前悬参数对底盘性能的影响1023资料Word格式文档下载.docx

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在几乎所有的独立悬架中，车轮的上下跳动都会导致轮距发生变化。

轮距变化的后果由其产生的作用而定；

轮距变化的缺点是会引起滚动轮胎的侧偏。

从而（特别是轮胎断面扁平时）产生侧向力、较大的滚动阻力和使直线行使能力下降。

此外，轮距变化还对转向系有影响。

在独立悬架中，汽车驶过不平路面时车轮的上下跳动会引起轮距的变化，从而使轮胎产生侧偏角α。

由此不仅产生了侧向力，还使直线行使的能力下降，滚动阻力增大。

车轮外倾角

外倾角是指车轮中心平面和道路平面垂直线之间的夹角。

如果车轮上部

向外倾斜，外倾角取正值。

外倾角对底盘性能的影响：

车轮

轿车的前轮通常设计得具有微小的正外倾角，以使车轮尽可能垂直于稍许有点拱形的路面滚动，并使磨损均匀和滚动阻力小。

较为理想的外倾角值为：

γ=5'

~10'

即约0.1º

B级车，外倾角为11′）

为了获得良好的轮胎转弯侧偏性能，目前所取得外倾角大都偏离了理想制值。

轿车空载时外倾角基本上在理想值附近，而加载状况下车轮则取有轻微的负值外倾角。

研究表明，当外倾角γ=+5’～+10’时，轮胎的磨损最均匀。

更大的正值外倾角会使轮胎外侧胎肩磨损加剧。

而更大的负值外倾角则加剧内侧胎肩的磨损。

在采用独立悬架和复合悬架的后悬架中，为了提高轮胎的侧偏性能，车轮外倾角常设计成负值。

但这种情况下存在着在满载工况车轮外倾角负的太大的危险。

而这种危险会使轮胎发热过量并由此导致轮胎胎面剥离、爆胎。

一般可以把这种形式的悬架的车轮外倾角又再设计成空载下取正值。

外倾角的运动变化

独立悬架的缺点在于汽车作曲线行使时车轮随车身一起倾斜，即车身外侧车轮相对于地面向正的外倾角方向变化，从而降低了承载较高一侧的轮胎（与车身内侧轮胎相比）的侧偏性能。

