9三轴越野汽车的稳态转弯及中、后桥错位题目标剖析1

1、三轴越野汽车的稳态转弯及中、后桥错位问题的分析（上）第二汽车制遥厂陈聲明. _、前言在转弯行骏时，易发生中、后桥错位现象如为什么会发生这种现象？或者说什么样 的力促使中.后桥错位，这些力在什么悄况 下产生，其数值及变化规律如何?这些就是本 文试图解决的问题次道了结构加受力情况, 就可以凭惭具体车璽鑰构役计上是否可以 图j.经受这些负荷从而一改述设计的措施。奔辔建到童聲報驚的偏离作用、后悬架的侧倾转向奴甌屣整奉的观点来分折兰轴汽 牟的魚喻*，从工况下的运动参数和转弯中心 碍以及各轴劉台的偏离角和 侧向競澜速對躺易 进亠步分折后悬架平衡細筱为措礼并找出引起错位的鑒本原 因和詹灘诚磁初 血知一对转弯

2、中心位置的分析，耶为襲向梯形的合理设计提供参考。t：廳跃”小 '迪匸具有平衡轴非独立悬樂的三轴越野汽车， 图】處矛 j一二 k 运动微分方程式的建立.“:. , x ;、二仪 ：.用汽牟ftj向运动方蘇来插逐转弯行驶，可得到一个比较完整欄義 我们选取这样一 .if磁赊範嘛。位汙巒 沁垂线与汽车侧倾轴的交点生丁炭轴平猪蹲面，協向朝 禽 烯薛希骑麻孫漏富 缀垂克于地面，方向朝上几m轴互飙垂直且符合右 羊定则 他民2）。根娜刚淼心症理和动玉矩定理，若把汽车看成由簧去质体和簧下质 亦蘇.t?虽却卩$曲职以瞰妒网k硏冋阳埋卑区:蚣底鶴百公鞋谶腕锁.试验是在海南岛西线公路上，屯昌至海口50公里长路

3、段上进行，柏油路面吃陵癒形， 最九鹹袖：6%,试验皓糜如表11. j '、;；34；、=231 sc型化油器通过道路试验可以农 出，能满足ca10c发动机的要求，發大车 速比ca1qb发动机提髙6.74公里/小期，坯 济性輻也有所改善，毎百公里耗油直卞曉 1皿辭，节油率达£.45%。由等建经济性试验可以看出，ca10c发动机如仍用隙galgk发,表m平嗚聲速黑油長.细临族伽海公里2：28血£刘6空231昵1潮h攣速箔及后極莎會折怪则不如標ca10b发动机妬ca10c发动机取消变遼箱 麗密x方家毎斑爲（ja10c罠动机由于加大了进气逍的舷面积，致便歩动机在小负荷 卡金

4、余时八混令气苗j!&述'偏不利于混合气的雾化及预热，小负荷的油耗与ca10b发动机 瓣戢呱一4/8*4*xkz式中必一汽车总质熱，乙."m.mmosr1. 汽车境z轴的惯性矩“t4几一汽车对叭2轴的债性积；心簧上质体对玄轴的惯性矩$h赞上质体的重心至x轴的垂距'y汽车沿乂轴的前进速盛；u原点。沿，轴的侧向速度,厂汽车黛卫轴的角速度，近似于转弯角速度；p簧上质体绕工轴的角速度（即侧倾角速度）。1. 平行于y轴的外力之和工f,由以下二部分组成：（】）前、中、后轮由于僞恋所产生的闘向力。中、后轮应计入侧倾转向效应所引起的 偏盜角变化；（2）前轮由于外倾角变化所产生的

5、侧向力，可忽咯不计。2. 绕z轴的外力矩之和工g由以下三部分组成：（1 ）前、中、后轮侧向力对重心之矩；（2）前、中、后轮的回正力矩，可忽路不计y（3）由于内、外轮垂直负荷转移引起的谡动阻力变化对重心产生的附加力矩，可忽路不计。.；3加到簧上质体的绕x轴的外力矩之和xc.由以下四部分组成：（1）侧倾时簧上质体熏心侧移所产生的对*轴的矩；（2）側倾时悬架弹簧的反力矩；c*s侧倾摆动时减抿器的反力矩；.（4）由于侧倾轴倾斜，恳架侧向反力对轴之矩，可忽賂不计。由此可得：zf严匕cos 厲 + ycos 5,+ kcos &（ 4 ）sc, -yiq cos - y tbi cos 6t -

