：
侧倾中心定义为车轴平面上车身侧倾的点。这一点是瞬间发生的，在压缩jounce和反弹rebound期间会发生变化。
高侧倾中心（路面上方）导致：
由于侧倾中心和车辆重心之间的杠杆臂较短，车身侧倾较小。
低侧倾中心（位于路面处或下方）会导致：
在压缩jounce和反弹rebound期间，减少了外倾和轮距的变化。
典型侧倾中心高度值（中性位置）：
后轴80~250mm，前轴0~130mm。
图15、侧倾中心（车轮、车身、道路）
注：具有独立悬架的轴在颠簸和反弹时侧倾中心横向移动。这种运动可能会对车辆的车身造成不希望的侧向力。侧倾中心的位置会影响转弯过程中的动态车轮垂直载荷，从而影响车辆的回正特性。
侧倾轴：
侧倾轴线由连接前侧倾中心和后侧倾中心的线形成。当力（如转弯时的向心力）施加于重心时，物体绕该轴侧倾。
图16、侧倾轴
注：侧倾轴的倾斜度影响侧倾刚度的前后分布。较高的后侧倾中心导致后轴的侧倾稳定率较高，这导致从左到右的动态垂直轮荷的差异更大。这就降低了后轴上的侧向力阈值，从而导致车辆转向过度。
由于压缩和回弹时侧倾中心高度的变化，在悬架压缩和回弹过程中侧倾轴的倾斜也会发生变化。为了避免因货物装载而导致车辆操控的变化，应布置悬挂运动学，以避免因装载而导致侧倾轴倾斜度的剧烈变化。
对角线弹性角ε
车轮的位移弧半径（在设计位置）与通过车轮的旋转轴平行于路面的平面之间在xz平面上的角度。
图17、对角线弹性角
注意：与橡胶衬套和悬架的纵向刚度相比，对角线弹性对行驶舒适性只有很小的影响。虽然对角线弹性不能补偿在正常驱动速度下发生的高频振动，但它确实决定了驱动轴的角度，并最小化了悬架中的扭转力矩。
抗制动点头XBR：
由悬架连杆提供的抵消“俯冲”（由制动引起的车辆向前倾斜）的力的部分。剩余的力由车辆的弹簧提供
高制动抗点头会带来：
车辆设计位置的典型抗制动点头值：60~70%
注：制动抗点头取决于轴距、重心高度和制动力分布。然而，制动支撑角度描述了连接车轮接触中心和纵向中心的直线的倾斜度，它完全依赖于悬架运动学。
图18、抗制动点头XBR
抗驱动抬头XAC：
由悬架机构提供的抵消“提升”或“蹲下”（加速引起的车辆向后倾斜）的力部分。剩余的力是由车辆的弹簧提供的。
高抗驱动抬头会带来：
车辆设计位置的典型抗抬头值：60~80%
注：由传动轴引起的驱动力作用于车轮的中心。驱动扭矩被从车轮中心到轮胎的接触面积的距离所抵消。此力矩由车轴驱动总成（差速器外壳）分配。其结果是，车轮可以相对于悬架旋转，但轮胎的接地中心不再围绕悬架的侧轴旋转。轮胎接地中心仍保持在车轮中心的正下方。前轮的对角弹角为负，后轮的对角弹角为正。在具有刚性轴的车辆中，驱动扭矩被轴体抵消。这导致了相同的制动和加速支撑角度。
抗点头和抗抬头的总结：
3.5、转向运动学参数：
车辆的前轮必须安装成能够围绕转向轴旋转。因此，前悬架必须具有额外的自由度。车辆的转向系统不仅负责改变车辆的方向。一个良好的转向系统不断地从道路上传递反馈给驾驶员，从而形成一个闭环系统，使驾驶员能够对不断变化的道路状况和驾驶特性作出适当的反应。转向系统是否传递这种反馈在很大程度上取决于转向轴的位置。
转向横拉杆行程/转向齿条行程：
转向器（或内拉杆接头）从设计位置/零位到极限的最大位移。向左的拉杆移动被认为是正的，而向右的移动是负的。典型的拉杆行程值：总距离为140至180mm。
注：拉杆行程具有间接重要性。车轮的转向角度是一个更重要的参数。一个长拉杆行程会导致一个更大、更重的转向器和更短的拉杆，这是要避免的。以下附加的运动学参数对转向系统的设计非常重要。
