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类型汽车底盘41035.doc

  • 上传人:kpmy5893
  • 文档编号:9386147
  • 上传时间:2019-08-05
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    1、3.7 转向角和转向比参考文献 1 和 9 处理这一部分详细问题。 4.7 部分包括转向运动学。3.7.1 转向角度当车辆行驶速度很慢,并且没有侧向力作用时,当从四个车轮中心作才垂线相交于一点,汽车会绕转向中心 M 做精确的圆周运动。 如果后轮不转动,该双前轮的中垂线必须延长后与后轮轴中心线在 M 相交(图 3.89 和图 1.69)即前后轮分别有不同的转向角 i和 ,AO,在转弯时发生在前车轮的内侧和外侧。名义上的外侧转角 ,AO(也被称为阿克曼角)可以由较大的内侧转角 i,计算:,cott/Aijl(3.9)其中 l是前后轮距, j是左右轮距(图 3.90 和图 3.103),若在地面测量

    2、即2fjbr(3.10)在这里,主销偏心 r是负的,故整体是正的(图 3.113)。包括在图 3.89 中的差动转向角度 _ A(也称为车轮方向与车身的夹角)必须始终是正的,因为它的实际值的计算为(实际曲线图 3.92)。,AiO(3.11)理论轨道圆直径 SD可以通过角度 A计算(图 3.89),即外前轮以最大转向角转向的轨迹圆直径(见 2.10)。车辆的转向圆应尽可能小以便于转向和泊车。根据使用的插图推导公式 ,max2sinsAlr, 看出,这就需要短轴距和外前轮大的转向角 ,AO。那么转向中需要一个更大的转向角适用于内侧车轮,显然这会受到现实情况的限制,即轮胎不能与轮拱或任何前轴部件干

    3、涉。驾驶室不能距离前轮两侧太远,踏板也是这样(无论使用左手还是右手驾驶车辆),以免驾驶员面对的方向与车辆行驶方向有一个偏角,并使驾驶员放脚的空间受到限制。在前驱车辆中,需要给雪链(图 2.8 和3.102)和最大工作角度的驱动部件(图 1.3 和 1.53)设置足够的空间。图 3.90 前轴示意图;b f 是前轮的胎面宽度,r 是在地面上的正主销偏置(在这一案例)也是磨砂半径。3.7.2 转向轨迹和转向圆尽管内侧转角 i是受到限制的,然而外侧转角(功能的原因,一个较小的角度)不受限。它可能与内侧转角一样大。缺点是,它损害了车辆的转弯的行为(图 3.91),但也有使轨迹圆变小和增加转弯时外侧轮胎

    4、压力优点。由于这些原因,大多数的乘用车的有较大的外侧转角,即根据阿克曼法则由转角差 F计算得的实际值 O(无指数)比理论值 ,AO大。也就是说,需要的转向偏差如下:_ ,FOA (3.13)这里 io,即所谓的转角偏差。图 3.91 为充分利用驾驶室空间,一个常规的思路是尽量使外侧车轮转向弯道内侧,内侧车轮与外侧车轮变化一致:内外车轮保持平行 A 为零。通过增加外侧车轮的转角来增加转向压力是可以实现的。(与在弯道内侧的车轮比较,图 3.92)。图 3.92 需要有具有相同的轴距根据方程 3.9 计算大体上具有相同轨道的两标准汽车的一般转向曲线。包含汽车左转和右转在内,测得的实际曲线的平均值,以

    5、及转向偏差(又名转向误差)都在该图中显示。内侧车轮转角为 X 轴,转角差 =i-o(与实际曲线相关)和 a= i-a (根据阿克曼计算得到的有效的名义曲线)作为 Y 轴。在工作手册中必须注明公差 i=20;对宝马 3 系列 =3 ,梅赛德斯=10。梅赛德斯的差动转向角 i 高达负的 20表明,转弯时外侧车轮比内侧车轮转的要多,侧向压力被前轴吸收,增强了转向响应。图 3.89 中所示的转向圆直径 Ds,增加转向偏差而减小。除了角F ,根据阿克曼法则由方程 3.9 计算的最大的名义外侧转角 a,0,max 也必须已知。一系列的测试表明,每增加 1转向偏差可以减少转向直径 0.1 米是能够实现的;包