6、ysbx cos 6a（ 5 ）'jscgjic-c.©-入p（6）式中g.赞上质体蛊址，g, = m,g）。一前桥至遐心距离,乞,分别为中、后桥至璽心距漓；“一折算到前桥中点的转向角$中、后桥的转向角$y八珀、匕瓠 中.后桥承受的侧向力, c.悬架弹簧的横向角刚度$久悬架减报器的反力矩系数）.：0费上质体的侧倾角，即乎力从图3,根据运动一致原理（汽车转弯时只有一个共同的转动瞬心），可列出关系式；5=®-01 =31-tg'1-（7）(8)ax訥+ d严tg*rr +氏ry苦式中折算到前桥中点的前轮平均偏离角；折算到中、后桥中点的轮胯偏离角 山詡2,仇前、权

7、后桥轮胎檢动方向与策轴的夹角。同时，在偏离角不太大的条件下，根据轮胎编离角与例向力为线性关系，则有:0y i-kiax(10)y严 kg.(iny $ =k$a$(12)式中k、kxk,为各车桥上轮胎的总侧偏刚度。若不计及垂克负荷和驱动力对创偏刚度的影 响.bpk卩k严kk* k.° 1(13)卩,二ka(14)yka3(15)此外，由于悬架推力杆为对称布置，中、后桥的转向兔相向(二厲)。同时，在侧倾角 不大的情况下，可认为中.后桥的转向角与簧上股体的侧倾角成正比，即(“=d 厂 £諾，(16)式中仇为中、后桥的侧倾转向效应系数。把式(7)、8)、(9)代入式(13).(1

8、4). (15),然后把它们连同式(16)分别代人式® tgf'(岑上)(“孤卩马 + £“ icos(“0)(17)(18)(4) .(5).(6)和式(1)、(2)、(3),可得：式仃7)、仃8)、(19)为三元二阶联立常做分方程组,非齐次。其中变量为2" 竽)。h为输入函数。对于侧向运动，/为常数，其它q为已知的汽车结构纳比微分方 程组可以解。亦即给定山”,可得到心&等响应函数。也就是 说，给定某种前轮转向角竦可求得汽车侧向运动的濟态碗应。若把求列的mr#函致代人式 (7).(8).(9)及(13).(14).(15),还可以进一步求到瞬态的

9、偏离角及侧向:几 从而求出 悬架平街轴的瞬态受力借况。此外，垠据这些吗应函数还可准确地判别汽车的行驶稳定性和 操纵特性。然而，由于这个微分方程组非常复茲 有待于用电子计算机来求解。同时，上述汽车结 构参数中如惯性矩、慣性积等，目前还没有准确的m虽低。所以，还盞做许多工作才能准确 地分析汽车的瞬态恻向运动。但是,若令输入函数<5:=/(0=常数,而不或初始的陵态过程， 只求其稳态运动，則方程的解就大为简化。本文主要分析三轴越野況车的稳杰侧向运动三、稳态运动方程式及其解令3产常数。.因只求稳态运动，可令二p、i、；皆为q。由于 <51%<3s 都很小，可令 wind厂 sind

10、= s!n(£o) = 0 , cos 62 = cos® * coso©)= lu故式(17)、(18)aw 可变成:cos (5i + <gz-忤)(20)彳n _tg()cos oj *.沪卜“0 = 0(gih-c.m= - mthvr丄列方程组为三元2、" 代数験立方崔，但却属于超越方程。若用x代替tgx,在 x值不大千30°的条件下，其最大朕差不超过】0%。这时式(20人(21)、(22)变成：6«r - v . bzr-v-订上尸齐卜q(21)(22、土 ar + v6t- ar+v 0 厲cos <5 j

11、+mvr再经整理后，得：-2-,s& 打_f acos 3 + x + bj-odjcosi/kja2cos & + b： + fej v j i ( ft(23)mvrs'?t 夺g,h - c j 0 = 0 i g jajco3 6./?；g 血丿/(“】-4| 丁 一，士ym i v列j式(23)、(2)、(2d为三元一次联立方程。由弍(25)求得0,并代入式(24)可瓠aces d】厶 x + 6?卩 -gsj coso j联立式(23)j26),利用克菜姐法则，得:° _ (2 +-ccsdj) (a2cos<51 + (b；兰b：二uco5

