汽车前轮范文

汽车前轮范文（精选8篇）

汽车前轮 第1篇

汽车前轮定位参数的检测, 有静态检测法和动态检测法两种。静态检测法是在汽车停止的情况下, 使用测量仪器对前轮定位进行几何参数的测量。动态检测法是在汽车以一定车速行驶的情况下, 用测量仪器或设备检测前轮定位产生的侧向力或由此引起的车轮侧滑量。前轮定位值的检测采用静态检测法时, 使用的检测设备有气泡水准式、激光式、电子式和电能式等车轮定位仪。它们一般是利用前轮旋转平面与各定位角间存在的直接或间接的关系进行测量的。

2 前轮定位检测前的准备工作

前轮定位包括前轮前束、前轮外倾、主销后倾和主销内倾, 是前桥技术状况的重要诊断参数。前轮定位值的检测主要是对上述4种参数的检测。

2.1 汽车技术状况的预检

检测前轮定位值时, 如无特殊说明, 被检车之载荷应符合原厂规定;轮胎气压应符合原厂规定;前轮轮胎应为新胎或磨耗均匀的半新胎;检查前轮轮毂轴承转向节衬套与主销是否松旷, 检查制动器是否可靠。

2.2 检测场地的要求

检测场地表面应平整, 并尽量处于水平状态;检测场地如为专用地坪, 可将两转盘分别放入深为60mm预留坑内。如果无预留坑, 当前轮放在转盘上后, 后轮应垫以60mm之平整木块, 以保证前后轮接地面处于同一水平面上。

2.3 汽车的正确放置

在汽车前轮放在转盘上之前, 汽车应前后稍许推动, 以便前轮自动处于直线行驶状态。然后使前轮分别放在各自的转盘上, 并使主销中心线的延长线基本上通过转盘中心。在有工厂标记的条件下, 依工厂标记来确定转向器的中间位置, 进而确定前轮的直线行驶位置, 是比较方便而且是准确的。在没有工厂标记的条件下, 若认为前束在每个前轮上是均匀分配的, 则可参照下述方法来确定前轮的直线行驶位置;取下转盘锁止销;在两前轮上分别安装支架和聚光器, 将聚光器光束水平投向后轮中心且与后轮垂直的带三脚架的标尺上, 标尺应紧靠在车轮中心上;调节聚光器聚焦, 使在标尺上得到一清晰的带有一缺口的扇形图像, 读出两侧标尺指针所指的数值, 如果两侧数值相等, 则认为前轮处于直线行驶位置。前轮直线行驶位置找好后, 应将转盘扇形刻度尺调到零位对准游动指针, 然后固定。当转动转向盘时, 前轮的转角便可由转盘刻度尺上读出。

2.4 支架的安装

支架总成配有内张式及外收式两种固定脚, 可按轮辋型式的不同选用。安装支架时, 先将固定支架的两上固定脚卡在轮辋适应部位, 在移动活动支架使其固定脚边长在轮车辋上, 然后用活动支架的偏心卡紧机构将3个固定脚卡紧在轮辋上, 此时, 3个固定脚定位端面应贴紧在轮辋的边缘上, 松开调整支座弹性固定板固定螺栓, 使调整支座延导轨滑动, 通过特制芯棒使调整支座安装聚光器或水转仪的孔中心与前轮中心重合, 然后拧紧螺栓, 使调整支座固定于导轨上。

2.5 轮辋变形的检查及补偿

2.5.1 将聚光器定位销轴插入支座孔中, 使

销轴定位端面与支座定位端面贴合, 然后拧紧弹簧卡固定螺钉, 使聚光器不至于从支座上滑落。

2.5.2 顶起被测前轮, 使其离开转盘或地面, 当在其周围上施力时能自由转到。

2.5.3 将标杆以7倍轮辋半径的距离放在

所测车桥之前或之后的地面上。一般情况下, 测前轮轮辋的变形量时, 可把标杆放于前桥之前;测后轮轮辋变形量时, 可把标杆放在后桥之后。

2.5.4 将聚光器通以直流12V电源, 聚光器

发出强光束指针。转到聚光器的调节盘, 使光束指针的扇形缺口朝上。调整聚光器的伸缩套筒, 使光束指针清晰地指在标杆上带有刻度的标牌上。用手把持住聚光器, 松开弹簧卡锁紧螺钉, 缓慢转动车轮一周, 读出光束指针指示的最大值与最小值。最大值与最小值之差即为轮辋端面的摆差, 当摆差大于3mm时, 一般认为轮辋是不合格的, 应予更换。

2.5.5 对于有摆差的前轮轮辋, 为了消除对

检测前轮定位角度值的影响, 可转动调整支座上的滚花调节螺钉, 直到光束指针指示的最大值与最小值之差在3mm之内为止。轮辋的变形被补偿后, 将在车轮放在转盘上, 并使主销中心延长线基本上通过转盘中心。