    6、括所有方面并且以米为单位的公式为:,max20.1sins FAlDr(3.14)可以用一个具有传统转向系的前轮驱动汽车举例。右转向时的数据如下:2.67lm; 1.47fb; 0.15rm;,ax,ax, ,;351.40cott21/671;3054.67/sin350*47;9ioAOAOFsjDm实际测量的该乘用车转弯圆直径 ,StD为 9.92 米。回转半径基本上只是一个在设计阶段计算出的理论值;对于司机来说转弯通道圆的内外侧转向圆保持平行是很重要的,换句话说,两条标准高度的道路间(图 3.93)互相平行,只有这样司机才能驾驶汽车转向。这个圆的直径 ,tckbD可以测量出来,也可以用

    7、转向圆直径 SD和实际的轮胎宽度(图 2.11 和图 2.15)简单的计算出来:,tckbSDBm (3.15)然而,转向通道圆的直径 tcD比前悬 ,exfL(见标题图 1.67)产生的转向圆直径更大一些,是更为重要的部分。根据 DIN70020, tc是车辆可以以最大转向角(图 3.94)转一圈的最小圆柱的直径。最小转弯直径可以在设计阶段计算出来,但是易于测量且常常由制造商在说明书中给出,或作为一个测量值的在测试报告中给出。后轮外侧转弯痕迹半径 ,roR,或内侧车轮转弯痕迹半径 ,riR,可以从已知的转弯直径 SD(参见图1.69)计算得到。公式12,/rros bjDrl(3.16),r

    8、iorRb (3.16a)表明,前后轴距 l越长,轨迹圆半径 D不变,则汽车需要更宽的轮距。图 3.93 转向圆受到路边石的限制。司机转弯时要考虑的重要方面。图 3.94 转向通道圆 Dtc 是汽车以最大转角转向时汽车最外侧扫出的弧线。3.7.3 运动转向比运动控制比率 is 是变量 s(转向轮转角)与最小平均转角 H 的比值,H是在自由的时刻,从中心(直行)的位置开始测得的。开始时忽略转向过程中被动转向和比例的变动:平均转角 0/2mi (3.17)运动学比 i/sHm (3.18)该方程仅在一个较大的输入范围(例如 m =20)或比例保持在整个转角范围内时是有效的(图 3.95)。然而,如

    9、果这种变化(图 3.96),方向盘的角度 H 需要设定,以及由此产生的与两轮均相关的最小平均转角 m,min:/,insHI (3.19)如果整体转向比涉及中心位置,is0 应该被赋值为 0。图 3.95 整体传动比 is(见 4.3 节),测量三个具有循环球式助力转向传统的客车。虽然宝马在整个转角范围内传动比几乎不变,而对于欧宝和沃克斯豪尔/奔驰,其传动比在转角在20左右就开始下降,这样司机较少的转动方向盘就可以实现停车。这些模型组中有用位于定位轴后的转向梯形(图 1.41,4.12 和 4.30),而宝马采用同步转向系,也在轴的后面(图 4.3)。图 3.96 总传动比 is(公式 3.1

    10、9)通过测量四个手动(非助力转向)的齿轮齿条式转向的前轮驱动轿车,叠加车轮平均转向角度米(公式 3.17)得到。能够标示出随车轮的转角增加传动比相对急剧的下降(根据转向运动学,见 4.2 节)是很重要的。为了降低车辆停泊是需要施加给转向盘的压力,重型车辆,如奥迪 80 和欧宝/沃克斯豪尔在方向盘直行位置有较大的传动比 is,0 =24.2 或 22.2。所有车辆都有恒定的转向齿轮传动比 Is,即不同于图 3.97 看到的分配后可以变动的传动比。如图 4.3 和 4.36 至 4.38,做旋转运动的转向齿轮需要一个转向梯形传递运动,其中拉杆的长度和位置以及转向臂适用于几乎所有类型的转向比例, 作

    11、为一个输入角的功能。然而,整个转向系统更多的组成部分并且更为昂贵(见4.3 节)。更经济的设计是齿轮齿条式转向,这虽然有这样的缺点:图 3.96 中可以看到,运动学的原因,转角增加时,转角比例减小。在助力转向系统中,该比率减少对提高性能有有利的影响。转向盘在中间位置附近,轿车以较高车速行驶时,为使转向不太敏感,应取较大的传动比;而对于转弯和停车来说,减少传动比后转向盘在小转角下就可获得可观的效果。在更大的转向角时,液压(或电子)(见参考文献 1)克服增加的阻力,然而没有助力转向这些在汽车上根本无法实现。在这里,阻力会不成比例的快速增加,因为传动比的下降速度不能减小,特别是前轮驱动的车辆。造成这

