基于转向几何的主销轴线角度和位置的解算

悬架几何布置未知的情况下,结合悬架K & C试验台的转向几何试验数据,对主销轴线位置和角度进行了分析和推导.根据四轮定位的原理,计算出主销内倾角和主销后倾角的初值;通过分析车轮转动时轮心相对于主销轴线的运动,推导出主销横向偏移距及主销纵向偏移距的算法;通过主销横向、纵向偏移距以及主销内倾角和主销后倾角,计算出内倾拖距和后倾拖距.     

汽车前轮定位及回正力矩和转向力的计算

为了正确设计汽车转向轮定位参数,分析了转向轮各定位参数的作用,提出了各定位参数使转向轮形成自动回正力矩和使转向盘需要转向力的计算方法及公式.以东风EQ140和EQ140-1型中型汽油货车为例,按国标设定的条件,定量地计算了各定位参数形成转向轮自动回正力矩和需要转向盘转向力的具体数值.计算结果表明:主销的后倾角γ与内倾角β是形成转向轮回正力矩和需要转向盘转向力的主要因素,而主销偏距c及其他参数对其影响不大;该型货车转向轮总回正力矩65.680N·m偏小,转向盘总转向力22.039N远小于国家标准规定的245N.研究认为:该型货车主销的后倾角γ和内倾角β设计保守偏小,空载时转向轮回正能力和转向盘手感不足.     

重型卡车主销后倾角的设计研究

重型卡车品种繁多,各类车型对前轮定位参数的要求各不相同,文章基于车辆结构参数和轮胎侧偏特性建立前轮转向回正后回正力矩数学模型,从理论上获得重型卡车前轮主销后倾角的计算公式,根据转向回正力矩与回正阻力矩平衡方程式,以某重型自卸车为例,计算其主销后倾角,按照国标GB/T6323.4的要求进行转向回正试验,验证了理论分析和设计计算的正确性,为后期重型卡车设计提供了理论参考.     

皮卡车前轮主销内倾角改进设计的研究

由于1026B型皮卡车低速转向回正后综合评价计分值偏低，为改善其低速转向回正性能，基于轮胎侧偏特性建立了前轮转向后田正力矩与阻力矩的数学模型，推导出主销内倾角计算公式，计算了主销内倾角．且按照国标GB／T6323．4—94的要求做了低速转向回正试验，验证了理论分析和设计计算的正确性，为前轮定位参数中主销内倾角的设计提供了理论参考．     

基于转向几何的主销轴线角度和位置的解算

悬架几何布置未知的情况下,利用悬架K&C试验台的转向几何试验,对主销轴线位置和角度进行了分析,并对主销偏移距进行推导。根据四轮定位的原理,计算出主销内倾角和主销后倾角的初值;通过分析车轮转动时轮心相对于主销轴线的运动,推导出主销横向偏移距及主销纵向偏移距的算法;进而通过主销横向、纵向偏移距以及主销内倾角和主销后倾角,计算出内倾拖距和后倾拖距。     

汽车主销偏移距和后倾距的变化规律

为了分析汽车在低速时的转向回正性能,采用图形变换的方法,研究了转向轮绕主销转动过程中主销偏移距和主销后倾距的变化规律。计算结果表明,在转向轮转角逐渐增大的过程中,主销偏移距变化不大;但是主销后倾距变化明显,外转向轮的主销后倾距逐渐减小,内转向轮的主销后倾距逐渐增大,这对汽车回正性能有明显影响。进行实车试验,试验结果支持上述理论分析,说明该分析方法的有效性。     

汽车主销偏移距和后倾距的变化规律研究

为了分析汽车在低速时的转向回正性能,采用图形变换的方法,研究了转向轮绕主销转动过程中主销偏移距和主销后倾距的变化规律。计算结果表明,在转向轮转向轮转角逐渐增大的过程中,主销偏移距变化不大,但是主销后倾距变化明显,外转向轮的主销后倾距逐渐减小,内转向轮的主销后倾距逐渐增大,这对汽车回正性能有明显影响。进行实车试验,试验结果支持上述理论分析,说明该分析方法的有效性。     

基于Sobol法的车身抬高量的全局敏感性分析

为分析前轮转向时车轮中心主销拖距和车轮定位参数对车身抬高量的影响,建立了车身抬高量模型,并采用图形变换的方法进行求解,再应用改进的Sobol法对车身抬高量进行全局敏感性分析,比较了主销内倾角、主销后倾角、前轮外倾角、前轮前束角、车轮中心主销拖距对车身抬高量的贡献度。结果显示,车轮中心主销拖距、主销后倾角、主销内倾角对车身抬高量影响较大,其总效应指数分别达到0. 7323、0. 0270、0. 0219,说明车轮中心主销拖距是一个对车身抬高量影响较为明显的参数。     

按空间机构计算叉车转向梯形机构

叉车用双梯形机构,在主销有安装角时,如有内倾角,应属于空间机构;而在主销垂直于地面时,则可能属于平面机构.但在过去却不管主销有无安装角,都将它作为平面机构来计算,且不经任何修正即将计算结果用来构造真实机构,这样对主销有安装角的双梯形转向机构势必带来设计误差.但是要按空间机构来进行设计,在过去是比较困难的,现今由于计算技术和工具的发展已为按空间机构来设计它提供了必要条件,本文论述的中心是按空间机构来计算双梯形转向机构的方法.其特点是简便实用.     

