毕业论文《关于汽车的操作稳定性的研究》.doc

1、膇蚄蚃肇膃芀螅羀聿艿袈膅莇芈薇羈芃芈蚀膃腿芇螂羆肅莆袄蝿莄莅薄羄芀莄螆螇芆莃衿肃膂莃薈袅肈莂蚁肁莆莁螃袄节莀袅聿膈葿薅袂肄蒈蚇肈羀蒇衿袀荿蒇蕿膆芅蒆蚁罿膁蒅螄膄肇蒄袆羇莆薃薆螀节薂蚈羅膈薁螀螈肄薁薀羄肀薀蚂袆莈蕿螅肂芄薈袇袅膀薇薇肀肆蚆虿袃莅蚅螁肈芁蚅袃袁膇蚄蚃肇膃芀螅羀聿艿袈膅莇芈薇羈芃芈蚀膃腿芇螂羆肅莆袄蝿莄莅薄羄芀莄螆螇芆莃衿肃膂莃薈袅肈莂蚁肁莆莁螃袄节莀袅聿膈葿薅袂肄蒈蚇肈羀蒇衿袀荿蒇蕿膆芅蒆蚁罿膁蒅螄膄肇蒄袆羇莆薃薆螀节薂蚈羅膈薁螀螈肄薁薀羄肀薀蚂袆莈蕿螅肂芄薈袇袅膀薇薇肀肆蚆虿袃莅蚅螁肈芁蚅袃袁膇蚄蚃肇膃芀螅羀聿艿袈膅莇芈薇羈芃芈蚀膃腿芇螂羆肅莆袄蝿莄莅薄羄芀莄螆螇芆莃衿肃膂莃薈袅

2、肈莂蚁肁莆莁螃袄节莀袅聿膈葿薅袂肄蒈蚇肈羀蒇衿袀荿蒇蕿膆芅蒆蚁罿膁蒅螄膄肇蒄袆羇莆薃薆螀节薂蚈羅膈薁螀螈肄薁薀羄肀薀蚂袆莈蕿螅肂芄薈袇袅膀薇薇肀肆蚆虿袃莅蚅螁肈芁蚅袃袁膇蚄蚃肇膃芀螅羀聿艿袈膅莇芈薇羈芃芈蚀膃腿芇螂羆肅莆袄蝿莄莅薄羄芀莄螆 第一章 绪论1.1课题研究的意义根据路面的交通情况，汽车有时直线行驶，有时沿曲线行驶。在出现意外情况时，驾驶员还要做出紧急的转向操作，以求避免事故。此外，汽车在行驶中还不断受到地面不平和大风等外界因素的干扰。为此，汽车应具备良好的操纵稳定性。在实际中，从驾驶员感性的角度描述，操纵稳定性不好的汽车通常有以下几类表现： “飘”。有时驾驶员并未发出指令，而汽车白己

3、不断改变方向；“晃”。驾驶员给出稳定的转向指令，但汽车却左右摇摆，行驶方问难于稳定。汽车在受到路面不平或忽然阵风的扰动时，也会出现这种感觉；3)“反应迟饨”，驾驶员己经发出指令相当长的时间，但汽车还没有反应或转向过程完成太慢； 4)“丧失路感”。正常汽车的转弯程度会通过方向盘在驾驶员的于上产生相应的感觉。有些操纵性能不好的汽车，特别是在高速或转向剧烈的时候会丧失这种感觉。这会增加驾驶员的操纵困难或影响驾驶员做出正确的判断；5)“失去控制”。某些汽车在车速超过一个临界值后或向心加速度超过定值之后，驾驶员已经完全不能控制其方向。 随着道路的改善，特别是高速公路的发展，不仅轿车，连货车以100 km

4、/h车速行驶的情况也是常见的，而许多汽车设计时速更超过200 km/h。随着汽车速度的不断提高。汽车操纵稳定性的问题就显得更加突出。操纵稳定性不仅影响到汽车驾驶的操纵方便程度，而且也是决定高速汽车安全行驶的一个主要性能，被称之为“高速汽车的生命线”。所以，汽车操纵稳定性的研究日益受到重视，成为现代汽车研究中最重要的课题之一。汽车控制是靠驾驶员对转向系统的操纵而进行的，在一般的操纵条件下能够达到要求，但汽车处于恶劣工作状态或紧急状况时，汽车的控制往往比较困难，而绝大多数交通事故就发生在这种非理想的驾驶状况下，所以在这些工况下增加辅助控制以提高汽车操纵性、稳定性是十分必要的。 1.2操纵稳定性研究