    12、种情况的原因是:转向齿轮位于引擎与车身前隔板之间狭窄的空间内;固定点必须具有横向的刚性;前束的变动(图 3.67)必须避免;需要产生实际的转向曲线(图 3.92)。拉杆顶部位置的设计定位也需要考虑。不同设计会有不同的影响,包括(显示在图 4.4 和图 4.39 到- 4.41)位于中心的轴前面或后面(或它交叉)、内接头是否拧入转向齿条的两侧(外接)或必须固定在中心(内接)。主销倾角和主销后倾拖距、转向臂角度大小(图 4.32)的影响也需要考虑在内。一系列的测量表明,在前轮驱动的车辆,其减少的比例从“中心位置”到最大转向度为 1730%。标准的轿车发动机 变速箱体下部有一定的空间;这是只有较低减

    13、少量 515%的主要原因。后置式发动机的车辆前端下方能够提供更大的空间。所有这些,只要是齿轮齿条式转向系统的汽车,其传动比在整个输入范围不会改变。曲线图 3.96 所示狂暴骑士展品的转向比 is0=22.2,而车轮处于直行位置、平均转角 m=35时,转向比 is,min=17.7;is,minis0=0.80,即减少了20%。转向齿轮制造商 ZF 集团已制定了一个系统来抵消传动比减小对非辅助转向系统的不良影响。为达到此目标,转向齿条的工作时间在 t1 到 t2 之间(图 3.97)。这使得小齿轮的滚动圆直径从 d1 到 d2 各个方向均减小当其旋转到非中心位置的区域。当齿轮旋转更多时路径 s2

    14、 会缩短,因此转向齿轮本身的传动比会增加,结果是方向盘停止旋转停止次数越多,转向盘力矩越小。(图 3.98)。图 3.97 如果转向齿条的设计是这样一种方式,该齿轮在中间啮合(d 1,左)比在外面啮合(d2,右)时获得一个较大的节圆,当方向盘旋转更多时该齿条行程从 s1 缩短至 s2:传动比越大,转向盘力矩越小(插图:ZF)。图 3.98 传动比 is,当齿条变动时由转向齿轮本身产生(如图 3.97 所示)(插图:ZF)。3.7.4 动力转向由司机感受到的真正的转向比是动态传动比 idyn;这包括转角 H 和弹性变形转角 H,e 两部分(图 3.99)。要通过计算得到曲线组,两个车轮的转角范围

    15、都必须假定(如 05,010 ,015,等),并且在每种情况各自有确定的平均值(这里 m=2.5 ,5,7.5等),在各自的运动曲线上,运动学转向比 is 能够取在这些点上。动态比率取决于方向盘转矩 MH 的大小,因此每个实例中,一个给定的曲线只有一个点可以考虑。方程式 (,/)dynsHie(3.20)图 3.100 显示了测量标准汽车得到的动力转向比。作为一个例子 idyn 可以在MH=5Nm,H=0 5范围内计算出。从较低的曲线(对于 is)整体传动比is=21. 根据图 3.99,弹性变形引起的方向盘的平均转角 H ,e =17。这样可以得到:=21 +17 /5 =24.4这个值应该

    16、是加上 m=2.5 。转向角范围越小,MH 就越大,动态传动比增加更多;举例来说,如果 MH 是15Nm,已经达到 31。图 3.99 记录弹性变形引起方向盘转向,得到齿轮齿条式转向装置的特性。它表明了,当车轮左转右转方向盘转矩增加时带来的被动转角 H ,e; 测量过程中方向盘被锁死。如果曲线是陡峭的,有一个峰值 CH=MH/H,e,即有较小的弹性变形。在直径为 380 毫米的方向盘上,最大的力矩为 MH=70Nm 对应每只手上的力为 184N。足够得出驾驶过程中存在弹性变形的结论。滞后现象也表明车辆静止转向时存在滞后角 H,,Re。图 3.100 齿轮齿条汽车动态转向比 idyn 典型曲线。

    17、平均转角 m 作为输入量,且转向盘转矩赋值为MH=5,10 ,15Nm。把该汽车的动力学总传动比 is 输入作为比较量;总传动比 is,0 从 21(在中心位置)下降至 is,min=19.7(当 m=35) ,换句话说,只有 6。3.8 转向自动定心概述如果汽车前轮转向轴(Z)没有自动定心的扭矩,很小的侧向力就会使其做曲线运动,破坏其直线行驶;没有转向扭矩(体现车辆所受侧向力的情况)的反馈,车辆会继续前行。当曲线行驶不能实现时,方向盘回位时不能回到直行的位置。司机感受不到转弯车速,不能够处理驾驶风险。当汽车驶出弯道时,司机不能够快速将转向盘转至正常位置。1.4.1, 1.5 和 1.6.2