3 检测过程

检测时, 汽车两前轮放于转盘上找正直线行驶位置后, 在检测前束的过程中, 不得在转动转向盘或车轮。

3.1 前轮外倾角度值的检测

3.1.1 在前轮保持直线行驶位置不动的情

况下, 将水准仪黑箭头指示的定位销插入前轮上支架的中心孔内, 并使水准仪在左右方向上大致处于水平状态, 轻轻拧紧弹簧卡锁紧螺钉固定住水准仪。

3.1.2 转动水准仪的调节盘, 直到对应的气

泡管内的气泡处于中间位置为止, 然后在黑刻度盘上读出红线所指角度值, 该角度值即为前轮外倾角。

3.2 主销后倾角度值的检测

前轮外倾角度值测定后, 不动水准仪, 接着进行主销后倾角度值的检测。

3.2.1 将前轮向内转20度 (对于左前轮则

向左转, 对于右前轮则向右转) , 松开弹簧卡锁紧螺钉, 使水准仪左右方向处于水平状况, 然后拧紧锁紧螺钉。

3.2.2 转动水准仪上的调节盘, 使其上的红

线与蓝、红、黄刻度盘零线重合, 调整对应气泡管的旋钮, 使气泡管气泡处于中间位置。

3.2.3 将前轮向相反方向转40度, 即转到

直线行驶位置后再向外转20度。转动BC盘使气泡管的气泡回到中间位置, 在蓝盘上读出BC盘红线所示的值, 该值即为主销后倾角。

3.3 主销内倾角度值的检测

为防止打转向盘时前轮滚动, 必须踩下制动踏板或用踏板抵压器压下制动踏板, 使前轮处于制动状态。

3.3.1 从支架上取下水准仪, 以红黄箭头所

指的定位销插入支架中心孔内, 轻轻拧紧锁紧螺钉, 将被测前轮内转20度, 松开锁紧螺钉, 使水准仪在左右方向上大致处于水平状态, 然后拧紧锁紧螺钉。

3.3.2 转动调节盘, 使其红色刻线与蓝、红、

黄刻度盘零线重合。调节气泡管的旋钮, 使气泡处于中间位置。

3.3.3 将前轮向外转40度, 即转至直线行

驶后再向外转20度, 调节BC盘使气泡之气泡回到中间, 则BC盘红线在红刻度盘或黄刻度盘所示之值, 即为主销内倾角。

3.4 前轮最大转角的检测

3.4.1 找正前轮直线行驶位置后, 置转盘扇

形刻度尺与零位并固定。如果紧接着上述前轮定位值检测之后进行, 只须转向盘使两侧转盘扇形刻度尺对准零位即为直线行驶位置。

3.4.2 转动转向盘使前轮任一侧转至极限

位置, 从扇形刻度尺上读出并记录转角值, 并与原厂规定值对照。不符合要求的前轮最大转角可通过调整转向节上的限位螺钉, 直到符合要求为止。

4 前轮定位检测标准及检测结果分析

4.1 检测标准

国家标志GB72581997《机动车运行安全技术条件》对前轮定位的要求:“机动车车轮定位值应符合该车整车有关技术条件的规定”。

4.2 检测结果分析

高速上前轮爆胎怎么办 第2篇

定要握紧方向盘，调整车头，动作要轻柔，不能反复猛打方向盘，更不能急踩刹车，等车辆速度逐渐慢下来后再轻打方向盘，然后再车后竖立警示三角牌，防止二次事故。

1、爆胎后最好的应对办法就是：紧握方向盘，其他什么都不做，待车辆稳定后再缓慢制动并驶离主干道。切记不要紧急制动，以免因制动力不均而使车辆甩尾或翻车。

2、前轮轮胎爆胎：因为前轮关乎在汽车的转向，爆胎对汽车的行驶路线就会有很大的影响。因此，前轮爆胎时第一个动作是紧急握住方向盘，待稳定后再缓慢制动并驶离主干道。

在此过程中一定不能反复猛打方向盘，同时也不能急踩刹车，停稳后在车辆后方竖立警示三角牌，防止二次事故。

3、后轮轮胎爆胎：与前轮爆胎相比，后轮爆胎就不是那么危险。车主只要握好方向盘就可以，然后反复一下一下地踩踏制动踏板，这样可以把汽车的重心前移，使完好的前轮胎受力，减轻爆裂后轮胎所承受的压力。记住，不要过分用力踩制动踏板。

4、若无备用胎又在附近找不到修理点时，应打开双跳灯，慢行至汽车修理厂，或请求救助。如有备胎，必须找一块平坦的硬地进行更换，尽量避免在斜坡处换胎，以免千斤顶滑落而出事故。

如何预防高速汽车爆胎?

1、上高速前一定要细致检查

2、在车上装一套胎压监测系统

3、做轮胎防扎处理

4、定期将轮胎换位。

5、定期修正车轮平衡度。

汽车前轮 第3篇

汽车的前轮定位参数设定对汽车的动力学性能, 尤其是操纵稳定性有着很重要的影响。不匹配的前轮定位参数会造成转向沉重、前轮摆振以及轮胎偏磨等不利影响。在计算机模拟技术得到广泛应用之前, 汽车前轮定位参数设置的好坏只能通过实车测试和台车试验测定, 从而使得研发周期长、研发成本高。随着计算机模拟技术的发展, 计算机模拟在优化设计过程发挥着越来越重要的作用, 使得设计在初期阶段就能得到验证和改进, 以此替代实车试验和台车试验, 从而大大缩短了研发周期, 降低了研发成本。

本文利用多体动力学分析软件ADAMS软件建立了某微型车的前悬架系统模型, 运用试验设计方法对该车前轮定位参数进行了优化分析[1,2,3,4]。

1 前悬系统模型的建立及验证

1.1 模型的建立

根据实车的前悬架系统在ADAMS/CAR中建立麦弗逊式前悬架的动力学模型 (图1) , 该模型由车体、前减振器上体、转向节总成 (包括前减震器下体和制动底板) 、转向横拉杆、转向器齿条、下摆臂和稳定压杆、车轮总成组成。