为了消除这一影响，轿车的悬架常常设计成车轮上跳时外倾角朝负值方向变化，而在下落时朝正值方向变化。

图示给出了几款独立悬架的外倾角变化曲线。

前束和自转向特性

静态前束角

是指在静止的汽车上（参考状态下）汽车纵向中心平面和地面的交线之间的角度。

如果车轮的前部靠近汽车纵向中心平面，则前束为正值；

反之则为负值（后束角）。

静态总前束角是左右车轮前束角之和。

前束可用角度或长度表示

如果前束用长度（mm）表示。

那么这里前束是指差值V=B-C既左右车轮轮辋边缘后部间距大于前部的余量。

前束应在空载时车轮停在直线行使位置的状态下，在车轮中心高度上测量。

V和车桥上的两个车轮有关。

在用角度表达的形式下，车轮前束角δv与车轮侧偏角相当。

也就是说，在具有前束的状态下，汽车的两个前轮是斜向对置的。

缺点是使滚动阻力增大。

前束V是指B-C的差值，单位为mm，在车轮中心高度处的轮辋边缘上测得。

直线行驶的车轮具有最小的轮胎磨损和最小的滚动阻力。

滚动中在接地面上出现一个由前向后的滚动阻力FR，通过杠杆臂ra产生一个力矩，该力矩经过转向拉杆作用在转向系上。

为了达到直线行驶目的，就规定了车轮相互斜相对立，即前束的方式。

在前轮驱动行驶的车辆中驱动力是由后向前作用的，这是车轮前侧受到挤压,从而使的在此采用后束（即负前束）可能是有利的。

为了不是反拖工况（即放松油门）下的行驶稳定性变坏，前轮驱动行驶的车辆也有部分采用前束。

一些轿车的出厂说明中表明：

前后

Mercedes190E+20′±

10′

Mercedes500SE+3±

1mm

FordＥ　　Ｅscort-2.5±

1mm

Audi80+10′±

15′

Audi！

））　quattro

-10′±

10′

（A=全轮驱动，S=标准驱动型式，V=前轮驱动）

这些说明适用于空载状况。

B级车，前束为0′）

前束的运动变化

比在静止的汽车上调整出一个正确的前束更为重要的是，前束值在行使中能否保持，或者说是否会因汽车的上下跳动而变化。

后者可能是由于不足转向性能的结果或者是为了达到确定的行使性能所需要的。

为了不因轮胎的侧偏而使磨损加剧，滚动阻力加大以及直线行使能力受到损害，无论在车轮下落还是上跳都不应出现前束值的变化。

侧倾转向引起的前束变化

图示为几辆轿车在运动过程中引起的前束变化曲线。

在曲线行使时，上跳的车身外侧车轮产生后束，而下落的内侧车轮产生前束。

在车身侧倾的影响下转向轮转角轻微的回转，从而实现侧倾不足转向性。

后桥在侧倾时产生侧向力过度转向-并非没有危险性。

它可能在换道行使时引起二次转向。

为了防止这种情况发生并改善汽车的综合性能，可将后轴也设计的具有侧倾不足转向性。

这时独立悬架中上跳的车身外侧产生前束，而下落的内侧车轮产生后束。

如果在车身侧倾或者是由于侧向力的作用而上跳的车身外侧前轮产生后束，而下落的内侧前轮产生前束，则转向轮的转向角轻微地回转一个角度δV，车桥具有不足转向性。

非独立悬架和复合式悬架的车轮（由于相互直接连接）在同向跳动时前束一点也不变化。

由于结构公差或调整错误，车桥也可能在汽车中倾斜安装，即相对于汽车的纵向轴线，一个车轮具有前束，而另一个车轮有后束（图3.58b）。

在这种情况下，汽车不再巡轨而行，造成不稳定行驶。

主销内倾角和主销偏移距

主销内倾角和主销偏移距的关系

主销内倾角是指主销轴线与一个垂直于路面的平面之间的夹角（如图）。

主销偏移距是指主销轴线与路面的交点至车轮中心平面之交线N′N距离rs。

在现代轿车中，它们的取值如下：

后轮驱动型式车σ＝11o～14o30′

前轮驱动型式车σ＝11o～14o30′

通常情况下rs＝-18～+30mm

为了将主销偏移距设计得比较小或为负值，必须有较大的主销内倾角。

当车轮上下跳动时，在外倾角和主销内倾角之间也有直接关系。

上跳的车轮将产生负的外倾角变化趋势，这就意味着外倾角减小，而为了保证相同的总角度主销内倾角就要增大。

为了获得对转向回正非常重要的转向回正力矩MSυ要对始终作用在车轮接地点的垂直力Fn进行静力分析。

将它移向车轮中心，并按转向节轴线方向和其垂直方向分解成：

和

力分解点的垂直力臂rs为：

（3.21a）

该公式适用于常用的外倾角cosγ=1时的情况。

如果汽车有主销后倾角，力分量

还要按角度τ继续分解。

rdyn由式rdyn＝U/2π（U为滚动周长，在速度为60km/h时给出）车轮转向时力

与车轮轴线相夹角度δ在折算到整根车桥上的转向角较小时，

产生的近似转向回正力矩为：

（3.22）

精确值需要考虑转向时由于侧向力和车身侧倾引起的主销内倾角变化以及所具有的主销后倾角或前倾角。

转向回正力矩的大小取决于主销偏移距的大小。

主销偏移距愈大，MSz也愈大,但前桥的纵向力敏感性也愈大；

因此可以得出明确的趋势是采用具有较小正值或负值的主销偏离距。

主销后倾

主销后倾角τ是指主销轴线EG在xz平面上的投影与过车轮中心的垂直线之间的夹角。

或者用地面上点K和N之间的静力表示，称之为主销后倾拖距nk。

主销后倾和直线行驶

主销后倾可以用茶水车效应来比较。

在这种车上被牵引车轮沿牵引拉力方向运动，车轮中心位于转轴1后方。

牵引力和大小滚动阻力位于同一作用线上，即处于相互稳定状态，因为导向轴和车轮轴线前后排列。

在汽车的车轮上（尽管有主销偏移距和主销）也存在同样的效应，这些车轮均可绕车轴旋转，两侧车轮都存在主销后倾拖距并通过转向横拉杆连接。

如果滚动阻力作用在转向轴1后方，则车轮沿牵引力方向被稳定地拖动。

如果路面不平度或转向运动使车轮自直线行驶方向转过一个角度δ，则滚动阻力分为FR•sinδ通过力臂ns（或nsg）使车轮回转，直至返回直线行驶位置。

左右出现的分力FR•cosδ相互抵消，它们仅使转向横拉杆受压。

车轮采用主销前倾，则会产生相反的效果：

汽车变得不稳定。

主销后倾在直线行驶时并不单有优点，也有缺点。

路面不平度在车轮接地点上引起交变的侧向力，通过力臂ns（或nsg）产生绕转向节轴的力矩（图3.95），力矩作用在转向横拉杆上并会引起转向冲击及转向不稳定。

此外，作用在车身上的风力引起车轮接地点上出现反向作用的侧向力Fs，前轮上的力Fsv通过后倾力臂ns（或nsg）产生力矩，这些力矩使汽车按风作用方向转向，即附加在车身被风压转的方向上的。