    18、部分指出各类驱动的联系而图 1.35 显示了它们的差异。在弯曲行驶的最后有几种方法可以实现转向自定心,在每一种情况,三个力作用在轮胎接触中心的力(垂直力 Fzw,侧向力 Fyw,纵向力 Fxw)中有一个产生对车轮产生力矩。用一个指标来区分他们,并能够表示出正向力的作用点和作用方向(图 3.101)以及其他相关方面(长度取决于轮胎类型,见指数T):Mzwz:垂直力 Fzw 产生的力矩,主销偏心 r 和主销倾斜 (图 3.105 和3.107)。Mzty:侧向力 Fyw 以及侧向偏心力 ntk 产生的力矩(图 3.119 和 2.49)。Mztx:滚动阻力 Fr 以及侧向偏心力 ntk 产生的力矩

    19、(图 3.123)。Mzwy:侧向力 Fyw 产生的力矩以及主销后倾力矩 ntk(图 3.121 和图 3.127)。此外,在前轮驱动的车辆中牵引力也可以产生自定心扭矩。(Mz, w,a,l,rs;图 3.129),当传动轴倾斜(图 1.6 和 3.88)和传动轴的中心在旋转轴线(Mz,w,a,f;图 3.102)之外时,车身翻转。转弯时制动力也会使外侧车轮(加载较小)回正,同时,内侧车轮进一步旋转(见Mz,w ,b;方程 3.26a)。根据德国标准 70000,转向力矩 Ms 围绕转向车轮旋转轴线的所有力矩的总和。这些自产生的力矩是由司机感受到的,然而车辆转弯时是否会自定新以及轮胎的摩擦系数

    20、都是行驶工况中遇到的问题。这种差异仅仅是被指出。影响所有正力矩的垂直力 Fz,w 也叫做轮载,是前桥力 Fz,v,f 的一半。前桥力是由设计位置(见 5.3.4 部分)决定的,例如当车上有三个重达 68kg 的人时:,/2, zwZVfZfvfgFm和(kn) (3.21)图 3.102 中奥迪汽车左前轴的主销偏移距 和阻尼单元几乎mr18是垂直的;弹簧设计成直角以降低活塞杆与导杆之间的摩擦。由于空间的原因,CV 万向节中心点 Q 必须向里移动,并且可以看到防滑链(见图 2.8) 。, 2/,fVZWF)(,kNgmfVfZ(3.21)从式中可以看出, 即我们常说的自重,也是一个影响因素。fv

    21、,利用 我们可以得到:WZF,侧向力 WZYFu,滚动阻力 Rk,牵引力 (见公式 6.36 和 6.37a)WZXY,制动力 bFu,, ,和 的值分别在 2.8.3 节,2.6.1 节和 2.7 节中给出,并WYu,RkWX,且在 3.10.3 节中对各种情况进行了总结。有些人认为,当汽车转向时车轮的中心会升高,但这只适用于后倾角为 0 的情况。如图 3.165 所示,当 时,两个车轮的中心都0有升高( ) ,但是如果有后倾角 ,车轮外侧向上弯曲,汽车载重H部分高度下降,这部分重量有助于汽车转向。221 3.9 主销内倾角和主销偏移量3.9.1 主销内倾角和主销偏移量之间的联系根据国际化标

    22、准 ISO8855,主销内倾角是转向节主销轴线和地面垂直线之间的角度(图 3.103 和 3.107) 。主销偏置距是转向节主销轴线NN 与地面交点到车轮中心面与地面的相交点的水平距离 。已知r汽车上这些参数值为: ,0315,)2(8mr如图 2.8 所示, 可以根据轮胎宽度得到。r图 3.103 转向节主销轴线的精确位置也称为主销轴 如果两个球接头 G 点和 E 点已知就可以确定。当转向节作为独立部件标注尺寸时,也必须标出主销内倾角和外倾角之和( ) 。w222 汽车底盘 为给车辆一个小的或者负的主销偏移距需要一个更大的主销内倾角。在商务车辆中,拖拉机,建筑工地用轨道货车,主销倾斜角和图