模型的关键硬点参数是由厂家提供的三维模型提取出来的。减震器和螺旋弹簧力学参数由试验获得。

1.2 模型的验证

为了检验模型的有效性, 将激振台的上下激励位移设为50mm, 使两前轮同向跳动, 并利用样车进行台架试验进行实测。输出模拟和实测的前轮定位参数在轮跳范围内的变化曲线, 对两者进行对比。图2是前轮改进前模拟与实测的前束角、外倾角、主销后倾角和主销内倾角随轮跳的变化曲线对比。由图2可以看出, 模拟与实测曲线大体一致, 这表明建立的前悬架动力学模型在预测前轮定位参数随轮跳的变化上是可行的, 但前轮外倾角和前束角的变化范围不能很好地符合理想曲线的要求, 需要对参数进行必要的优化设计。

2 前轮定位参数的设计

2.1 优化目标的建立

由图2知, 前轮外倾角、主销后倾角、主销内倾角在轮跳范围内呈单调趋势, 有效地改进满载时前轮定位参数的取值可以很好地减小各参数在轮跳范围内的变化范围, 从而可以有效地提高整车的操纵稳定性, 减少转向沉重、前轮摆振和轮胎偏磨现象的发生。

国外大量同类车型的资料表明, 通常满载时取该车型理想的前轮外倾角α=1°, 取主销后倾角β=3°, 取主销内倾角γ=10°, 取前轮前束角δ=0.1°。针对图2反映出的问题, 需要对前悬架的部分硬点布置进行调整。

由于车辆结构参数的变化往往会使上述4个车轮定位参数同时发生变动, 因此单独对一个前轮定位参数变量进行优化使得其与对应的理想曲线非常接近, 并不能保证其他前轮定位参数与各自的理想曲线吻合。这是一个多目标优化问题, 因此需要建立如下优化目标函数[5]:

显然, obj值越小, 优化效果越好。

优化过程涉及多个参数的情况通常采用试验设计方法。由于并不一定每个参数都会对目标值产生较大的影响, 因此可以通过敏感性分析挑选出影响力较大的参数, 然后对其进行优化。具体步骤如下:

(1) 综合考虑工程实际情况, 在保证生产成本的基础上, 选择能够改动的硬点参数, 设计二水平 (即表1中水平1、水平2) 析因试验, 然后进行敏感性分析, 考察各因素的影响趋势筛选出影响力较大的几个因子。

(2) 针对筛选出的因子进行2k全因子试验, 根据结果总结出各因子对优化目标的影响规律, 并得出优化方案。其中, k为因子个数。

2.2 敏感性分析

根据原车的实际情况和工程实施的可行性, 可改动的硬点为转向梯形断开点在空间3个方向 (X轴、Y轴、Z轴) 的坐标值, 下摆臂与副车架连接点在空间3个方向的坐标值。所选择的硬点参数及其水平如表1所示 (以左半边悬架为例) 。

各硬点参数之间都可能存在相关性, 若要进行全因子试验, 则需要进行26=64次试验, 这里只进行影响趋势的预估, 所以先进行1/4分式析因分析, 通过ADAMS/Insight计算获得前轮外倾角α值, 主销后倾角β值, 主销内倾角γ值, 前轮前束角δ值和优化目标obj值[6,7]。计算结果见表2。

由表2的计算结果可得各个设计参数的主效应值, 如图3所示。

从图3中可以看出, 对obj影响最大的4个参数是:下摆臂和副车架连接点在空间的3个方向的坐标值A、B、C以及转向梯形断开点Z轴方向的值F。而且各因子之间的交互作用效应不能忽略, 必须进行2k全因子试验。

2.3 全因子正交试验

根据敏感性分析确定的4个主要影响因素, 进行24全因子正交试验, 即因子A、B、C和F。考虑生产成本因素, 尽量减小原车改动, 其他设计硬点参数都保持原车状况。考察各因子之间的交互作用及其影响结果[8]。

由表3的结果可得各因子的主效应和交互效应如图4所示。图4中, ABCF=-0.020表示因子A、B、C、F交互影响的结果为-0.020, 其余依此类推。

由图4可知, B和C、C和F有着很强的交互作用。这些交互作用的影响会掩盖某些因子的主效应, 因此需要绘出B和C、C和F的响应曲线图来观察各因子对obj的影响[9]。

由表4可知, 对C-1和C1参与试验, 从B-1水平变到B1水平效应为

(6.6788+5.2193) /2- (5.7076+5.8816) /2=0.154

对B-1和B1参与试验, 从C-1水平变到C1水平效应为

(5.8816+5.2193) /2- (5.7076+6.6768) /2=-0.642

对C-1和C1参与试验, 从F-1水平变到F1水平效应为

(6.9490+4.8169) /2- (5.4354+6.2843) /2=0.023

对F-1和F1参与试验, 从C-1水平变到C1水平效应为

(6.2843+4.8169) /2- (5.4354+6.949) /2=-0.642

由此可知, 因素C水平变化要比因素B水平变化显著, 因素B的参与对因素C的影响不大;因素C的水平变化要比因素F的水平变化显著, 因素F的参与对因素C的影响不大。

综上所述, 因素B、C、F均选择水平2, 优化目标obj的值为最小。即下摆臂与副车架连接点B向Y轴正向移动10mm, 下摆臂与副车架连接点C向Z轴正向移动10mm, 转向梯形断开点F向Z轴正向移动5mm可以达到较好的优化结果。

改进前后该微型客车在满载时时的前轮定位参数值及其目标值见表5, 通过比较可以发现, 改进后, 满载时前轮前束角值得到明显改善, 变化了78%, 已经非常接近理想值;主销内倾角和主销后倾角也分别得到了15.9%和12.1%的改善, 比较接近理想值;前轮外倾角则偏离理想值9.7%, 但这样的水平在可以接受的范围内, 且由图2可知, 前轮外倾角的变化曲线在轮跳范围内为一单调递减曲线, 由于结构和成本的限制, 在只改变设计允许的硬点参数的条件下, 无法明显改变曲线的变化率, 这说明对前轮外倾角有明显影响的硬点参数不在设计许用变量之中。