主销：
也被称为转向轴，这是车轮转动的轴。
注意：转向轴始终在车轮内侧，有轻微倾斜。由于功能上的原因，倾斜度是向内和向后的。转向轴的位置和精确倾斜度与其他参数一起确定，如主销偏置距scrubradius,、后倾角casterangle,和主销后倾距(XZ平面距离)。
图19、主销轴（转向轴）
主销内倾角σ：
转向轴与垂直于路面的直线之间的yz平面上的角度。当轴的顶部比轴底部的中心线更靠近车辆中线时，主销倾角为正。
主销内倾角的典型值：
前置前驱：8~16偏距，从而影响转向的自回正力矩特性。主销内角度也影响拉杆长度和主销后倾角的变化。
图20、主销内倾角σ，主销偏距rS
主销偏距rs：
从转向轴与路面的交点到车轮中心平面与路面的交点的距离。
当转向轴与路面的交叉点在车轮中心平面的内侧时，该主销偏距为正。当转向轴与道路的交点在车轮中心平面外侧时，主销偏距为负。
设计位置主销偏距的典型值：-20至+80mm。现在的车型大多数在-15~10mm之间。主要不要被误导。
为了消除ABS引起的方向盘振动，大多数现代汽车的主销偏距设置为接近0。这也被称为中心点转向。
注：在不同附着系数路面制动时，负主销偏距在适当方向产生转向轮力矩，以抵消车辆横摆。主销偏距可以随轮胎宽度的不同而变化。
图21、在不同附着系数路面制动时主销偏距（左：高、右：低抓地力路面）的影响
后倾角τ：
主销轴与垂直于路面的直线之间的xz平面上的角度。当转向轴的底部比顶部更向前时，这被称为正后倾角。
设计位置的典型后倾角值：
注意：车轮转向时，后倾角和前束(应该是主销内倾角)的组合导致车身抬升。当驾驶员松开方向盘时，车辆的重量会产生回正作用帮助车轮返回到初始位置。正的后倾角度在转弯时在外部车轮上产生负外倾角，这允许转移更大的侧向载荷，提供侧向支撑。
图22、后倾角τ，后倾拖距n
后倾拖距n：
转向轴与路面相交的点与轮胎接地中心的路面垂直线之间的距离。
当转向轴与路面的交点在接地点的尾部时，后倾拖距被称为负的。
设计位置的典型后倾拖距值：
注：后倾拖距对于车辆回正特性（跟随）非常重要。一个带有正的后倾拖距的车轮接地点总是在转向轴的尾部，这导致了优秀的跟随性，类似于一个购物车的车轮。跟随结果是由作用于轮胎接地面积的侧向力引起的回正力。正的后倾拖距导致较差的横风响应特性，及增加对不规则路面的敏感性，以及在转弯时遇到颠簸时方向盘打手kickback。
主销后倾偏移量lSp：
车轮中心与转向轴之间在xz平面上的水平距离。当车轮中心在转向轴的后部时，主销后倾偏移量被称为正的。
设计位置的典型主销后倾偏移值：35~65mm。现在乘用车大多数在35mm以下。
注：主销后倾偏距允许后倾拖距的确定独立于后倾角。在颠簸和反弹过程中，车轮总成在xz平面上围绕悬架的纵向中心旋转。这就导致了后倾角度和后倾拖距的各自变化。为了减少这些后倾角度和后倾拖距的变化对跟随的影响，悬架的纵倾中心应位于距离车轮中心足够的远。然而，随着这个距离的增加，就会减少制动和加速的支撑角度。
图23、主销后倾偏距lSp，平行偏距SSp
制动干扰力臂rBR：
制动干扰力臂rBR：垂直于转向轴连接轮胎接地面积中心和转向轴的直线长度。
干扰臂等于内倾偏距乘以后倾角和主销内倾角的余弦。
加速干扰力臂（扭矩转向）rT：
从转向轴到车轮中心的垂直距离。
图24、制动干扰力臂rBR、加速干扰力臂（扭矩转向）rT
制动和加速引起的纵向力引起转向轴产生力矩，对转向系统产生负面影响。这些力矩按比例依赖干扰力臂的长度。