5、的概况操纵稳定性研究的早期，一般采用经典力学分析方法，进行一些简单、局部的校核计算，不能对车辆的整体性能进行评价和分析，不能对汽车设计提供直接的指导。后来发展了一些基于简化模型和经验模型的计算与仿真，将汽车作为一个完整的控制系统进行分析研究，得到了一些对操纵稳定性规律的重要认识。但是， 由于模型过于简单，不能直接针对设计参数进行分析和优化。随着仿真技术的不断发展以及仿真软件的不断成熟，操纵稳定性也更多地采用比较成熟的计算机仿真理论和高性能的仿真软件进行分析研究，同时与计算机辅助设计软件相结合直接指导和参与汽车设计参数的设计和优化。这种设计方法已经在国外汽车设计领域得到了比较广泛的应用，国内也开

6、始了这方面的研究，并逐步推向实用化。在采用计算机仿真之前，首先要建立汽车的整车动力学模型。组成汽车动力学系统的元件有轮胎、悬架、转向系统等，它们都明显具有非线性特性。因此，所建立的模型也应该包括这些元件的非线性特性，整车模型应该是一多体动力学模型。同时，驾驶员特性对操稳性也有较大的影响，必需建立一定的驾驶员模型，将人一车一路作为一闭环系统进行研究。驾驶员模型现在一般采用最优预瞄模型。国内己在整车简化模型的基础之上进行了一些驾驶员模型在整车跟随特性中的影响的研究；国外是将描述整车系统的动力学仿真软件加上驾驶员特性的控制计算机仿真软件结合起来，从而得到人一车一路闭环系统的仿真模型。近年来，随着多体

7、动力学的诞生和发展，汽车建模方法出现了新的改变。由于对汽车模型的精确度要求越来越高，大型的多体系统动力学方程推导十分困难，因而通用的多体仿真软件(如ADAMS等)逐渐被应用。应用多体仿真软件建模将使汽车每一部件看作是刚性体或弹性体，他们的连接是通过各种约束来描述，多体动力学软件自动生成运动和动力学方程，并利用软件内部的数学求解器准确的求解。然而，多体模型包含的部件较多，有些参数难以测量，因而不能从整体上保证系统的准确性；另外，复杂的模型在计算机上求解时运行较慢，使得仿真运算有一定困难。仿真技术领域里不断出现诸如人工神经网络、最优控制、模糊控制、虚拟现实等新技术，这些新技术逐步应用到操纵稳定性研

8、究中必将给操稳性研究带来质的飞跃。在汽车操纵稳定性建模中，存在许多非线性环节，利用人工神经网络技术，结合实验数据进行建模，则可更好地模拟实际汽车，更好地掌握操纵稳定性规律。采用人工神经网络建立的轮胎力学模型，可以比较精确地反映轮胎侧偏特性，大大提高建模精度;利用人工神经网络建立驾驶员模型，可采用不同时刻、不同距离的汽车运动轨迹与预期轨迹的误差值作为输入，输出前轮转角，这可使操纵稳定性仿真结果更接近于实际行驶试验。采用最优控制领域涌现的新寻优方法如遗传算法及人工神经网络设计的主动悬架，可以获得不同工况下悬架系统控制力的最优值;利用最优控制、模糊控制或模糊神经网络设计的汽车制动防抱死(ABS)系统

9、，可使汽车制动时的制动效能及方向稳定性能获得极大的改善。利用虚拟现实技术可实现汽车操纵稳定性分析结果的可视化，可进行不同道路工况下整车操纵性能及驾驶员反应的研究，以及驾驶员训练等等。综上，随着仿真技术自身的不断发展，随着仿真技术不断渗透到操纵稳定性研究之中，必将使得建立的整车模型更逼近实车、且仿真结果、性能分析、指标评价具有更好的实用性。1.3课题的研究内容 本文针对汽车不等长双横臂独立前悬架及转向机构在设计过程中的运动学和动力学问题，运用ADMAS软件建立了不等长双横臂独立前悬架和整体式转向梯形模型。在模型的建立过程中，将传统的解析方法与数值计算方法相结合，根据系统各部分的特点灵活处理，简化

10、了分析，提高了模型精度。模型建立后，通过实例验证，保证了模型的正确性，并对模型进行动力性分析，给出结论。 论文的工作具有以下几方面的意义：（1）基于ADAMS的汽车转向系统参数化建模可以对转向系统的结构参数进行优化，同时掌握系统的运动学特性和对操作稳定性至关重要的前轮定位参数变化特性。（2）分析悬架转向各个参数对车轮定位和悬架转向系统特性的影响程度。（3）论文将建立动力学模型，对双横臂独立悬架转向系统进行动力学分析时提供可靠的结论，从而简化分析过程。第二章 汽车操纵稳定性2.2操纵稳定性概述 通常认为汽车的操纵稳定包含两个互相联系的部分，在不能过分地降低汽车的行驶车速或造成驾驶员过分紧张和疲劳