综上所述, 优化评价指标在总体上得到了8.5%的改进, 如图5所示, 且3个目标参数得到明显优化, 效果明显。

3 结论

(1) 利用ADAMS软件建立了微型客车的前悬架系统动力学模型, 运用试验设计方法对前轮定位参数进行了优化设计。模拟计算的结果表明, 经过优化匹配, 满载时前轮前束角、主销后倾角、主销内倾角分别得到78%、15.9%和12.1%的改进, 使得整车的操纵稳定性得到明显改善。上述研究方法可以推广应用于同种类及其他种类车型的前轮定位参数设计上。

(2) 通过改变下摆臂与副车架连接点Y、Z方向的坐标值和转向梯形断开点Z方向坐标值可以有效地对前轮定位参数进行优化匹配, 显著提高车辆的操纵稳定性, 明显减少转向沉重、前轮摆振以及轮胎偏磨等现象的发生, 到达预定的设计目标。

参考文献

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汽车前轮 第4篇

传统的汽车转向器,有齿轮齿条传动,蜗杆滚轮传动,还有循环球式转向器。作为转向助力系统,有液压转向泵传动及电动助力汽车转向器。前3种为机械传动,最后两种为辅助动力转向器。

微型和中高级轿车的转向器采用齿轮齿条传动。其装载量不大、前轮采用独立悬架的货车和客车也用齿轮齿条式转向器。这种结构的缺点是齿条加工精度难以控制,齿轮的齿数太少,只有6齿,齿轮齿条的啮合只有几个点接触,接触面积小,压力大,容易磨损;货车和客车的转向器采用循环球式传动和蜗杆滚轮传动转向器,其输出力矩虽然大,但体积大,结构复杂,传动比设计的范围小,成本高。

由于传统的汽车转向器,传动比设计范围小,用在汽车上,需要液压转向泵助力或电动助力系统,直接或间接的增加发动机的负载,增加了燃料的消耗。

以上几种汽车转向器还有共同的缺点就是结构复杂,加工精度不容易控制,生产成本太高,无法实现标准化,系列化生产。

2 摆线式汽车转向器的转向控制原理

传统的汽车转向器,在转弯时,两个前轮的受控角度相同。不能在转弯的任意时刻,使两个前轮的运行轨迹始终处在同一圆心的两个不同半径上。因而造成前轮转弯时运行阻力加大和前轮胎的加速磨损。这大概是汽车发展史上遗留的一个技术问题。

摆线式汽车转向器由于垂直安装,摆杆水平旋转运行。左右拉杆在摆杆上的连接位置,设计成按中心线左右错开一个预定尺寸,这个预定尺寸根据前轮的轮距确定。当两个前轮在转弯时,具有不同位置的受控角度,使转弯半径小的一侧前轮拉杆直线移动范围大,而转弯半径大的一侧前轮拉杆直线移动范围小。这样就可以实现直线运行时两个前轮处于平行状态,转弯时随着转弯半径的变化,两个前轮始终运行在一个圆心的两个不同的半径上。

转向控制原理是:该转向器的摆杆水平旋转,在中心位置两侧的旋转角度,作用在左右拉杆上的直线移动幅度,是角度的余弦函数。汽车直线运行时,摆杆处于中间位置,中间两侧的10度范围内,拉杆的直线移动距离,近似等于摆杆旋转时拉杆连接点的弧线长度。当摆杆偏离中心位置角度加大时,作用在拉杆上的直线位移幅度随着角度加大而减小。由于转弯半径内侧前轮受控角度的起始位置超前中心线一个角度,而转弯半径外侧前轮受控起始位置滞后中心线一个角度。转弯时,外侧前轮的拉杆首先进入直线移动幅度减小的函数范围,内侧前轮滞后一个角度进入直线移动幅度减小的函数范围。所以内侧前轮的转向角度大于外侧前轮的转向角度。两个前轮转向角度的差值,是随着转弯半径的减小而加大。因此该转向器能够实现前轮平行安装,在最小和最大转弯半径控制范围内,两个前轮始终运行在同一个圆心的两个不同的半径上,如图1汽车转向器转向角度控制示意图所示。

两个前轮转向角度的差值设计范围,取决于两个拉杆在摆杆上的固定点之间的距离τ。τ值的设计根据,是两个前轮的轮距。

本实用新型汽车转向器加工部件极少,成本低至不足百元人民币。可以做成不同规格不同速比的汽车该转向器,无论是轿车,还是载重汽车都适用,可以将传统的各种汽车转向器统一成为一种标准形式。实现系列化、规模化生产。

3 摆线式汽车转向器设计

根据传统的转向器结构和优缺点,设计新型的摆线式汽车转向器。这种转向器采用一齿差减速方式,摆杆内齿套与带机座的齿轮啮合。根据摆线式运行原理,带机座的齿轮,为中心固定部分,内齿齿轮是与摆杆做成一体的齿轮套。偏心外套为机械动力的高速输入端,用万向节与方向盘连接。偏心外套旋转时,产生推动作用力。使摆杆内齿套沿着机座上的齿轮圆周相切旋转运行。为减少摩擦,提高传动效率。偏心外套与摆杆内齿套之间及外齿轮座与中心轴之间,采用滚针轴承。实现滚动摩擦。另外,在内外齿啮合方面,为了克服传统的标准齿型变位齿轮啮合时,啮合受力点不在齿轮的节圆切点上。造成齿面摩擦,运行不稳效率下降的缺点。使摆线式汽车转向器相互啮合的齿轮其齿形相同。采用齿顶部和齿根部的凸凹圆弧,分别与齿顶圆和齿根圆相切。齿顶部和齿根部的凸凹圆弧,又与齿型角公切线相切的非标准圆弧齿形,如图2所示。