12、 讥-(b】丄 ® )严rl,gji“(b、-fej)(2 + cos<5j) m (ccosdi - (bl"恥"严屮:护bz)+d _ dg&(2a + b+ ®) g#齢(4 - 6)訂厂力1 gghc.) k j jvd.r _ d,，f八方 *© =辛 n -g,hv n _ -g4a(2a + &j + &2)icos5j5 二 gghf =)(27)(28)(29)(30)这里.从以上各式可求出各种车速7和就轮转角“信况下的汽车稳态转弯的运动参数厲厂、煎四.有关汽车结构参数的计算表1列出(27)(30

13、)所需的各个汽车参数。这里引用的是第二汽车厂現生产的eq 240 型汽车的整车卷数，系满载2.5吨时的无绞般越野车。东1名称符号lf= 单& n c z*tri*数一他7 7：42r43sak«±om(?；z yu /v皿5736劇旳力臂hcm-70t4舸桥至汽车虫心的水平距离cm .245"中桥至汽车贯心的水平距离山.,cm73,6后桥至心的水平距离b.cm183.6悬架的鸟横向鬼冈妙ckg cm/rad267.55x1o<后盘架的何倾转旬效臣系数齢6.215598?毎桥的轮胎总祖偏飕废: k1kg/rad12530現粘表1各参数的求得方法叙述如下

14、；m、g以及 4、以是根据已知的轴荷、费下重燧求律的。根据eq 240型汽车实际测得的空车重心髙度，并假定满载时货愉及乘员的賀心高于货 赛底板30js米、费下质依之重心位于车轮中心，由此算出満载时簧上质体重心离地窩度。再从 设卄图址求岀侧倾轴位置按图4所示的几何关系，求贸"轴离地高度。这两者的差值即hca畏有计入钢板弹赞横扭时的附加角刚度。阳是按图5所示的几何关系，并按微萌摆动时的极值求甜的。k根据smiley和horne所推荐的半经监公式,按已知的轮胎尺吃充气压力和径 向負荷廿算。五侧向运动参数乱侧囱力的计算结果和分析把表1中的各值代入式(27(30，得：d _ «2+c

15、osdj (6.022cos® + 3?126) x 10« - (245. 4cos" - 2572)v1-0.43017 x 10*(2 g cos") -6.13219x 10"4 (245.化处伉 257.2) (31) r = 3.coso 1 102242-8 -0 154786/(33)(34)° = 7 48。co$<5 ；d 厂 0.1356779" cos"可见,稳态条件下的运动多数&二djd、r = djd及疑djd只取决于&和v.我们以各种转向角厲和车速v代人式 ?(3

16、1)(34),求出各运动畚数心仁札为硬'于试验时选择场地，我们先求得外前轮转弯 半径r©和前轮平均转向角"的粗略关系， 见图6。暇定，转弯中心点位于平衡轴延长 线！-前轮无偏离角。l 则一馆 “ =厂式中厶为轴距，厶=374厘米；刀为轮距，5 = 177.4厘米。所算得的转弯半稳与前轮转角的大致对应关系列于农2 0<35>表2名称符号单位叩占：_，.a.对应數值转弯半轻r.s1015 °2035100前轮转角'度31t5/24*6',15°22,'6。1时2t此外，还把常用的车速眾位(公里/小时)换算为计算单位

17、(匣知秒)，列于表3。车迷单 位对应数值« 用km/h1510152030405060708d计算cm/sec27.7813927841755683311j1】3891667151：2222分别将表2中的6种&和表3中的11种车速代人式）（34）,求出d、d.、0、d点,并求得叭心值，然后作出曲线（见图7、8、9）。图7现在我扪来分析这些曲线，找出它们的一 些蒔征：i. v = 0时的v值从图7可看出：随若车速匕的増加，食心 的测向遠度&先增大，达到最犬值之后，阳卜+卜口十1 i t i i t ji 1f. i kr . i ( i i i i：图8i ii i i