11、的条件下满足：1)根据路面、地形和交通情况的限制，汽车能够正确地遵循驾驶员通过操纵机构所给定的行驶方向，这主要指操纵性。2)汽车在行驶过程中具有抵伉可能改变其行驶万向的各种干扰、并保持稳定行驶的能力，这主要指稳定性两者很难断然分开，稳定性的好坏直接影响操纵性的好坏，通常两者统称为操纵稳定性，并定义为：驾驶员不感到过分紧张、疲劳的条件下，汽车能够遵循驾驶员通过转向系统及转向车轮给定的方向行驶，且当遭遇外界干扰时，汽车抵抗干扰而保持稳定行驶的能力。汽车的操纵稳定涉及的问题较为广泛，需要用较多的物理参量从几个方面来评价。表1.1给出了汽车操纵稳定性的基本内容及其评价用的物理参量表1.1汽车操纵稳定性

12、的基本内容和评价所用物理参量基本内容稳态横摆角速度转向灵敏度、反应时间、横摆角速度波动的无阻尼圆频率1.方向盘角阶跃下进入的稳态响应转向特性，方向盘阶跃输入下的瞬态响应共振峰频率、共振时振幅比、相位滞后、稳态增益2.横摆角速度频率响应特性共振峰频率、共振时振幅比、相位滞后、稳态增益3.回正性回正后剩余横摆角速度与剩余横摆角、达到剩余横摆角速度的时间4.转向半径最小转向半径5.转向轻便性原地转向轻便性低速行驶转向轻便性高速行驶转向轻便性转向力、转向功6.直线行驶性 侧向风稳定性 路面不平度稳定性侧向偏移侧向偏移7.典型行驶性能 蛇行性能 移线性能方向盘转角、转向力、侧向加速度、横摆角速度、侧偏角

13、、车速8.极限行驶能力 圆周行驶极限侧向加速度9.抗侧翻能力 发生侧滑的控制性能极限侧向加速度极限速度回至原来路径所需时间表1.1中，方向盘角阶跃下进入的稳态响应、横摆角速度频率响应特性、转向半径等的主要评价参量是论文设计控制系统、仿真实验中评价系统的重要依据，多数仿真实验的条件正是依据典型行驶工况而设计的。论文中涉及的有关概念，下文会做进一步解释。目前操纵稳定性的评价上要靠试验评价，常见的有:角阶跃试验、角脉冲试验、正弦角输入试验、回正性试验、定方向盘转角试验等。2.2转向系统与的作用、分类、组成、特点2.1.1 汽车转向系的作用汽车上用来改变或恢复其行驶方向的专设机构称为转向系。汽车在行驶

14、过程中经常需要改变行驶方向(即转向)时，驾驶员通过汽车转向系使汽车转向桥(一般是前桥)上的车轮(转向轮)相对于汽车纵轴线偏转一定角度。另外，当汽车直线行驶时，转向轮往往会受到路面侧向干扰力的作用而自动偏转，改变了汽车原来的行驶方向。此时，驾驶员可以通过汽车的转向系统使转向轮向相反的方向偏转，恢复汽车原来的行驶方向。因此对转向系提出的要求有：1)汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。不满足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性。2)汽车转向行驶后，在驾驶员松开转向盘的条件下不变方向，并稳定行驶。3)汽车在任何行驶状态下，转向轮不得产生自振。4)转向传动机构和悬

15、架导向装置共同工作时，转向盘没有摆动。5)保证汽车较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力。6)操纵轻便。7)转向轮碰撞到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。2.1.2 汽车转向系的分类汽车转向系按转向动力源的不同，分为机械转向系和动力转向系两大类。机械转向系是以驾驶员的体力(手力)作为转向动力的转向系，其中所有传力部件是机械的，图2-1所示的就是轿车的机械转向系1。需要转向时，驾驶员对转向盘1施加一个转向力矩，该力矩带动转向轴2输入转向器8，从转向盘到转向轴这一系列部件和零件即属于转向操纵机构。作为减速传动装置的转向器中有12级减速传动副(图中所示转向器为单级减速传动副)，经转向器放大后

16、的力矩和减速后的运动传到转向横拉杆6，再传给固定于转向节3上的转向节臂5，使转向节和它所支承的转向轮偏转，从而改变了汽车的行驶方向。这里，转向横拉杆和转向节臂属于转向传动机构。目前，许多国内、外生产的新车型在转向操纵机构中采用了万向传动装置(转向万向节和转向传动轴)，这有助于转向盘和转向器等部件和组件的通用化和系列化。只要适当改变转向万向传动装置的几何参数，便可满足各种变型车的总布置要求，即使在转向盘与转向器同轴线的情况下，其间也可采用万向传动装置，以补偿由于部件在车上的安装误差和安装基体(驾驶室、车架)的变形所造成的二者轴线实际上的不重合。 图 2-1机械转向系示意图 图2-2 液压式动力转

17、向系示意图 动力转向系是兼用驾驶员体力和发动机动力为转向动力的转向系。它是在机械转向系的基础上加设一套转向动力装置而形成的，现在常用的是液压式和电动式。在正常情况下，汽车转向所需能量只有一小部分由驾驶员提供，而大部分是由发动机通过转向加力装置提供的，但在转向加力装置失效时，一般还应当能由驾驶员独立承担汽车转向任务。图2-2所示为一种液压式动力转向系的组成和液压转向加力装置的管路布置示意图1。其中属于转向加力装置的部件是：转向油泵5、转向油管4、转向油罐6以及位于整体式转向器10内部的转向控制阀及转向动力缸等。当驾驶员转动转向盘时，转向摇臂9摆动，通过转向直拉杆11、横拉杆8、转向节臂7，使转向