车辆设计位置的典型值：10~50mm。按照过往案例，麦弗逊前置前驱建议≤65mm，后置后驱建议≤75mm，双叉臂有天生的优势，基本都能做到60mm以下
注：在转弯时，内外车轮以不同量级的扭矩驱动。这种扭矩差异被干扰力臂放大，并传递到转向系统，在方向盘上引起扭矩和振动。因此，一个小的干扰力臂对前轮驱动的车辆尤为重要。
转向角度δ：
车辆的x轴与车轮中心平面与路面相交所形成的一条线之间的夹角。
转向角表示车轮的转动量。由于转向运动学和阿克曼效应，每个车轮都有自己的转向角。
车辆设计位置下的典型最大转向角值：
注意：更大的最大转向角可以减少车辆的转弯半径，提高泊车能力，但需要更多的方向盘圈数。方向盘的转角和转向器的齿轮传动比决定了车轮处的转向角度。车轮处的转向角受轮罩空间、悬架构件布局和传动轴最大工作角度的限制。
图25、转角δ,和滑移角α
轮胎滑移角α：
沿车轮中心平面的车轮速度矢量与车辆在轮胎接地面积处的实际位移方向之间的夹角。当侧向力作用在轮胎接触中心时，主要会出现轮胎滑移角。
注：滑移角由轮胎和路面确定每个车轮的侧向力阈值，这在转弯时至关重要。
阿克曼角δAM：
前转向车辆以极低速度（无滑移角度和无侧向力）通过弯道所需的转向角度。
由于外轮的曲线半径大于内轮，所以内轮的转向角必须大于外轮的转向角。
阿克曼的比例是转向角度的实际差与阿克曼计算的理想角度差的比率（百分比）：
(δinner–δouter)/(δinner–δAM.outer)100
注:符合阿克曼定律是有限的有两个因素。首先，内侧的转向角度车轮受到轮罩的限制。不断扩大的车轮罩/翼子板等会导致腿部空间减少。第二个限制转向角度的因素是最大前轮驱动车辆的传动轴接头的允许工作角度。这两个因素导致车辆转弯半径增加满足上述条件。为了避免大的转弯半径，与Ackermann偏差10%被普遍接受。这种偏差可以用1°转向偏差这一事实来证明使转弯半径减小0.1m。此外，外轮的转向角度较小比内轮传递更少的横向力。
图26、阿克曼转角
整车转弯净半径Rv
在全转向时，车辆最外层所行驶的路径半径。
转弯半径RW：
在全转向时，外轮接地印迹/面积所走过的路径半径。
较小的转弯半径提高了车辆的机动性。一个小的转弯半径是通过结合一个小的轴距和一个大的最大转向角度来实现。
车辆设计位置的典型值：
图27、转弯半径
3.6、现有车辆的运动学参数
当前欧洲车辆的一些运动学参数列于下表。所选车辆之间的差异可以清楚地看到。由于并不是所有的参数都能在文献中找到，所以一些字段被保留为空。
3.7、轮跳行程曲线
上面描述的大多数参数都不是静态值。大多数悬架参数在颠簸、反弹和转向期间根据悬架运动学而变化。由此产生的车轮位置的变化，以及车辆设计位置，在各种驾驶条件和极端驾驶情况下的车辆操控特性中起着重要作用。悬架参数的变化，如轮距、前束和外倾，可以作为车轮行程或转向角度的功能。由此得到的曲线被称为车轮行程曲线。
侧倾/跳动转向优化标准：
为了实现对转向特性的影响，许多车辆悬架在压缩和反弹期间可以实现运动学前束变化。通过对跳动转向进行优化，可以消除因底盘结构配置导致的过度转向趋势，并被更稳定的（转向不足）倾向所取代。为了实现这一点，悬架的布局设计是这样的：在压缩过程中，前轮toe-in变化，后轮toe-out变化。前束变化在过弯时产生的车身侧倾也可以影响车辆回正特性。后轮的转向角度应保持在最小限度，因为大的角度变化会对车辆跟随性产生负面影响。后轮侧倾转向也可以帮助补偿不希望的转向效果，例如那些由悬架或转向系统的弹性特性引起的转向效果。在悬架系统的运动布局中，必须优化由弹性运动效应产生的侧倾转向和转向的综合效应。