18、 41换逐渐觀小；达到一定车速时，x 0，而后 "变为负值，但其绝对值继续增天。*324 f “ 图9我ffl可以求出0时卩= 29.26公里/小时。对于所有的“值，10时之/值不变。这时，汽车的睡吋转弯中心处于丁辘上.2. v的屋大值根据戎（3dj32,可求猖各种山所对应的v最大值,列于表4。3ri5?用2257.3444.728.75对血的it it ffi(cffl/sgc)whmi k 346921g.7316.826876u8,vto74.0821,12hjj4田10j6.8716.9467468 <4$8!70£12l yi= o时之v值密h从表4可见：当

19、3 j值級小，v vt时之 "值变大，但相羞甚微，约处于k = 1g.84± 0.1公里/小时。将求到的叭“值代入戎（7 ）、（ 8、（ 9 ）, 算出三桥的偏离角心、乙、心，再按式13）、 （14）45）求出三桥的側向力匚、匕、叭扮别丁 作出曲线（见图10.11,12）.分析这些曲跖我们看到匕和人都励卩増 大而增大，且短为正值（方向不变”而丫；在区 值不大时为负值，随/增大而增大（绝对值变 小），到达一定车速时=0,而后变为正值， 继续随7堆大而增大。现在来分折这些曲线：根据式（8 ）.（14） （16）,经线性化后，令fi=0,可求得$ = 1823公里/小时。对于各种

20、&值，71=0时之卩值均不变。在此车速时，汽车的瞬时转弯中心处于中桥 的延线上，此时中桥偏离角6=0。2各种转向角所对应的根限车速从图1cm2可看到，卩增大后匕和人都不断增无而图】示出：当>18.23公里/小陆后，人也随y增大而增大。然而，当侧向力鳩过附若条件时，车轮发生泌滑，就破体了汽 车的稳态运动。现在计算剰滑前的极限侧向力。-假定稳态转弯时各筑荷和静轴荷相同，我们按左、右轮的总负荷来计算"设附着系数> = 0.8又前轴荷g26q0公斤中、后桥各§的轴荷g, = g3 = 2480公斤；.7|.«.-/2<?1 = 2080公斤匕=人

21、“=“他=1984公斤按扱限侧向力的值在图10、11、12上作平行线，求到对应于各"值的车速。对同一个" 値，比较对应于前、中、后桥打滑时的极限车速，其中最小者就是该&值的极限车述。现将对应于各种“的极限车速列于表5。. .表5yk 狗 hi备注y» = r».y严人“f厂叫一3ri5f .22.531223.922.5前轮腑t » f28;533飞28.8t 28.5前轮俐洽15*22'.：37.9 39.738/437.9前轮侧爭'44.7 44345.9仏6中轮侧滑6"59.9$5762.657巾轮侧淆2

22、°0 >80本文所列的公式和计算;都是在y<v的条件下才能成立。现对所有已求得的曲线标 岀卩值，示出实际存在的工作范围，用小圆圏和虚线表示（卷阅各有关曲线图）。8 :初始侧向力和偈焉角；从图103l.12可见：当0时，三桥的侧向力并不为0。也就是说存在初始分离角。 只有当& = 0时，才能便三桥的偏离角和侧向力变为叭这悬因为这矣三轴汽车命中、后桥 是非转向桥，侧倾转向的影响不大。因此，只要前轮一转向，无论车速多么低，各轮必须要 有一定的偏离角才能使汽车转弯在这r点上，三轴汽车和普通二轴汽车是有很大区别的。 因此，三粘汽车不能以前、后轮的偏芻角差值来描述其不足转向的

23、特性至此八我们可以从所求得的运动盘数叭厂、0和路面对车轮的働向作用力丫八人、人 来全面地分析汽车稳态转弯运动的轉征和有关笔部件的受力情况。 - j 亠-一 - ' 上接第64页2. 促便工作榇准化，由于“体系”中有许多工作标准,将在工作中童复出现，需要处理的问题，由过去的临时研究处理，变为注童研究规律，一旦掌握了规律就标准化起来，虹 作从披动转为主动八、 ? ' ； k3. 便各职能部门和个人的职责穿明，减少了扯皮现象，工作更加协说$；4. 信息反馈快了，使各圾吿理人员和工程技术人员进一步树立为生产服务的第迫感；5. 促便各级管理人员和工程技术人员能按工作标准的耍求，努力提高自