18、轮偏转，从而改变汽车的行驶方向。与此同时，转向器输入轴还带动转向器内部的转向控制阀转动，使转向动力缸产生液压作用力，帮助驾驶员转向操纵。这样，为了克服地面作用于转向轮上的转向阻力矩，驾驶员需要加于转向盘上的转向力矩比采用机械转向系时所需的转向力矩小的多。另外，采用动力转向系还可提高汽车行驶的安全性：包括我国在内的大多数国家都规定车辆右侧通行，相应地转向盘安置在驾驶室的左侧，这样驾驶员的左方视 野较广阔，有利于行车安全。为使汽车在转弯时减少附加阻力和轮胎磨损，汽车转 向时各个车轮都应作纯滚动。此时，各轮的轴线必须相交于一点，见图2-3所示 。点O称为汽车的转向中心，该中心随驾驶员操纵的前轮转角的

19、变化而变化，因此也称为瞬时转动中心。由图2-3可看出，这时汽车的内转向轮偏转角略大于外转向轮偏转角，两者的关系是： 图2-3 双轴汽车转向示意图ctg-ctg=B/L式中：B两侧主销间的距离； L汽车轴距； 内侧转角；外侧转角； 上式成为转向梯形理论特性关系2。从式中可以看出，每对应一个内轮偏转角，就有一个对应的外轮偏转角，为此必须精心确定转向传动机构转向梯形的几何参数。但是迄今为止，所有汽车的转向梯形实际上都只能保证在一定的车轮偏转角范围内，使两侧车轮偏转角大体上接近上述关系。 由转向中心O到外转向轮与地面接触点的距离称为汽车转弯半径。R愈小，则汽车在转向时所需的场地面积就愈小，汽车的机动性

20、也愈好，当外转向轮偏转角达到最大值时，转弯半径最小。转向轮内轮的最大偏转角约在3442之间，最小转弯半径一般约为5m12m2。对于只用前桥转向的三轴汽车，由于中桥和后桥车轮的轴线总是平行的，故不存在理想的转向中心。如图2-4所示2，它是在中、后桥轴线等距离处作一假想平行线，与前轮轴线相交于一点O，形成纯滚动中心。转向时所有车轮均绕O点滚动，在这种情况下，只有前轮作纯滚动，而中、后桥车轮在滚动的同时还伴有轻微的横向滑移。转向盘转角与同侧转向节臂带动的车轮偏转角之比称为转向系角传动比；而转向盘转角和转向摇臂摆角称为转向器角传动比；转向摇臂摆角与同侧转向节带动的转向轮偏转角之比称为转向传动机构角传动

21、比2。 转向系角传动比愈大，则克服一定的地面转向阻力矩所需的转向盘上的转向过大将导致转向操纵不够灵敏、即转向盘转动的因数增加，转向传动机构角传 动比一般为1左右。汽车直线行驶中，转 图2-4 三轴汽车向轮会受到偶然出现侧反力而发生意外偏转，从而使汽车意外地转向为了使汽车能稳定地保持直行方向，要求转向轮偶然发生偏转后，能立即自动回复到直线行驶的位置，车轮定位即是保证转向轮自动回正性能的结构措施之一。此外，悬架导向机构的结构和布置以及轮胎的横向和侧向刚度都对汽车的转向操纵性有很大影响。 2.1.3 汽车转向系的组成 尽管现代汽车中转向系的结构形式多种多样，但都包括转向操纵机构、转向器（齿轮齿条式、

22、循环球式、蜗杆曲柄指销式）和转向传动机构三个基本组成部分。 转向操纵机构是驾驶员操纵转向器的工作机构，主要有转向盘、转向轴、转向柱等组成。转向器是将转向盘转动变为转向摇臂的摆动或齿条轴的直线往复运动，并对转向操纵力进行放大的机构。转向器一般固定在汽车车架或车身上，转向操纵力通过转向器后一般还会改变传动方向。东风车机械操纵转向传动机构是将转向器输出的力和运动传给车轮，使左、右车轮按照一定关系进行偏转的机构，以实现汽车顺利转向。有的汽车如桑塔纳、奥迪等，其转向传动机构中还装转向减振器。转向传动机构的组成和位置因转向器的结构形式、安装位置和悬架类型而异。 2.2 转向梯形转向梯形有整体式和断开式两种