侧倾/跳动外倾优化标准：
如果车辆的车轮在进入转弯时保持负外倾角，外侧车轮的侧向力阈值就会增加，这将导致侧向力增加和侧滑角减小。从整个车辆的角度来看，前轮的负外倾角增加会导致更少的转向不足，而后轮的负外倾角增加会增加转向不足。因此，为了增加侧向力阈值，实现更好的侧向控制，应该优化悬架运动学，使外侧车轮上的外倾角是负的。这意味着在另一方面，外倾角在压缩下也是负的，这可能导致在直线驾驶过程，轮胎磨损和转向中断增加。
后轮驱动车辆，在动力下容易过度转向，通常设定后轮为负外倾角。当在车辆的设计位置已经存在较大的负外倾角时，可以在压缩和反弹过程中通过较小的外倾角动态变化来实现所需的转向不足趋势。
图28、前束和外倾随车轮跳动的特性变化（奥迪A4前后悬架）
前面几节假设所有的链接和接头都是刚性的。然而，实际的悬架系统通常以橡胶衬套连接而不是刚性的旋转接头。这些部件所产生的弹性变形有助于减轻低频激励，并使车身远离噪音。
为了消除纵向冲击力，一个舒适的车辆布置需要高达±25mm的纵向悬架弹性行程。这些弹性行程主要由用于安装车架和悬架连杆的橡胶衬套提供。悬架的纵向行程的很小部分是由于载荷下的杆系弹性造成的。悬架的希望在侧向方向上的弹性特性要小。因此，橡胶衬套和组件的侧向弹性应被最小化。
虽然弹性件的应用可以追溯到20世纪30年代的汽车悬架中都可以找到，但使用非线性模拟程序对弹性运动学的精确数学分析和模拟是在20世纪70年代首次实现的。
悬架系统的弹性运动学设计从运动学设计开始。弹性运动学优化不仅提高了车辆乘员的舒适性，而且还可以通过前束、外倾、侧倾中心、抗点头、抗下蹲等参数来改善车辆的动态特性。
图29、由单个橡胶衬套（位置5）引起的运动学变化
悬架弹性运动性能不仅取决于单个连接点的局部弹性，还取决于载荷下悬架连杆和副车架的弹性变形。将组件弹性降低到一个可以忽略的水平会导致组件超重、超大和价格过高。因此，如果没有使用有限元分析（FEA）进行应力和刚度优化，就不可能产生可接受的现代悬架部件。(CAE优化必不可少)
仅受到拉压载荷的杆（没有偏移的二力杆）通常可以假定是刚性的。如果受扭转或弯矩影响，表现弹性特性，就不能能假定是刚性的。
下图显示了两个相同轴的外倾变化有40%的差异，一个用ADAMS-car的刚性车轮支架模拟，另一个用ADAMS-flex的弹性车轮支架模拟。
图30、模拟外倾变化考虑和不考虑车轮支架刚度
橡胶衬套、球形接头和悬架连杆的适当刚度将根据上面列出的目标值来确定。采用迭代计算所有悬架组件的联合效应。计算机优化程序可以自动计算这些刚度。许多这样的程序甚至可以优化组件的刚度，使金属杆系的质量保持在最小。(遗传算法)。
在设计人员开始布置悬架系统之前，要先确定目标输出参数值。这些定量目标可作为悬架系统的指导方针。目标参数值取决于所选择的车辆概念、类别、和悬架配置。目标值通常是制造商自身经验的结果，或基于对竞争对手车辆的测量值。经验表明，如果这些输出目标可以通过一个悬架系统来实现，那么上述对悬架系统的要求也在很大程度上得到了满足。下表显示了具有麦弗森前悬架、横向发动机、多连杆后悬架和全轮驱动的中高级车辆的目标参数示例值。
6、悬架组成
除了上文节中提到的要求外，其他的考虑因素也可以在悬架系统的组成中发挥重要的作用。这些附加的考虑事项并不总是被正式规定，例如：
悬架设计者的目标和意图经常与其他领域的工程师发生冲突。空间要求、装配顺序规划和开发资源都是设计各种车辆系统的工程师之间的激烈争论。由此产生的妥协往往导致悬架系统从以前的模型进行必要的优化和修改，以满足当前的标准。