    23、13 当中是相同的,但是,乘用车的车轮是用是用位于前半轴的球接头控制的。在双横臂悬架中转向轴穿过在图 1.38,3.120 和 3.103当中指示的球孔 EG 的中心;工程的详细绘制中必须显示外倾和主销倾角的总和。图 1.8 和 3.102 中,麦弗逊支架和支架阻尼器在驾驶室中较低的球结 G 和较高安置的点 E 之间有更大的有效距离;然而,高处的车轴部件更接近于车轮,所以要注意为旋转的轮胎创造更大的间隙(可以容下防滑链) 。也就是是说需要接受更高的转向轴倾斜和 角。另外,如图中所示,点 G 已经被偏移至车轮以得到负主销偏移距。转向轴和悬架支架的中心线就不吻合了,如图 1.8,3.30.3.10

    24、4 所示。由于图 3.103 中所示外倾和转向节主销倾斜之间的关系, 角在双横臂悬架当中不必被限差。整体角度 w+ 允许的差异在转向节的详细的绘制中给出。如果在这种悬架上进行了正确的外倾角设置,转向节主销的后倾斜角也会是正确的。但是,重要的是(在外倾角公差的规定中)左右之间的差异不能超过 30 度,否则如果左右两边的后倾角 不同(参考 3.10.7 部分) ,转向就会被拉到一边。在麦弗逊支架和支架阻尼器上,转向节通常螺栓连接在阻尼总成上,如图 1.56 和 5.54 所示。这样,在螺栓和孔中间就会有间隙,或者,该位置甚至可以用来设置外倾(图 3,104) 。这样,对主销后倾斜角进行限差就是可行

    25、的了,因为,假设外倾是正确的,主销的后倾斜就没必要必须正确了。223图 3.105 静态观察,垂直力 FZ,W 必须移动到转向轴并且进行分解。到转向轴的距离相当于垂直力杆 q,其大小取决于主轴偏距 r和角度 。图 3.106 负的主轴偏移使垂直力矩 q 减小,然而,它的长度决定了自对准力矩 MZ,W,Z,为了达到标准,应该增加主销内倾角的大小当车轮冲击反弹的时候,外倾和主销后倾 之间也有直接的联系。在 3.5.2 部分提到,我们的目的是使处于压缩阶段的车轮实现内倾,因为这导致了车身侧倾中外倾微小的改变,但是也导致了主销后倾相同角度的改变。严格来讲,图 3.50 到 3.52 中显示和描述的通过

    26、绘制外倾角的改变进行的计算和主销的倾斜有关,为此,我们引入了角度的该变量 。为了得到对回正时刻非常重要的回正力矩,常处于轮胎接地点中心的垂直力 Fzw,基于静态考虑,需要被偏移到车轮轴线,并且在转向轴方向进行分解:转向杠杆或垂直力杠杆在分解点是:等式的应用提供了应用于正常外倾角的条件 w=1 的情况。如果车辆有后倾,力的组成 必须通过角等式 3.3 中的角度 进一步分解。参数 rdyn 可以用等式 2.2 进行计算。224当车轮转向时,力 F zw sin 和车轮半轴之间的夹角是 ,如图 3.107,并且分力 FZ,W sin sin 的转向角更小,能够根据基于整个车轴提供合适的回正时刻。由于

    27、车轮转向时受到的侧向力和车身的侧倾,精确地解决方法必须同时考虑到发生的后倾前倾以及随时改变的转向轴主销倾斜角,如图 3.48,3.53,3.132.轮胎接地区域的轨迹的影响也应该考虑到。转弯期间,两者都能够对力矩 M 的大小产生重大的影响。在弯曲外部,侧倾力 Fywo 减小了主销后倾角(或者使其后倾更严重) ,但是在弯曲的内部,它增加了主销倾角。同样,在转向期间也有负载的变化,借此,FzwfoFzwfi 并且,i 和 o 并不总是相同的,所以,在单个车量中也总是发生不同的情况。等式 3.21a 中出现的转向轴主轴偏移距 r 影响了 回正力矩Mzwz 的水平高度, ;如果偏移很大,回正增加,如果 r 减小,或者甚至变成负的,回正时间减短,如图(3.106) 。Mzwz 增加的越多,前轴纵向方向上越敏感。因此,一个小小的正或负的偏移就会产生明显的倾向变化。如果想要 Mz,w,z 维持在一个相同的水平面上,必须增大转向轴主销内倾角,那么它的缺点在于,当车辆转弯后,外侧车轮外倾加重,这必然产生了了更大的空间,因为制动盘必须在盘轮里,如图 3.102 和 2.23.已知转弯半径 r1,要求的角度 1 可以利用已知的数值 r 和 0 计算得到。

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