23、，选择整体式或断开式转向梯形方案与悬架采用何种方案有联系。无论采用哪种方案，必须正确选择转向梯形参数，做到汽车转弯时，保证全部车轮绕个瞬时转向中心行驶，使在不同圆周上运动的车轮，作无滑动的纯滚动运动。同时，为达到总体布置要求的最小转弯直径值，转向轮应有足够大的转角。2.2.1 整体式转向梯形整体式转向梯形梯形臂呈收缩状向后延伸。这种方案的优点是结构简单，调整前束容易，制造成本低；主要缺点是侧转向轮上、下跳动时，会影响另一侧转向轮，如图2-5所示3。在前桥仅为转向桥的情况下，由转向横拉杆1和左、右梯形臂2组成的转向梯形，一般布置在前桥之后。当转向轮处于与汽车直线行驶相应的中立位置时，梯形臂与横拉

24、杆在与道路平行的平面(水平平面)内的交角大于。在发动机位置较低或转向桥兼充驱动桥的情况下，为避免运动的干涉，往往将转向梯形布置在前桥之前，此时上述交角小于90。当汽车前悬架采用非独立悬架时，应当采用整体式转向梯形。整体式转向梯形的横拉杆可位于前轴后或前轴前(称为前置梯形)。对于发动机位置低或前轮驱动汽车，常采用前置梯形。前置梯形的梯形臂必须向前外侧方向延伸，因而会与车轮或制动底板发生干涉所以布置上有困难。为了保护横拉杆免受道路面不平物的损伤，横拉杆的位置应尽可能拉杆布置高些，不要低于前轴高度。图2-5 整体式转向梯形图 图2-6 断开式转向梯形方案之一1转向横拉杆；2转向梯形臂；3汽车前轴长度

25、；2.2.2 断开式转向梯形 转向梯形的横拉杆做成断开的称之为断开式转向梯形，图2-6所示断开式转向梯形方案之一3。断开式转向梯形的主要优点是它与前轮采用独立悬架相配合，能够保证一侧车轮上、下跳动时，不会影响另侧车轮；与整体式转向梯形比较，由于杆系、球头增多，所以结构复杂制造成本高，并且调整前束比较困难。横拉杆上断开点的位置与独立悬架形式有关。2.3 整体式转向梯形机构运动分析汽车转向传动机构包括转向梯形和转向梯形驱动机构，其中转向梯形驱动机构是指由图2-7所示3，转向摇臂OA、直拉杆AB和转向节臂BC等组成的驱动转向梯形完成转向任务的连杆机构。转向梯形驱动机构的空间布置要受前悬架运动学特性的

26、影响，若布置不好，它将和前悬架产生运动干涉，引起前轮摆振、制动转向和跑偏等；同时梯形驱动机构又影响着梯形机构的力和转角的传递，对转向力均匀性有很大影响，若布置不好，将直接导致左右转向极限 图2-7 转向传动机构示意图的转向力不相等，使最大转向力增大，影响转向轻便性。转向梯形机构是使汽车转向时左右前轮得到合理的偏转角匹配。2.3.1 汽车内外转向角度的理论关系汽车使用转向装置，必须保证所有车轮在转向过程中都处于滚动而无滑动，从而保证转向操作的轻便和稳定，提高轮胎的使用寿命。为实现上述要求，汽车上都设置了有前轴、左右梯形臂和转向横拉杆组成的转向梯形机构，但实际上转向梯形机构并不完全保证在转向轮偏转

27、角范围内作中心圆周运动。汽车转弯时，内、外转向轮的转角应符合一定的关系，通常这种关系是依据阿克曼原理靠优化设计梯形机构予以保证的。长期以来人们期望汽车内、外转向轮的实际转角能与阿克曼转角相一致，但由于现代汽车转向梯形机构的自身特点，以及汽车的使用性能要求，其实际转角与阿克曼转角间存在一定的偏差，且不同类型的汽车其差值也不尽相同。阿克曼原理的基本观点是：汽车在转弯行驶过程中，欲保证轮胎与地面间处于纯滚动而无滑移现象产生，则每个车轮的运动轨迹都必须完全符合它的自然运动轨迹(见图2-8)。对于两轴车而言，亦即全部车轮绕同一瞬时转向中心O回转，瞬时转向中心始终在后轮轴线的延长线上。由阿克曼原理而确定的

28、内、外转向轮转角的关系为：ctg-ctg=k/L (1) 式中：汽车前外轮转角； 汽车前内轮转角;k两主销中心线延长 线到地面交点之间的距离；车轮臂；L轴距。此时的最小转弯半径Rmin= L/ sinmax+;max-外转向轮最大理论转角；车轮转臂;L轴距。汽车在转向过程中，保证内、外转 图 2-8 内、外转向轮转角的关系向轮转角符合(1)式，其转向机构应当是一个特殊的梯形机构4。而目前汽车上普遍采用的转向梯形机构，在转向过程中，无法保证内、外转向轮转角的关系始终满足(1)式，只是在常用小转角范围内比较接近。当=07max时，其平均相对误差最小。其实，现代汽车内、外转向轮的实际转角并不完全符合