这种齿型不但避免了干涉,同时也使啮合点落在节圆的切点上,增加了啮合齿数和受力点的接触面积,减小了压力,基本上消除了齿面的摩擦,提高了可靠性。从而使方向盘的自由行程减小,提高了控制灵敏度。由于传动比的提高,摆杆上的震动力不直接作用在方向盘上。逆向动力很小,所以,司机会感到操作舒适灵敏。

4 新型摆线式汽车转向器的特点

1)体积小,结构紧凑。外齿可以插齿或者滚齿加工。内齿可以插齿,或者用拉刀加工,一次成型,可进一步降低生产成本。从生产工艺角度讲,由于齿尖和齿根全部采用了圆弧的几何形状,无尖角。热处理时,质量容易控制。避免了标准齿轮热处理时的应力不均出现裂纹等现象。

2)成本低,加工工艺简单,部件只有3件。可以设计成结构相同,不同规格,不同速比的转向器,以适应各种车型的需要。从而将传统转向器的多种型式统一成为一个标准形式,实现系列化,规模化生产。

3)与传统汽车转向器相比的优点:自适应角度控制功能。避免了前轮胎的内侧磨损,彻底解决了汽车发展史上遗留的一个技术问题;增加了啮合齿数和接触面积,减小了压力,提高了传动效率和可靠性,使用寿命长;传动比范围大,可以满足各种车型的传动比要求;工艺性好,该转向器采用非标准圆弧齿形,热处理时不会产生应力不均的现象,克服了传统齿轮齿条转向器在淬火时,硬度偏差容易断齿或耐磨性差,对热处理工艺要求苛刻的现象,有利于提高产成品率。

5 新型摆线式汽车转向器的应用

摆线式汽车转向器的加工工艺简单,结构紧凑。传动比设计范围宽,传动效率高。负载受力点接触面积大,磨损小、可靠性高、寿命长。且工艺成本低。

该产品已做成样机,并进行大量数据的原理性实验,测试效率在95%以上,达到预计效果,申报并批准为国家专利,专利号:ZL200520000525.1。其实际应用车型方面还要与汽车底盘联机做进一步的整车实验。

摘要：通过对传统汽车转向器的分析,研制了新型的摆线式汽车转向器。该转向器具有自适应角度控制功能,避免了前轮胎的内侧磨损,很好解决了汽车转向器研究方面遗留的技术问题。

关键词：转向器,摆线式,轮距

参考文献

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[2]谢刚,等.汽车转向器变传动比齿轮齿形的三维动态仿真设计[J].机床与液压,2003(4)133-134.

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[5]赵学敏.汽车底盘构造与维修.北京:国防工业出版社,2003.

汽车前轮 第5篇

1汽车前轮转向阻力矩的研究

汽车前轮转向阻力矩的形成主要包括摩擦阻力矩和前轮回正力矩, 通过表达式可表示为:

式中:TM为前轮转向阻力矩;Tf为摩擦阻力矩;T为前轮回正力矩。

1.1右前轮转向模型

为了得到转向前轮受到的绕主销的回正力矩, 需先对转向轮进行分析。假设在同一车轴上左右两轮胎受力相等为定值, 且轮胎沿轴向受力均匀, 将左右轮用一个位于轴中心的等效轮胎代替, 汽车转向时侧向加速度比较小, 为此建立右转向轮的模型[1], 如图2-1所示。

对右转向轮进行受力分析, 依据虚功原理可得, 右转向轮各方向所受力和力矩产生的绕主销的回正力矩Tr为:

(1-2) 式中:

Fxr、Fyr、Fzr—x、y、z方向上受到的作用力, N;Txr、Tyr、Tzr—右轮胎受到的绕x、y、z轴的力矩, N·mm;Lc—主销后倾距, mm;Li—主销内倾距, mm;

d0、d1、d2、d3和b可以通过如下模型来计算:

同理可得左转向轮上受到的绕主销的回正力矩, 所以转向前轮绕主销的回正力矩T1为:

式中:Fx、Fy和Fz为等效前轮接地点处受到纵向力、侧向力和垂向力;Tz为等效转向轮受到的绕轮胎坐标系z轴的回正力矩。

由于纵向力产生的回正力矩在侧向加速度不大的情况下比较小, 在一定条件情况下可以忽略不计, 所以可得简化后的转向前轮绕主销的回正力矩T2为:

根据式 (1-5) 可分析:

(2) 当车速μ≤5km/h, 即汽车低速转向时, 汽车的转向阻力矩主要是由重力产生的回正力矩, 所以前轮转向阻力矩TM2

(3) 当车速μ〉5km/h, 即汽车较高速转向时, 转向阻力矩主要为转向前轮绕主销的回正力矩。根据式 (1-6) 可知, 要求出T2就必须求出等效前轮侧偏力Fy与等效前轮侧偏力产生的回正力矩Tz, 建立整车二自由度模型。

1.2整车二自由度模型

为了求出汽车在高速行驶转向时的回正力矩, 需对整车进行分析, 建立整车二自由度模型[2]。其中, 汽车在高速行驶时, 其转向角都比较小, 轮胎侧偏特性处于线性范围, 可得出二自由度整车模型动力学方程为:

