理论教育 悬架构件设计计算及附加转向机构结果

悬架构件设计计算及附加转向机构结果

时间:2023-10-13 理论教育 版权反馈
【摘要】:转向机构附加牵动轮转向,包含两个方面的内容:一是转向系统与悬架机构运动干涉造成的车轮转向;二是垂臂球头中心绕侧倾中心转动带来的车轮转向。由此可知,板簧固定吊耳与转向机同侧布置,可使运动干涉大为降低。假若不转方向盘,只是车身上下跳动,此时必将造成车轮来回摆振,将导致不同转向趋势的交替出现。垂臂球头中心侧倾轮转向汽车转向机构的形式大多数是以纵向上的直拉杆带动转向节臂转动。

悬架构件设计计算及附加转向机构结果

转向机构附加牵动轮转向,包含两个方面的内容:一是转向系统与悬架机构运动干涉造成的车轮转向;二是垂臂球头中心绕侧倾中心转动带来的车轮转向。这些都和梯形机构相关,下面分别进行研究。

(1)转向系统与悬架运动干涉的轮转向

转向系与悬架运动的不协调性,在可逆转向系统中,当车速较低时,往往造成方向盘的摆振;而在不可逆的转向系统中,当车速较高时,必将引起转向车轮的干涉转向。

现以图3-108所示的悬架和转向系统为例来研究这个问题。

图3-108所示为摆耳在后的纵置对称板簧悬架。转向机构为方向机在车轴之后的直拉杆式。图中点O为垂臂球头中心,点M为节臂球头中心。当车身上下跳动或者侧倾时,点M既以O点为圆心,以直拉杆长度为半径划弧运动,也以点M的轨迹中心P为圆心,以点M的轨迹半径R为半径划弧运动。两者的矛盾随悬架变化量的大小而变,或者随车身侧倾角的大小而变。

假设悬架的变形量为f,且点O与点M近似地在同一纵向平面内,那么两者运动的矛盾量就是S。在同一悬架变形量的情况下,由于摆耳位置以及点O和点M的布置位置不同,矛盾量的大小也将不同,而且压缩和反弹行程也不相同。我们研究和关心的是矛盾量较大的那个行程。

如何统一这个矛盾呢?假设不考虑球头胶件的变形和克服各种间隙,矛盾量S必将转化为转向节臂和车轮的角位移,如图3-109所示。

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图3-108 悬架与转向系的运动干涉

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图3-109 水平位移与角位移

根据图3-109所示的几何关系,水平方向上的矛盾量S

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式中 R——节臂球头中心M的轨迹半径(mm);

φ——悬架推杆角(°);

l——直拉杆的长度(mm);

h——l在垂直方向上的长度(mm);

f——给定悬架的垂直位移(mm)。

f一般以车身在0.4g侧向加速度j的作用下的侧倾角θ来计算

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式中 θ——车身侧倾角(rad);

a——节臂球头中心至车身中心线的距离(mm)。

式(3-352)中的正负号,是由垂臂球头中心O的位置与节臂球头中心M的轨迹中心P的位置来决定的。如果OP二点在车轴的异侧(图3-109),应取正号;同侧则取负号。由此可知,板簧固定吊耳与转向机同侧布置,可使运动干涉大为降低。

求出了水平方向上的矛盾量,便可算出车轮偏转角(梯形臂转角)为

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式中 δ——车轮偏转角(rad);

r——节臂长度(mm)。

轴偏角到底反映了什么转向性质呢?假设方向盘内转,车身外倾,则图3-109中的点O上提,这相当于点M下移,此时的矛盾量S需要节臂内转来统一,故此转向属于过多转向;反之,若方向盘外转,节臂依然外转,仍属过多转向。假若不转方向盘,只是车身上下跳动,此时必将造成车轮来回摆振,将导致不同转向趋势的交替出现。

(2)垂臂球头中心侧倾轮转向

汽车转向机构的形式大多数是以纵向上的直拉杆带动转向节臂转动。然而,部分汽车的转向机构却是以横向上的横拉杆带动节臂转动,进而带动梯形臂转动。BJ212越野汽车就属于这种形式,如图3-110所示。

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图3-110 转向机构轮转向

由式(3-354)所求出的车轮偏转角,仅是内轮偏转角,由于此偏转角较小,故可近似认为此轮偏转角就是轴偏角。(www.daowen.com)

计算示例3

示例车型为燕京YJ620型轻型客车。

该车前板簧倾角ξ=3°,固定吊耳在前,簧长L=1200mm,采用“柏林式”卷耳,满载弧高F=7mm,夹紧长度d=92mm,方向机与固定吊耳同侧。

直拉杆长度l=740mm,垂直方向投影长h=139mm,节臂球头中心至车身重心的距离a=525mm,节臂长度r=135mm。

计算推杆长度和推杆角为

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假设车身在0.4g侧向加速度的作用下的侧倾角θ=3.5°,那么由式(3-353)便可算出悬架变形量(节臂球头中心相对车身的垂直位移)为

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水平方向上的矛盾量S

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用式(3-354)计算车轮偏转角(梯形臂转角)为

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1.44°这个较小的轮偏角,说明该车型的布置方案是较合理的。反之,在同样条件下,如果PO两点异侧布置,那么水平矛盾量将超过10mm,轮偏角可达4°。

由式(3-354)所计算的轮偏角,仅是转向机构一侧的车轮偏转角,为简化分析,此处就把它当作车轴偏离角。

车身在侧向加速度j的作用下,置于车身上的垂臂球头中心点O便绕侧倾力矩中心O1转过一个θ角。同时通过横拉杆带动节臂球头点M横向移动了一个距离S。这个横向位移必然是通过节臂和车轮的偏转来实现的:

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式中 l——横拉杆在横向平面上的长度(mm);

xy——垂臂球头中心点O的坐标(mm);

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hf——侧倾中心O1距地面的高度(mm);

rk——车轮滚动半径(mm);

θo——点O及点O1的连线与纵向平面的夹角(°),θo=arcsin(x/R);

θ——车身侧倾角(°)。

计算示例4

示例车型有关参数:l=900mm,x=150mm,y=40mm,hf=550mm,rk=365mm,节臂长r=145mm。

取侧向加速度j=0.4g时,侧倾角θ=3.5°。由式(3-355)可以计算下述参数:

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利用式(3-354)计算车轮偏转角为

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由图3-110的情况可知,所增σ角是与转弯方向一致的,故属过多转向趋势。

假如在其他条件相同的情况下,使侧倾中心Ol降低,便可减少车轮偏转角。若使点O1低于垂臂球头中心O,那将使过多转向趋势变为不足转向趋势。

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