29、阿克曼关系式。（1）按等侧向力原则确定的内外轮转角关系上述阿克曼原理下的转角关系是以汽车前轮定位角都等于零，行驶系统为刚性，汽车行驶过程中无侧向力为假设条件的弹性轮胎按阿克曼原理设置梯形机构，由于转弯时侧向力的影响，造成轮胎变形，产生侧偏角。此时转弯瞬时中心不在后轮轴线延长线上(见图2-9)，而相交于0 点。由于汽车转弯时，各车轮只能沿同一个回转中心运动，在转弯离心力的作用下，车轮向离开转向中心方向侧偏，且内侧车轮的侧偏角 1、2总大于其外侧车轮的侧偏角3、4，所承受的侧向力前者 图2-9 按等侧向力原则确定内外轮转角关系也大于后者。因此，内轮侧滑的可能性较大，造成内轮轮胎磨损加剧。（2）按等

30、单位侧向力原则确定的内外轮转角关系现代汽车由于最高车速的不断提高，加之普遍使用弹性较大的子午线轮胎，高速汽车、特别是小型客车和轿车，在转向过程中，其外轮实际转角比按上述等侧向力原则确定的转角还要大。目的是通过增大外轮转角，使外轮侧偏角大于内轮侧偏角，其侧向力前者也大于后者。当考虑转弯过程中，因轮胎垂直负荷的转移而造成的内轮负荷减少、外轮负荷增加的影响后，可以使在一定车速及转弯半径下，内、外轮侧向力与相应的垂直负荷的比值大致相等。这样，当轮胎弹性大及转弯车速高时可使内、外轮都能同样最大限度地利用附着力，而不致使内轮先侧滑，这对高速行驶车辆的转向稳定性非常有利。增大外轮转角还可以获得更小的转弯半径

31、，从而可以改善高速车辆的通过性能。试验研究表明：外轮实际转角与理论转角之间，每1度的转角差可使转弯半径减小约0O5m。当外转向轮的实际转角大于其理论转角时，最小转弯半径Rmin可由下式确定Rmin=L/sinmax+-0.05 式中：max外转向轮最大理论转角；几何转角差，其值为外轮最大实际转角与上述理论转角max的差值；车轮转臂4。当然，外转向轮转角增大后，汽车转向时车轮不是纯滚动，从而增大了由转向引起的轮胎磨损， 因此对轮胎的性能要求较高。等单位侧向力原则下外轮实际转角与理论转角的最大差值一般不小于6 度。图2-10是河北胜利客车厂引进日本技术设计生产的SL6400A轻型客车内、外转向轮实

32、际转角与理论转角关系的曲线。该车属轻 图2-10 SL6400A轻型客车内、外转向轮实 型客车，转弯车速较高，在极限转角(max 际转角与理论转角关系的曲线= 30.1，max=34.7)时，外轮实际转角与理论转角的差值为4.13，符合上述原则5。 2.3.2 整体式转向梯形机构内外轮转角数学公式的推导整体式转向梯形机构为空间梯形，但为了计算方便，将其假设为一个平面梯形。平面梯形机构示意图如图2-11所示6。设梯形ABCD为汽车直线行驶时转向梯形机构所处的位置，当汽车向左转弯时，其内轮转角为，外轮转角为，转向梯形机构则处于新的位置ABCD。 在三角形ABD中可以得出 d2=M2+m2 一2Mm

33、cos(-) d=(M2+m2 一2Mmcos(-)1/2 因d/sin(-)=m/sin 则sin=msin(-)/d 则= sin-1sin(-)/d在等腰梯形ABCD中 L=M-2mcos三角形BCD中 L2=d2+m2-2dmcos(+) cos(+)=(d2+m2-L2)/2dm令=+ 则=cos-1(d2+m2-L2)/2dm=+- （2）上述角为由转向梯形ABCD所确定，当内轮转角为时，得外轮转角。转向梯形机构理想的内外轮转角的数学公式：从转向运动学的角度来看，两轴汽车转向时，若忽略轮胎侧偏的影响，两转向前轮轴的延长线应交在后轴延长线上，如图2-12所示6。令实际=+-ctg=N

34、+K/L ctg=N/Lctg-ctg=N+K/L-N/L=K/， 理论=tg-1Ltg/(L+Ktg) （3）以上(2)、(3)式分别确定了当内轮转角为时所得外轮的转角实际和转角理论6。图 2-11 平面转向梯形机构示意图 图 2-12 内外轮转角示意图 M一汽车直线行驶时，过两转节臂球销中心向 一外轮转角；一内轮转角；两主销轴心线所决定的平面所作垂面和两主 K两主销中心线延长线到地面交销轴心线相交的两交点的距离；一梯形底角； 点的距离；L一轴距。一汽车转弯时内轮转角；汽车转弯时外轮转角；m一梯形臂长,ADB 第三章 汽车悬架的介绍3.1悬架的作用、分类、特点3.1.1 悬架的作用 汽车悬架