由于这些原因而使汽车的侧风敏感性升高。

转弯时的回正力矩

作为车轮转向的结果，由于车身侧倾影响产生的主销后倾角和内倾角（或车轮外倾角）的变化也引起所有垂直力、侧向力的力臂发生。

在分析各个车轮时必须考虑这些非常复杂的运动关系。

由于附加的弹性运动引起的误差在此几乎不可避免。

分析各个车轮的相互关系是非常复杂的，但对折算到整根车桥及汽车与地面平行的位置处的转向阻力矩，尤其是在转向角较小和转弯车速不高时，却是可以足够精确地确定的。

如果前桥具有主销后倾，则计算垂直力引起的转向阻力矩的公式

MSz＝Gv•sinσ•cosτ•sinδm•rn

在侧向力引起的转向回正力矩中，主销后倾的影响计入力臂ns中。

在此计算中还必须附加考虑主销内倾角的影响。

计算时：

Fsva+Fsvi=μs•Gv=Fsvg

Fsvg作用在车轮中心后距离为侧向力臂nsg处

MSy＝Fsvg•cosσ•nsg（3.34）

如果转向节轴在侧视图上是一条垂直线，情况2（图3.89），计算公式没有变化，只是nsg应代入nτ+nR（即车轮中心在转向轴后的距离与轮胎拖距之和）。

当汽车采用主销前倾时，情况3，侧向力使得车轮向转弯方向转动，假如轮胎拖距的影响以及在前轮驱动时驱动力Fa产生的回正作用（图3.91和3.100）不足以与其平衡，主销前倾时，式3.31中必须代入nR-nk。

图3.97将在前轮接地点出现的侧向力沿转向节轴及其垂线方向分解，图示为转弯时车身外侧车轮，则力Fsva·

cosб产生回正作用，而力Fsva·

sinб使垂直力Fnva增大。

在转弯时增大的滚动阻力FRkv在两侧车轮上的值为：

FRKa=kRK·

Fnva及FRKi=kRK·

Fnvi

然后将其（综合起来考虑）分解成两个分量：

FRK·

cosαv及FRK·

sinαv

图3.98在滚动侧偏角为αv的车轮上，转弯侧向力Fsv作用在车轮中心后距离为轮胎拖距nR处，并使接地点（从而也使垂直力Fnv（图3.91a））偏向转弯圆心方向。

图中力和标出的距离在外侧（a）和内侧（i）的大小是不同的：

Fnva=Fn+ΔFn和Fnvi=Fn-ΔFn

Fsva=μs·

Fnva和Fsvi=μs·

当主销后倾时，情况1，后面的那个分力在两个车轮上均产生回正作用（图3.99）：

MSxi=kRK·

Gv·

sinσ·

sinαv·

nsg[或（nτ+nR）]（3.55）

在此讨论的是作用在车轮中心（偏向转弯圆心方向）的纵向力（图3.86和3.91a）。

所需的滚动阻力系数可通过相应轮胎计算公式式计算。

图3.99转弯时由于轮胎的侧偏角使滚动阻力FRka和FRki增大，将其沿侧偏角αv方向分解。

分力FRK·

cosαv作用在车轮中心，并有力臂ra。

αv愈大，主销后倾拖距nk愈大，则因FRK·

sinαv引起的转向回正力矩也愈大。

为了简明起见，在此不考虑轮胎拖距nk。

前面的图例同样也适用于在前轮驱动型式车辆上出现的驱动力Fa（折合到单个车轮上）。

驱动力也是作用在车轮中心上，但朝车轮转向方向移动rR。

当转弯时差速器和轮荷变化是±

ΔFn将力矩均匀地分配给两个前轮时，驱动力FA（折算到整根车桥上）将产生下列力矩（图3.100）：

MSA=Fa（ra-rR）+Fa（ra+rR）=Fa·

2·

rR

MSA=FA·

力FA的大小或者是由附着系数μH决定（FA=μH·

Gv），或者是取决于驱动力矩；

侧偏距rR的大小在图3.91a的说明中有叙述。

图3.100转弯时车身内侧车轮驱动力Fai的力臂ra+rR

大于外侧车轮驱动力Fa的力臂ra-rR。

转弯时主销内侧角、车轮外倾角和主销后倾角的变化

由于转向节轴（必须将垂直力Fn移置其上，图3.81和图3.82）的空间运动，要准确地计算单个车轮上的回正力矩，必须考虑转向时主销内倾角的变化。

如果在零位置转向节轴只倾斜一个角度σ0，即根本不存在主销后倾，或者主销后倾是通过移动车轮中心的位置而实现（图3.89），则可容易地确定在朝左右两个方向转向时都会变小的主销内倾角σa,I：