24、己的业务技术 钿识水平.£ =r° （dd- 1）j|xioo/l；£的最大值发生在振厲最大的3500转/分时,所以上式at= ±3.665x10 b （瓶麼），其 它数据已知，经计算得聂大相对勢切率为£二39%,此tf远低于一股许用值°因此，改进 后的椽胶减振器有足够的工作寿命5.减按器及曲轴的扭振儀劳试验此痿劳试验是在680q汽油机台架试验轴系上进行的，试验时发动机曲轴自由端装有烦 设计的改进方案橡胶减撮器.发动机通过离合器”齿轮箱、万向轴与水力测功器相联"试脸是 在3500转/分、全负荷工况下进行的。根据计算和实渕，此

25、时曲轴系的振动频率为15350次/分 试验共连续运转15小时，所以曲轴及滅振務棣胶层都连续玫受了 1.3815x10,次交变祖转° 实际上在作试验前，已按发动机台架试验规范进行过400小时酣久性试验和进行多次扭振測 量试验。所以它所受的交变扭转次数大大超过上述循环次数。疲劳试脸后，对减振器的滅报性能进行了扭振复测，结采与疲劳试验前相同，证朗其减 振效果不变石上述试验'后，对发动机进行了拆檢。曲轴和轴瓦没有严重磨揽现象。对曲轴进行了磁力 探伤，未发現有任何裂纹对减振器據胶层进行了仔细检査，也未发现开裂之处。所以认 为，改进方案的删减振器代替歴搜片式减振器装在680q汽油机上是完

26、全满意的。三轴越野汽车的稳态转弯及中、后桥错位问题的分析（下）.第二汽车制it厂陈耀明 '5丸后悬架平衡轴的受力分析.由路面施加到车轮上的侧向力，全部要经由平衡轴传递到车架上。我们先计算左右两个 平商轴总共所承受的力和力矩,见图13。如不计及中.后桥的惯性力，即：- 平衡轴承受的轴向jffyzy,（36） 平衡轴承受的侧向力矩了二七亠（37）杷求得的y、卩值对应地代入上戎，得 出各种转向角和年速的f. 丁值（见图14、 15）.从图14可见，f先是负值，随车速增大而 増大，在一定车速时f =0,而后又随车速增 大而遇大。根据:式（8）、w及（14）.（15）、16）,经线性化后，令0,

27、求 臧=712公里/小时对于各种转向角，f=0时之/值均不 变。在这个车速，汽车的瞬时转弯中心位于平 .斯轴的延找上°此时中、后桥的偏离角或側向 力，大小相等，方向相反从图15也可看出：侧向力矩尸在车速趋于0时为最大，随车速增大而祓小，到一定车速 时0,而后变为负值，继续随车速增大而减小。根据式（8）、（9）及（lo、（15人 （，经线性化后，令t=0,求得？=427公里/小瞅对于各种心值，t = 0时之车速祁丕变。.此时汽车瞬心前移到中桥之前方某位毘 便中、.后桥之偏离角或侧向力大小相同，方向也相同.这只是在具有j> 0的汽车才可能 实現。 .，现在我们已经求得平衡轴或后悬架

28、系统所承畫的侧向负侖一其大小和变化规律。即：1当汽车转弯行驶时，平衡轴济承受的轴向力f,只有在7=7.12公里/小时时为0； 而其最大值约为3870公斤，发生在/ = 45公里/小时、转弯半径为2025米时；其它各种工 况下，均承受;卜于3870公斤的轴向力，但方向有变化。2平衡轴所承受的侧向力矩t,只有在r=42.7公里/小时时为叶而其最大值为1033 公斤米，发生在转向角最大和车速盘低的情况下）其它各种工况，7均小于1033公斤米，但 方向有变化。现在我们进-步分析这些轴向力和侧向力矩在左、右平衡轴的分配问題。有些三轴汽车后钢板弹賢和弹簧座的中心线布覺咸一致，亦即钢板弾簧墙部的册血和弹 簧

29、座支承侧面的间隙，内外侧都取得一样一所谓对祢布罢，见图1g。设廿者可能认为这样布图16置可使f和：t平均地分配给左、；右两个乎衡 轴。实际上，由于希部件的制造公差，不可能 做到四个瑞座的内、外侧间隙都相同加上调 整上的差别，使得f和丁不能平均分配给左、 右平衝轴。恰恰相反，可能绝大部分以至全部 轴向力和侧向力矩都由一侧的悬架来承受，这就可能便得平衡悬架的零件所承受的负荷加剧.此外，这种对称布置的设计还有-个狠大 的缺点。如果间隙取得小，由于外侧间隙不够大，当车桥横向倾斜时，钢扳弹災端部会被支 座外侧面卡住，限制了车桥的运动，増大钢板弹簧和平衡轴的侧向力矩。如果内、外侧间隠 都取得足够大，则中、