35、是汽车重要的组成部分，它是连接车轮与车架的弹性传力装置。不仅承受作用在车轮和车体之间的力，还可以吸收与缓和汽车在不平的路面上行驶时，所产生的振动和冲击，从而提高乘坐的舒适性，延长机件的寿命。3.1.2 悬架的组成 现代汽车的悬架尽管各有不同的结构形式，但一般都是由弹性元件、减振器和导向机构三部分组成，这三部分分别起缓冲、减振和力的传递作用。轿车上来讲，弹性元件多采用螺旋弹簧，它只承受垂直载荷，缓和不平路面对车体的冲击，具有占用空间小，质量小，无需润滑的优点，但没有减振作用。采用减振器是为了吸收振动，使汽车车身振动迅速衰弱（振幅迅速减小），使车身达到稳定状态。减振器指液力减振器，是为了加速衰减车

36、身的震动，它是悬架机构中最精密和复杂的机械件。导向机构在轻型汽车中，也是连接车架（或车身）与车桥（或车轮）的结构，除了传递作用力外，还能够使车架（或车身）随车轮按照一定的轨迹运动。传力装置是指车架的上、下摆臂等叉形钢架、转向节等元件，用来传递纵向力、侧向力及力矩，并保证车轮相对于车架（或车身）有确定的相对运动规律。（1）弹性元件的种类钢板弹簧：有多片不等长和不等曲率的钢板叠合而成，安装好后两端自然向上弯曲。钢板弹簧除具有缓冲作用外，还有一定的减振作用，纵向布置时还具有导向传力的作用，非独立悬挂大多采用钢板弹簧做弹性元件，可省去导向装置和减震器，结构简单。螺旋弹簧：只具备缓冲作用，多用于轿车独立

37、悬挂装置。由于没有减震和传力的功能，还必须设有专门的减振器和导向装置。油气弹簧：以气体作为弹性介质，液体作为传力介质，它不但具有良好的缓冲能力，还具有减震作用，同时还可调节车架的高度，适用于重型车辆和大客车使用。扭杆弹簧：将用弹簧竿做成的扭杆一端固定于车架，另一端通过摆臂与车轮相连，利用车轮跳动时扭杆的扭转变形起到缓冲作用，适合于独立悬挂使用。（2）减震器 减振器是悬架的阻尼元件，它可将车轮与车身相对运动的机械能部分地转变为油液或摩擦表面的热能并散发出去，从而迅速衰弱振动。现代轿车的悬架都有减震器， 多采用筒式减震器，利用油液在小孔内的节流作用来消耗振动能量。减震器的上端与车身或者车架相连，下

38、端与车桥相连，多数为压缩和伸张行程都能起作用的双作用减震器。当轿车在不平坦的道路上行驶，车身会发生振动，减震器能迅速衰减车身的振动，利用本身的油液流动的阻力来消耗振动的能量。当车架与车轴相对运动时，减震器内的油液会通过一些窄小的空、缝等通道反复地从一个腔室流向另一个腔室，这种阻力工程上称为阻尼力7。阻尼力会将车身的机械能转化为热能，并被油液和壳体所吸收。人们为了更好的实现轿车的行驶平稳性和安全性，将阻尼系数不固定在某一数值上，而是能随轿车运行的状态而变化，使悬架性能总是处在最优的状态附近。因此，有些轿车的减震器是可调式的，将阻尼分成两级或三级，根据传感器信号自动选择所需要的阻尼级。3.1.3

39、悬架的分类（1）非独立式悬架 两侧车轮安装于一根整体式车桥上，车桥通过悬挂与车桥相连（如图示3-1）。这种悬挂结构简单，传力可靠，但两轮受冲击震动时互相影响。当汽车行驶在左右倾斜的凹凸面上时，非独立悬架车辆的车体发生明显的倾斜，而且由于非悬挂质量较重，悬挂的缓冲性能较差，行驶时汽车震 图3-1非独立式悬架动、冲击较大。该悬挂一般多用于载重汽车、普通客车和一些其他车辆上。（2）独立式悬架 汽车的每个车轮单独通过一套悬挂安装于车身或者车桥上，车桥采用断开式，中间一段固定于车架或车身上，此种悬挂两边车轮受冲击时互不影响，而且由于非悬挂质量较轻，缓冲与减震能力很强，乘坐舒适，如图示3-2所示7。 图3

40、-2 四种基本类型的独立悬架示意图独立悬架各项指标都优于非独立式悬挂，但该悬挂结构复杂，而且还会使驱动桥、转向系变得复杂起来。但采用独立悬架，明显提高乘坐舒适性，并且在高速行驶时提高汽车的行驶稳定性，而且越野车辆、军用车辆和矿山车辆，在坏路和无路的情况下，可保证全部车轮与地面的接触，提高汽车的行驶稳定性和附着性，发挥汽车的行驶速度。根据导向机构特点分为：单纵臂式、双纵臂式、单横臂式、双横臂式、单斜臂式、烛式和麦弗逊式等几种。按照弹性元件的种类，汽车悬架又可以分为钢板弹簧悬架、螺旋弹簧悬架、扭杆弹簧悬架、空气悬架以及油气悬架等。按照作用原理，可以分为被动悬架、主动悬架和介于二者之间的半主动悬架。