前轮主销后倾角对汽车自激摆振影响研究

文章为了获得前轮主销后倾角对汽车自激摆振影响的机理,以国产某型非独立悬架汽车为样车,建立了考虑主销后倾角产生转向系附加刚度的摆振系统三自由度模型,选用了Pacejka H.B.轮胎模型对样车自激摆振动力学行为进行数值分析。在后倾角α=4°时,不考虑后倾角α产生的转向附加刚度时样车自激摆振速度区间为34～92km/h;考虑后倾角α产生的附加刚度时样车自激摆振速度区间为41～76km/h,表明α产生的转向附加刚度有减小自激摆振速度区间的功能,但随着α增加,样车自激摆振速度区间加大。     

轮边综合驱动与转向电动车行走机构设计与分析

针对四轮独立驱动与四轮独立转向电动汽车的行走机构进行设计,探讨了适合此种车辆的行走机构功能要求.分析并选择"零偏置"主销作为主销定位参数,提出了3种不同结构方案并进行了分析比较,对选定方案进行了结构设计.利用CATIA进行了运动仿真分析与受力校核.仿真分析结果表明,开发的行走机构可以满足设计要求.     

同步转向控制技术在电动叉车设计中的应用

简要介绍同步转向控制技术在电动叉车设计中的应用,通过电控对分别来自转向器和转向桥主销上的编码器信号进行比较处理,适时地控制电磁阀和油路的开启以对转向缸及时补油,从而实现车辆方向盘与转向轮的同步控制。     

车轮定位参数测量原理及系统固有误差

分析了转向轮主销后倾角和主销内倾角的测量原理,根据空间几何关系,求得它们的测量值与实际值之间的函数关系。指出车轮定位仪测量系统存在固有误差,并对其进行研究,得出了系统固有误差的具体计算方法,计算出在常用测量区间系统固有误差在5%左右。为了提高测量系统的测量精度,应消除固有误差和简化操作程序。     

基于蒙特卡罗法的轨迹再现转向机构稳健性设计

对于转向梯形机构,以转向过程的运动精度为目标函数,以主销中心距、轴距、转向梯形底角和转向梯形臂长度四个参数作为设计变量,以最小传动角及最大角度误差作为约束,建立了基于响应面方法的稳健设计数学模型. 应用具有正态分布参数的蒙特卡罗稳健设计方法,对汽车转向机构进行了优化设计. 比较了确定性优化方法与蒙特卡罗方法的设计结果. 在转向角度误差相差不大的情况下,应用蒙特卡罗方法设计的转向机构最小传动角大,系统的传递性能及运动性能好,并且当设计变量出现微小变化时,能有效保证转向系统的运动轨迹.     

汽车主销内倾测量精度分析及校准仪器

为解决四轮定位仪测量主销内倾的精度问题,建立了精确的内倾测量模型.分析了主销内倾与传感器测量角间的非线性关系以及主销后倾变化等因素对主销内倾测量精度的影响.讨论了测量误差的分布趋势,当主销倾角大于10°时线性模型测量误差大于10′.针对无法校准主销倾角测量结果的现状,提出了在汽车纵横两平面内主销倾角独立生成的检定原则,研发了精度达到30″的四轮定位仪校准装置.试验表明:四轮定位仪测量主销内倾存在零点误差和线性度系统误差.当受检四轮定位仪主销倾角为15°时,其测量误差为18′,且系统误差随主销倾角增大而增大.试验结果与理论值相符.     

主销内倾设计计算方法

在研究转向轮回正力矩、回正阻力矩及其平衡计算的基础上，依据国标对汽车转向回正性能的规定，提出了主销内倾的设计计算方法，并给出了几种国产机型的验算结果。     

轿车前轮主销后倾角算法

前轮定位参数的确定是汽车悬架系统设计中的难题。为了从理论上获得轿车前轮主销后倾角计算公式,考虑结构参数、独立悬架性能要求以及轮胎侧偏特性,建立了轿车前悬架主销后倾角计算方法。以中国产某型轿车作为算例,对其前轮主销后倾角进行了计算。采用计算的主销后倾角值对该车做了高速回正性能试验,试验综合评价计分值为73.4,符合GB/T 6323.4-97的要求。结果表明,建立的轿车主销后倾角计算公式有一定的准确性及工程应用价值。     

前轮前束的作用及检测调整方法分析

为了使汽车保持稳定的直线行驶和转向轻便、减少轮胎和燃料的消耗以及机件的磨损，前轮(转向轮)、转向节和前轴与车架的安装要保持一定的相对位置。它包括主销后倾、主销内倾，前轮外倾和前轮前束四个参数，且参数之间要有合理的匹配关系。但是在制造、装配、调整以及车辆的使用过程中，由于零件的磨损、变形等各种原因，又常会使用前轮定位参数及参数之间的匹配关系发生变化，     

基于ANSYS的某型号转向节结构优化

转向节是汽车转向系统的重要组成部分。其功用是承受汽车前部载荷，支承并带动前轮绕主销转动实现汽车转向。汽车行驶状态中转向节承受着多变的冲击载荷，因此它的疲劳强度对车辆行驶的可靠性和安全性有重要影响。     

汽车转向轮力学分析

利用矩阵变换的方法提出一种描绘车轮空间位置变化和地面作用力对主销作用力矩的计算方法,并导出回正力矩的关系式,为转向轮的动力学分析提供了理论依据。