车身外侧轮tanσa=tanσ0·

cosδa（3.37）

车身内侧轮tanσi=tanσ0·

cosδi（3.37a）

如图3.80所示，主销内倾角直接和车轮外倾角有关，即如果两者中有一个发生变化，另一个也随之变化。

因此，用简单的方式即可得出转向时车身外、内侧车轮的外倾角γa,i：

γa=（σ0+γ0）-σa及γi=（σ0+γ0）-σI（3.38）

σ0和γ0是指车轮在设计位置或在所研究的负载状态下置于直线行驶位置时所具有的角度（τ0也是适用于同样情况）。

如果转向节轴还附加倾斜一个主销后倾角τ0，则首先必须根据σ0和τ0得出两个辅助角σ’和δ’：

及

（3.39）

然后由此可直接确定车身外、内侧车轮上的角度δa，I：

车身外侧tanσa=tanσ′·

cos（δ′-δa）（3.39a）

车身内侧tanσi=tanσ′·

cos（δ′+δi）（3.39b）

这时的车轮外倾角γa，i仍适用于上述式3.28。

作为例子，假定一辆轿车有如下的车轴定位值：

γ0=15′,σ0=9°

53′及τ0=10°

4′

计算得出δ′=45.54°

及σ′=13.97°

，当δa及δi=20°

时，变化后的值为：

σa=12°

39′，γa=-2°

31′，σi=5°

53′及γi=+4°

15′

即这辆轿车车身外侧车轮产生负的外侧角，而内侧车轮产生正的外倾角。

在一辆前轮驱动型式的车上却不是这样的情况，该车的车轴定位值为（图3.101）：

γ0=+40′，σ0=12°

25′和τ0=+36′

由于前轮驱动，汽车几乎没有主销后倾，从而在转向的车身外侧前轮上，外倾角为正。

图3.101在一辆Audi牌80型车上测得及计算得到的外倾角变化与转向角的关系曲线。

当主销内倾角较大时，车身外侧及内侧车轮都产生正的外倾角。

由于所研究的汽车的车轮外倾角具有正的公差，故测量值大于计算值。

计算是根据产品说明（即γ=20′和τ=0°

）进行的，因此曲线的变化趋势略有不同。

Mercedes190/190E型车（标准驱动型式轿车）采用负的车轮后拖距-nτ、较大的主销后倾角τ0所得结果如图3.101a所示：

车身外侧车轮产生较大的负外倾角，内侧车轮外倾角则合理地朝正向变化。

为了清楚起见，令γ0=0°

，σ0=6°

，且取不同的主销后倾角，计算其外倾角的变化（图3.102）。

更大的主销内倾角只是会使所有曲线的曲率更大。

可以明显看出，随着主销后倾角τ0的增大，整根前桥的侧偏性能得到改善：

车身外侧车轮产生负外倾角，而内侧为正。

图3.101a在Mercedes190E型车上测得的外倾角变化与转向角的关系曲线。

设计位置下的车轮定位值为：

γ=0°

，σ=14°

40’,=10°

10’,rs=-14mm以及车轮前移距nτ=-28mm。

同主销内倾角和车轮外倾角一样，主销后倾拖距和后倾角也在车轮转向时发生变化。

以一辆后轮驱动的轿车为例，其在直线行驶位置时的nk为6.5mm；

转向时车身内侧的这个距离增大，而外侧车轮上的则减小（图3.102a）。

自σa≈8°

起出现主销前倾拖距，至δa=30°

时，其值已经为nk≈-30mm，这就意味着假定不存在轮胎拖距的话，外侧车轮在侧向力的作用力下将产生朝转弯方向的转向。

图3.102根据σ=14°

和γ=0°

算出的车轮外倾角γa（车身外侧）和γi（车身内侧）与转向角δa和δI之间的关系曲线。

图中可明显看到不同的主销后倾角的影响。

根据计算主销内倾角变化所用的同样简单方法也可计算主销后倾角：

车身外侧tanτa=tanσ′·

sin（δ′-δa）（3.40）

车身内侧tanτi=tanσ′·

sin（δ′+δi）（3.40a）

如果汽车上的τ0≈0°

，则只有主销内倾角σ0起作用，由此可把公式简化为：

车身外侧tanτa=-tanσ′·

sinδa（3.41）

车身内侧tanτi=+tanσ′·

sinδi（3.41a）

公式表明，即使在较小的转向角下，车身外侧车轮也会产生主销前倾现象。

图3.103和图3.104清楚地表明了这一情况。

图中列出了根据不同的τ0和σ0角计算出的曲线以及一条测试曲线。