30、后桥的横向游动:£就很大，又加剧了所谓的横向错位。如果弹簧座采用不对耘布置，内侧面的间隙取小值（按零件的累积公差，保证可以装尼 为条件），外侧面取大间隙，见图1®则上述缺庶可以得到明昼地改詐。传递（处側面不接触），則内、外平街铀的受力惜况由下式计算:fi = ys fun p2 0假如不考虑钢坂弹賢端座的糜擦所传递的力，设所有的側向力“2、丫，均由報座内侧面当 yt<o（38）（39）<40)rj = r>-4-tt = -ril y,与y,同向，即yi>o时,轴向力和侧向力矩由内钏平衡轴承受5而当vi与反向, bfi<o时，轴向力和侧向力矩则

31、分摊给内、外平飯细承受。ti =(ys-yt>t、= 0式中fi> ft分别为内、外侧平衡轴所承受的轴向力； tx-分别为内.、外侧平衡轴所承受的側向力矩。将已求到的y,、fs值代入，算出结果后作出曲线（见图17、18）。从图中可看到：当由于最大轴向力发生在了2> o时，所以钢板弹簣谓座的不对称布置不能改番晟大轴向 力的均匀分配问题。这时轴向力全部由内侧平衡做承受，而且是压向锁紧螺母方向。但因最大侧向力矩是发生在ki<0，即卩<1823公里/小时，所以竭座的不对和布置 就大大改善了最大侧向力矩的均匀分配问题。当力卢31°1丁时，側向力矩故大血仅为828公

32、 斤米，发生在/ = 1823公里/小时。与单边承受侧向力矩者比较，最大側血力拒降低了 刘。左f v18.23公里/小时区段，佩向力矩分摊给肉、外平衡轴,而且车逑越低，分摊越均匀。平循轴及其轴头螺母，对于承受3870公斤的轴向力并不会产生多大的应力。然而对于承 受高达1033公斤米的側向力矩，则是十分苛刻的。因此，弹费雄座釆用不对称布掘，对改善后悬架系统的受力情况，是大有好处的。七、三轴汽车稳态转弯的特征 利用已求到检运动套数值，可对汽车稳态 菇弯的一些時征进行定性和定量地分析。1转弯中心的位宜从图19,我们可得到*",宀厂 (43)t供(42)r重心之转弯半径；x <转弯中心

33、在轴上的坐标。将不同的"值和不同的口值所束得的：、厂值代入上血 所求得的结呆作出曲线"图 20示出：0角随/的增大而减小,达到129.26公里/小时时,0=0 （亦即八0,除心位. 于yv再增大后，0变为负值。对于各种3,值，质求到的工值都相同，即纭只和/有关，和<5,无关。从图21可见： 汽车的转弯中心随/的增大而向汽车前方移动。表g示出几个轉定车速的转弯中心位置。丧6v(km/h)x(cm)9转弯中心位蚩特点备注=0 ''136平窗轴2后7.4cmf<0<7.12o128,6平術轴后方i* <0= 7.12128.6平撕轴延线上f

34、 a 0>7.12>128.6平衡紬前方f>0 <18.23083中桥后方y*<o«18.23-b3中桥廷线上20v ca>0,:、x«<bi>18.23>-83中桥前方yt>0= 29.260威心延战上（ywv a 0<42.7<156t>042.7156丰卤轴之前2846cmt = 0>42.7>156t<0= 48.8264前携延线上't<0c 80 .885远在前桥之協639.gcmt<0从表6可看到：三拖汽车的转脊中心并不都是位于平衡轴延线上，也不是

35、总处于一个位图222. 转弯半径及其变化从图19,我们还可到外前轮的转弯半径丿“。这里不计人轮胎平面至主销中心线的 偏距，亦即忽絡了前轮转向刖超的前轮更变化。ri - j(a * rsin0)'+ (#+ /?cos° j(45*现在将各种转向角“在极低速 glk阙h)和最高速(二80km/h)时的hi 値列于表7,并与按式(35)所计算的值进行比较。从表7看到：目卩使在车速极低肘，由于 转鸾中心不是位于平衡轴的延线上，而且存 在校大的偏离角，所以d大于乩。其差值 傩5 值的减小而增大。这是三轴汽车和二 朝汽车在低速转弯时的显芝区别。后者在极 低速时2r“转弯中心位于后桥延线