41、随着汽车行驶性能的不断提高，非独立悬架已不能满足行驶平顺性和操纵稳定性等方面提出的要求，因此独立悬架获得了很大的发展。（1）双横臂式独立悬架双横臂式独立悬架按其上、下横臂的长短又可分为等长双横臂式和不等长双横臂式两种，如图3-3（a）、（b）所示。图3-3a)等长双横臂式 b) 不等长双横臂式等长双横臂式悬架在其车轮作上、下跳动时，图3-4所示（a）可保持主销倾角不变，但轮距却有较大的变化，会使轮胎磨损严重，故已很少采用，多为不等长双横臂式悬架所取代。后一种形式的悬架在其车轮上、下跳动时，只要适当地选择上、下横臂的长度并合理布置，即可使轮距及车轮定位参数的变化量限定在允许范围内。这种不大的轮距

42、改变，不应引起车轮沿路面的侧滑，而为轮胎的弹性变形所补偿。因此，不等长双横臂式独立悬架能保证汽车有良好的行驶稳定性，已为中、高级轿车的前悬架所广泛采用。当上、下横臂长度之比为0.55一0.65时，图 3-4(b)所示的车轮平面倾角k应不大于5一6而应不大于45mm(轮胎弹性变形的允许尺寸)，即可使轮距及车轮定位参数的变化量限定在允许范围内7。这种不大的轮距改变，不应引起车轮沿路面的侧滑，而为轮胎的弹性变形所补偿。 图3-4 所示的车轮平面倾角 图3-5为不等长双横臂式前独立悬架的一种典型结构图，以及无转向主销式不等长双横臂独立悬架的结构图7。不等长双横臂悬架的突出优点在于设计的灵活性，可以通过

43、合理选择空间导向杆系的铰接点的位置及导向臂(或称为控制臂)的长度，使得悬架具有合适的运动特性(亦即当车轮跳动或车身侧倾时，车轮定位角及轮距的变化能尽量满足设计的要求)，并且形成恰当的侧倾中心和纵倾中心。为了隔离振动和噪声并补偿空间导向机构由于上、下横臂摆动轴线相交带来的运动干涉，在各铰接点处一般采用橡胶支承。图3-5 不等长双横臂式前独立悬架 显然，各点处受力越小，则橡胶支承的变形越小，车轮的导向和定位也就越便于分析。当然，上、下横臂各铰接点位置的确定还要综合考虑布置是否方便以及悬架的运动特性是否合适。 双横臂悬架可采用螺旋弹簧、空气弹簧、扭杆弹簧或钢板弹簧作为弹性元件，最常见的为螺旋弹簧。双

44、横臂悬架一般用作轿车的前、后悬架，轻型载货汽车的前悬架或要求高通过性的越野汽车的前、后悬架。 从20世纪80年代后期开始，为了提高行驶安全性，越来越多的高级轿车后悬架采用双横臂结构。图3-6为红旗轿车的双臂式独立悬架7，该轿车采用球头结构代替主销，属于无主销式，即上、下球头销的连心线相当于主销轴线，转向时车轮即围绕此轴线偏转。主销后倾角由移动上摆臂在摆臂轴上的位置来调整，而上摆臂的移动是通过上摆臂轴的转动实现的。前轮外倾角由加在上摆臂轴与固定支架间的调整垫片调整。主销内倾角和车轮外倾角的关系已被转向节的结构所确定，故调整车轮外倾角以后，主销内倾角自然正确，悬架的最大变形由上下分置的两个缓冲块来

45、限制。路面对车轮的垂直力依次通过转向节、下球头销、下摆臂和螺旋弹簧传到车架。纵向力、侧向力及其力矩均由转向节及导向机构上、下摆臂及上、下球头销来传递。为了可靠地传递纵向力、侧向力及其力矩，必须使悬架具有足够的纵向和侧向刚度。为此，上、下两摆臂都是叉形的刚性架，其内端为宽端，外端为窄端。图3-6 红旗轿车的前悬架（2）麦弗逊式独立悬架麦弗逊式独立悬架是最常见的前悬架方式，图3-7为麦弗逊式独立悬架结构示意图7，它将减震器和螺旋弹簧组合在一起装在前轴上，其上端与车身连接，下端与转向节臂刚性连接。下摆臂一端与车身铰链连接，另一端通过球头销与转向节下部连接。这种悬架的主销轴线是浮动的，前轮定位角由结构布置决定，由于没有主销实体，可以增加两前轮内侧的空间，多用于发动机前置、前驱动的乘用车上，如大众系列、本田、三菱、菲亚特乘用车及柳州五菱小型客车等。这种悬架形式的构造比较简单，占用空间小而且操纵性也很好。其结构特点如下：1)该悬架下