式中:m整车质量, kg;ay为质心处的侧向加速度, m/s2;Iz为整车绕轴的转动惯量, kg·m2;r为质心处的横摆角速度, rad/s;lf、lr分别为汽车质心到前轴和后轴的距离, m;kf、kr分别为汽车前轮和后轮的侧偏刚度, N/rad;βf、βr分别为汽车等效前轮和后轮的侧偏角, rad;

由汽车运动学关系可得

前面已知汽车前轮转角为阶跃性输入, 汽车整车质心进入等速圆周运动, 即与为定值[3], 所以, 将此式代入 (1-13) , 可得:

由式 (1-9) 和式 (1-10) , 得出

通过式 (1-11) , 可得:

参照文献[4]可知侧偏力产生的回正力矩为:

式中t=0.08m=80mm

将式 (2-11) 和式 (2-12) 代入式 (1-13) , 可得出等效回正力矩t2为:

在汽车高速行驶时, 汽车前轮所受的转向阻力矩主要是回正力矩, 所以可得前轮转向阻力矩TM3与前轮转角δf和车速μ之间的关系:

根据式 (1-6) 、 (1-7) 、 (1-15) , 可得

此式为汽车前轮转向阻力矩与前轮转角及车速的函数关系式。

2具体分析与论述

通过式 (1-16) 所示, 可以分析出:

(1) 车速恒定。汽车前轮转向阻力矩与前轮转角成线性关系, 随转角的增大而增大, 这也充分的解释了在车速一定时, 汽车转角越大, 需要提供的动力也就越大。

(2) 前轮转角恒定。汽车在原地转向状态下, 其前轮转向阻力矩主要包括摩擦阻力矩和重力产生的回正力矩, 此时的转向阻力矩比较大。汽车在低速转向状态下, 其前轮转向阻力矩主要为重力产生的回正力矩, 与车速无关。汽车在高速转向状态下, 前轮转向阻力矩主要包括侧偏力产生的回正力矩和重力产生的回正力矩, 且随着车速的增大而减小。

(3) 在式 (1-16) 中, 汽车前轮转角与车速是比较容易测量出来的, 由此可得出汽车前轮转向阻力矩, 通过建立电动机模型, 机械转向系模型等, 得出电机的输出转矩特性曲线, 从而设计出汽车电动转向系统。

3结论

通过建立右转向轮模型和整车二自由度模型, 分析计算出了汽车前轮转向阻力矩与前轮转角和车速之间的数学关系式。式中为求得汽车前轮转向阻力矩提供了较精确且简单的函数关系式, 同时也为电机的输出转矩特性曲线提供了理论基础, 这是设计汽车电动转向系统的关键部分。

摘要：在汽车电动转向系统转向时, 需要控制电机的输出转矩来克服前轮转向阻力矩, 为了确定电机的输出转矩, 对前轮转向阻力矩进行了研究。通过建立右前轮转向模型和整车二自由度模型, 求出前轮转向阻力矩与前轮转角及车速的数学关系式。

关键词：前轮转角,车速,回正力矩,前轮转向阻力矩

参考文献

[1]黄炳华, 陈祯福.汽车主动转向系统中转向阻力距的分析与计算[J].武汉理工大学学报 (信息与管理工程版) , 2008, 30 (6) :912-915.

[2]杨啟梁.四轮车辆二自由度转向模型研究[J].机械与电子, 2007 (8) :71-73.

[3]张乔.线控转向系统控制策略研究[D].武汉科技大学, 2012.

一例前轮发烫故障排除 第6篇

故障诊断:据驾驶员介绍, 此车一年来出现前轮制动鼓发烫, 而且制动性能不如以前好, 制动软, 反应慢, 检查过制动系统, 更换过制动蹄片, 始终没有根本解决问题。

我们先对该车的制动系统做了了解, 该车系EQ145变形改装车, 但制动系和EQ153相同。做紧急制动试验, 后轮有拖印, 前轮滚花, 点刹软。冷车状态进行5km路试, 手摸制动鼓, 前鼓烫手, 后鼓常温。通过路试, 制动发软的问题可以说就在前轮, 前轮异常高温, 致使制动蹄片的摩擦系数下降后造成制动力下降。

再测试轮毂温度, 低于制动鼓的温度, 说明制动鼓烫的原因不是由轮毂装配造成的。通过做制动排气检验, 发现前制动分泵杆伸缩自如, 与制动调整臂连接良好, 盘动轮胎没有拖滞感。打开制动鼓, 检查制动蹄销套配合良好, 凸轮轴的径向间隙也正常, 只是凸轮立起角度大, 制动蹄片严重磨损。测量制动鼓Φ401mm, 符合使用标准。根据检查结果, 决定更换制动蹄片, 镗削制动鼓。镗削后的制动鼓Φ401.8mm, 并按照该尺寸用磨片机磨削制动蹄片, 装复后调整适当间隙, 再次进行5km路试。测试结果前制动鼓和维修前一样烫。这样看来, 并不是凸轮翻转的角度大造成的。

难道是总泵排气不畅?从排气声音及各项检查看, 总泵的排气还是正常的。为排除控制部分的问题, 我们还是换了一个新总泵。再路试, 制动效果有了很大的变化, 点刹反应快而灵敏, 但是制动鼓依旧发烫。由此判断制动总泵进气量不足也是造成制动效果差的一个原因, 但驾驶员说原总泵也是新的, 一年前换的新驾驶室。一个新总泵用了一年就坏, 不太正常, 原泵极可能不是原厂配套产品。由这一想法我们感觉产品有问题, 它的装配会不会也有问题呢?再查制动总泵的出气管线, 发现了新问题, 制动总泵的上腔接通的是前轮, 下腔接通的是后轮, 这与该车本身设计装配正好相反了。