36、 上，且偏离角为0。.现在我门来判断不足转向的问题。以卩 * * =1公里/小时时的1?和hi为基数，算出车 邃增大后的转弯半径差值，即 r 二 r* 一 r.ir.ri (cm)(cm)v=1km/hvokm/h3l°i5z80090$123524°6"10001107133715'22150016221698ll°18y2000214422186披35003731134852t0,1w0106609700i*一1丄"_表7(46)(47)式中4r车遞增大后的重心转弯半弦的增量； 车速增大后的外前轮转弯半径的增最。计算绪果作出曲线，见

37、图23、24。 图23图24 ° 为于靈心的转弯半径/?,只是在口值很大时，才全部具有正增量，随«5,的减小， 李速增大后，先有微扯的负增赴，而后通过0值再变为正增垃。随港g的进一步减小，通.过0值的孑值变大。5)值小到一定程度后，全部为负增最，这对通过0值的？値大干80公 里/小时。p .如果我们按车轮侧滑的条件限定了各沖5,值的则除了在值很犬时，呈现 能不足道的正增畳外，当车速增大后，转弯半径呈现明显的负增量。对于外前轮的转弯半紐7?”如果按车轮w1滑条件限割了各种°点的i/.",耐在实际 可以行驶的范围内，随着车速的增大，全部呈现负增景。即随着车速

38、增大，转鸾半径变小。根据稳态行驶稚定性的判别方法，我们可以认定：eq240汽车呈现过度转向的密 征，而且随着转弯半径的加大(厂变小),0转向的程度明显加剧。这是由于转蛮时舉心 的前移和该车后悬架具有较大的侧倾转向效应所造成，八、eq240汽车中、后桥错位的原因及改进结果通过以上分析计算，我们求到了作用在后悬架系统的侧向力和力矩，以及它们的变化规 律。这样，我们就可以根据零部件的受力情况，来分析它们的强度、刚度以及耐磨性等等， 从而采取有效的改进播施。我<1还可利用上述计算结果，作为台架试验的规范，对后悬架的有关毎部件进行对比试 验，以确定改进措施的效果。所有的改进項目,最后祁经过逋路可靠

39、性试验和便用试鉴的验证。总之，无论从#部件的受力分折或台架的对比试验来看，改进前的eq240汽车后悬架确 实不能承受本文分析所确定的侧向力和力矩。因此，必须改进和加强。现将主要的改进项目 分述如下®,1.平衡轴和轴承毂部分<1)平衡轴直径由0 60增大至/ 65,(2) 轴承毂的衬套和端垫片由聚甲醛塑料改为锌铝令金和渗碳钢片，并提高精度，减 小初始间隙'(3) 轴头螺咼加大螺纹玄径，増大螺母厚度，将婢纹性平改为枕樓，以增多有效螺纹(4 )加强密封，减少衬套磨损。<:* 2)&钢板弹簧与轴承毂之间的緊固(1) u形螺栓由m20x1.5改为m22xi.5,拧紧

40、力矩从2530改为3035公斤来塞母丧为特厚型 *，.:(2)后钢板弹賛由单曲率改为双曲率一中间夹紧部位的曲率半径大于两端的曲率半 ；径$ -，.'：(3)轴承毂两端的侧台加大悬臂长度，夹紧螺栓由m18x1.5加大至m20x1.5,侧台 2内表面进行高频处理 .】3钢扳弹簧端座：<1)端座改为不对称布置，靠内侧限位(内側间隙25亳米，外侧12.5米)；(2) 端座由整体铸钢件改为辕块可拆式，即滑板部分由双向圆弧状改为单向圖弧状,.材料改为球铁qt602 ,硬度从hrc5863改为hrc4250、"端座内剧面也由圆取状改 为年面状的可拆式侧垫板；7(3) 钢扳弹簧尾部由二片重豆改为三片重叠插人端座内，以减小侧面磨损；釆取上述措施后eq240汽车的中、后桥错位问