故障排除:按要求将总泵上腔接后轮, 下腔接到前轮, 再路试, 故障彻底排除。

电传式前轮转弯系统建模与仿真 第7篇

民机安全是民机事业的生命线[1], 起落架设计是飞机设计中最基础的领域之一, 设计和集成的过程中涉及各种各样的工程领域, 并且在最近的几十年中变得越来越复杂[2]。大量的统计表明有50%以上的安全事故发生在飞机的起飞和着陆阶段。飞机前轮操纵系统是实现飞机滑行机动和起降控制的关键部件, 在改善刹车使用寿命, 抗侧风起降、轮胎偶然爆破事故中纠正飞机航向以及减少飞机起降事故方面发挥着非常重要的作用[3,4]。

目前国外在大型民用飞机上普遍使用电传式前轮转弯系统, 相比而言, 目前国内对这方面应用并不成熟, 本文对电传式前轮转弯系统进行了建模仿真, 为进一步研究电传式前轮转弯系统提供技术支持。

1 原理

电传式前轮转弯系统的工作原理是控制器输出命令控制伺服阀, 伺服阀驱动前轮转弯作动器, 从而实现前轮转弯功能。在转弯过程中控制器对比输入命令与实际前轮转弯角度, 实现闭环控制。

如图1所示, 前轮转弯控制系统主要包含选择阀、液压伺服阀、减摆阀、前轮转弯作动机构等。

2 建立仿真模型

基于前轮转弯系统原理, 在LMS Imagine.lab AMESim软件平台中建立了控制系统仿真模型。

如图2所示, 前轮转弯系统主要包含伺服控制模块、前轮转弯激活模块以及减摆模块。

2.1 前轮转弯伺服控制模块

前轮转弯伺服控制模块主要作用是根据转弯指控制前轮转弯角度。

如图3所示, 前轮转弯伺服控制模块由伺服控制器、转弯角度反馈传感器、伺服控制阀组成。当伺服控制系统接收到前轮转弯角度命令时, 控制器比较当前前轮转弯角度与命令角度, 从而控制伺服阀驱动前轮转弯机构运动。

2.2 前轮转弯激活模块

前轮转弯机构在正常工作情况下提供转弯功能。当飞机被牵引时, 牵引车驱动前轮转弯机构, 因此前轮转弯还需要能够使得转弯机构处于自由转向状态。前轮转弯激活模块用于控制前轮转弯处于激活状态或者自由转向状态。

如图4所示, 前轮转弯激活模块未收到激活控制命令时, En-able阀不被激活, 转弯控制阀1将作动器两端连通, 使得作动器内液压油处于内循环状态。当前轮转弯激活模块被激活时, En-able阀被激活, 从而使得液压压力通过转弯控制阀2传输到伺服控制阀, 控制器根据要求控制伺服阀开度, 从而实现前轮转弯功能。

2.3 减摆模块

当飞机在地面滑跑阶段, 由于外界干扰会导致前轮转弯处于摆振状态, 为了降低摆振对起落架机构的伤害, 前轮转弯处于自由转向状态时需要有减摆功能。

如图5所示, 飞机前轮转弯减摆功能是利用小孔节流原理实现起落架减摆。减摆时, 作动器两端液压源处于连通状态, 当外界扰动驱动前轮转弯作动器时, 作动器两端液压油相互流动, 当液压油经过节流孔时产生一定的阻尼, 从而实现前轮减摆功能。

3 仿真结果

3.1 前轮转弯仿真结果

如图6所示, 为测试前轮转弯的跟随性, 在0到15s内连续改变前轮转弯角度命令, 仿真过程中前轮转弯角度始终随者前轮转弯角度变化而变化。

3.2 减摆模式仿真结果

如图7所示, 在1s时, 在前轮转弯机构上施加10000N的力, 用于模拟前轮转弯机构在地面滑跑时受到的地面扰动, 在1.2s时地面扰动力减小为0。

如图8可知, 当前轮转弯机构受到地面扰动时, 作动器腔内压力很快增大到设定压力, 阻碍作动器的运动, 从而起到减摆作用。

4 结论

本文建立了电传式前轮转弯系统, 并对主要功能进行了测试。

(1) 该仿真模型能够实现预期的前轮转弯功能, 并具有良好的动态性能。

(2) 该模型实现了前轮减摆功能, 当转弯机构受到地面扰动时能够起到减摆作用。

参考文献

[1]王敏芹, 郭博智.民用飞机事故/事故征候统计与分析手册[M].航空工业出版社.

[2]聂宏, 魏小辉.大型民用飞机起落架关键技术[J].南京航空航天大学学报.

[3]毕振翰, 许峰.民机起落架转弯性能分析研究[J]科技创新与应用.

农用车辆前轮定位失准的原因及预防 第8篇

关键词：前轮定位,失准,预防

众所周知, 前轮定位的作用是保证农用车辆转向轻便、行驶稳定和减少轮胎及机件的磨损, 它是一组比较小的车轮静态安装的几何角度与尺寸数值, 一般难于靠直观感觉来判断其正确性, 须要借助标尺或专用仪器测量, 如前束尺、侧滑仪等, 主要包括:主销后倾、主销内倾、前轮外倾和前轮前束四项, 由于这些设计形式均体现在前轮上, 故此统称为前轮定位。车轮在使用过程中, 前轮定位因某种原因而改变称为定位失准, 前轮定位失准的车辆在行驶时会出现摆头、跑偏、转向沉重和轮胎异常磨损等症状, 甚至造成恶性事故。签于此, 对农用车辆前轮定位为什么会失准及怎样防止其失准的研究, 就有着比较重要的实际意义。现就农用车辆前轮定位失准的原因及预防措施分别叙述如下:

一、农用车辆前轮定位失准的原因

1、行驶系统故障及使用方面的原因

车架、车桥、悬挂、车轮等组成行驶系的零部件损坏、功能失效或连接松动时, 均可造成前轮定位的失准。农用运输车的前悬架一般都采用独立悬架。当车轮在行驶中因振动而上下移动时, 主销内倾角和车轮外倾角均会不断变化, 如果超载严重, 这两个前轮定位都会失准;如果减振器效能降低, 螺旋弹簧变软, 则会加剧这两定位角的变化。此外, 摆臂与车身或转向节的连接以及减振器与车身的连接出现松动, 橡胶垫圈老化或损坏等, 均会造成前轮定位失准。采用非独立悬架的农用车辆, 当钢板弹簧疲劳变软或与车架的连接松动, 转向节松晃, 球头销、前轮轴承与主销衬套损坏等等, 都会使前轮定位失准。长期行驶在拱形路面的农用车, 因车体向右倾斜, 右侧的前轮定位因磨损会比左侧失准快, 从而破坏了左右前轮定位的一致性。

2、自然磨损的原因造成前轮定位失准

在车辆的使用过程中, 发生在转向主销与衬套、前轮轴承、轮胎、球头销等部位的磨损会引起前轮定位的变化。当车轮轴承因磨损而间隙变大时, 车轮在行进中的横向晃动量增加, 其前束值和车轮外倾角将会因车轮晃动而处在不断的变动当中;主销与衬套的配合间隙因磨损变大时, 会同时造成四个定位角的改变;球头销间隙变大时, 将会引起前轮前束值的不断变化;前轮轮胎出现不均磨损后, 它与地面的贴合部位随之改变, 前束和车轮外倾角将会出现不规则的改变。事实上, 前轮定位在使用中因自然磨损而改变是不可避免的, 只要磨损不严重, 前轮定位就不会失准。

3、金属零件变化的原因造成前轮定位失准

组成前轮定位的金属零件在受到外力作用时会发生弯曲变形, 这种变形会改变前轮定位的几何角度和尺寸数值, 引起前轮定位的改变。在其他条件不变的情况下, 当前桥因承受车体重量而弯曲时, 主销内倾角会变大, 车轮外倾角变小;车桥扭曲变形时, 主销后倾角会改变;当车架纵梁因装配而弯曲变形时, 主销后倾角变大;当转向横拉杆变弯时, 前束会变大;当转向主销与前轮轴的几何夹角因变形而变小时, 车轮外倾角会变小;农用车辆上转向节主副套管的连接销因碰撞而弯曲时, 主销后倾角会变小, 甚至会出现负值的情况, 这是在使用农用车辆时应注意的问题。金属零件轻度的变形, 用弹性是能够恢复的, 它对前轮定位造成的影响一般不会超出其设计范围, 但过大为综合的变形会使前轮定位失准, 甚至造成金属零件永久性的弯曲、扭曲和断裂, 由此造成的前轮定位的改变将是恶性和难以恢复的, 这也就破坏了农用车辆的正常行驶性能。

二、预防前轮定位失准的措施

通过上述的分析, 农用车辆的前轮定位在使用过程中总是处在不断变化当中, 如果维护保养跟不上, 前轮定位失准是迟早的事。因此, 要做的工作主要有下列三件:一是要合理使用农用车辆;二是要加强保养, 以减慢失准的速度;三是及时做好检查调整及恢复工作。

1、尽量避免车辆的震动和碰撞, 以减轻轮胎、金属零件的磨损和变形

金属零件的变形是由于受到外力的作用, 而振动和碰撞都会加重其变形量, 引起前轮定位的失准, 行驶在平坦路面上的车辆, 尽量避免急刹车、急转弯;在颠簸路面上行驶时, 应低速慢行;农田作业时, 要小心躲让树木、田埂、水坝、立石等障碍物, 油门的使用要柔和而均匀, 供油时间不要过早, 起步、停车和换档不要过猛;在胡同、街巷等狭窄路行车, 要防止撞墙。

2、农用运输车辆不超载

超载会加重车体变形, 造成前轮定位失准严重;货物装载不规范、不居中, 使车辆跑偏和行驶不稳, 同样也会引起定位值变动。因此, 给车辆装载货物时, 装载量一定要符合规定, 装载位置、货物重心要尽量居中, 其高度和伸出车厢的长度要符合要求。

3、要注意检查、调整和保养, 以延缓前轮定位变化的速度, 并使之保持原标准值

要按规定定期向转向节球头销、主销孔、止推轴承、前轮轴承等部位加注润滑油;经常检查转向主销、前轮轴承及球头销等间隙, 并及时进行调整与恢复;经常检查轮胎磨损情况, 并在行驶到一定里程后换位;要经常对前束进行检查调整, 尤其是在发现轮胎磨损不均匀、车辆行驶不稳或油耗增加时更要检查前束;使用独立悬架的农用运输车, 前轮定位的检测调整顺序是:先主销后倾, 再前轮外倾, 然后是前束的检查调整, 并应注意左右轮的一致性;要随时紧固骑马螺栓及拖拉机前桥中转向节主副套管压瓦的夹紧螺栓;要经常检查组成行驶系的各机件有无裂纹、弯曲、松晃等异常情况出现, 发现问题及早处理。