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依照在车轮上输入点和测量点之间的比率，由前三种输入形式可以计算出轮胎悬架系统的传递效率。

通过改变励磁振幅，就可以发现其非线性特征。

正弦输入和频率扫描可以使检测变得容易一些。

对于一个快速的特征描述任意地无关联地输入是十分重要的：

通过一次测试，一个事先定义好的频域也许能够被调查研究。

路面轮廓是悬架舒适性能的一个直接评价标准。

为了描述悬架系统的舒适性能，需要测试轮毂，座椅，减震器的三个轴向的加速度。

脚踏板，座椅扶手以及方向盘处加速度的比较是舒适性能常用的一个指标。

如果工作台不是还能嘈杂，感应噪声还是能够被估计的。

这种工作台的技术条件可能是：

悬架冲击：

±100毫米

最大驱动速度:

2.8m/s

最大加速度：

270m/s2

带宽：

最大200Hz

疲劳试验可以应用于整个悬架系统或者从系统中分离出来的悬架系统的一部分（如悬架臂或者弹簧等）。

在使用中的工作台取决于被测试系统复杂程度。

根据系统的复杂程度，使用一个可以和其他减震器相连接的液压减震器就可以测试组件。

一个单一的液压装置应当有以下规格：

三个轴向支撑（能够同时提供x,y,z轴的轴向力）

加载程序

完整的主体或者通用固定的结构

信号记录器

将要被测试的悬架系统安装在车身上或者虚拟车身上，车身安装在有综合制动器的工作台上；同样的工作台也可以对整个轿车车身进行疲劳测试。

图3.85展示了上述的工作台：

悬架系统安装在车身上，车身通过结构1固定在工作台上。

悬架系统通过一组制动器施加垂直力，纵向力和侧向力。

制动器通过3杆和4杆施加纵向力和侧向力。

制动器必须设计为具有无限的寿命。

制动器依据在真实路面上收集到得载荷的变化曲线来施加载荷；为了缩短测试时间，如果没有结构损害，有一部分实验将会被去除。

当对一个单一零件进行测试的时候，工作台将会比较小，而且可以被用作不同的测试：

它由一个通用设备检测元件和执行机构和一些液动执行机构组装而成。

对于不同的部件，这些工作台可以很容易的更换工具来执行测试。

图3.86是一个测试导杆悬架纵向摇杆的工作装置。

1点相当于身体的关节，2点和3点相当于手臂的关节；4点是轮毂凸缘。

摇杆与细杆5安装在试验台上能够产生轴向力的反作用力。

特别是,1点通过三根杆固定从而消除了任何的线性位移，2点只有垂直位移支撑，然而3点有侧向的和垂直位移的限制。

与轮毂凸缘相一致，通过两个液压的制动器对4点施加载荷；A1模拟垂直静载荷，A2在yz平面内按给定的倾角施加周期性载荷从而能够产生侧向反力和随之发生的载荷转移。

一个不同的装置可以模拟牵引力也可以模拟制动力。

图3.85

图3.86

第四章转向系统

4.1简介

根据对的路径控制不同，车辆可以分为两类：

引导车辆，更确切地说是运动学上的引导车辆,其轨迹由一套运动学制约来固定。

驾驶车辆，其三维或者二维曲线轨迹由一个导航系统所决定，该导航系统由驾驶员或者由一个电子设备所决定。

导航系统通过施加压力从而能够改变它的运行轨迹。

首先运动学约束施加压力，该压力用来修改轨迹从而使其没有任何变形，即被假定为足够的坚硬和足够的强壮。

虽然在很多现实案例中它是一个很好的近似，但是完美的运动导航还是比较抽象的。

其次，根据车辆的运行状态的变化，由导航系统产生的约束力也相应的发生变化，这些车辆可以说成是被动态的引导着。

除了由推进器直接产生的约束力来改变轨道以外，通常还有两种形式：

状态的变化可以足够大，大到可以被飞行员或驾驶员直接感受到。

状态的变化可以足够小，小到可以被忽略掉。

第一种情况是空气动力或水动力控制的车辆，驾驶员操纵控制表面，引起产生约束力状态的变化从而能够修正运行轨道。

状态的变化和实际产生的约束力之间通常会有一定的时间上的延迟。

因此，驾驶员能够明显地感觉到动态控制的变化。

在道路车辆中，情况是完全相同的但是驾驶员却有着完全不同的印象：

司机操作方向盘引起车轮转向并伴随有一定的侧滑，从而产生侧向力。

这些力引起了车辆状态的变化（β角的变化）然后所有车轮将发生侧滑：

产生的力改变了运行的轨道。

然而，轮胎的直线性能和较高的侧偏刚度给驾驶员留下运动学的印象并不是动态学的印象。

轮子似乎是畅通无阻的滚动，轨道似乎是有车轮的中心平面的引导方向所决定。

这一印象对机动车的研究影响了很长一段时间，运动的观念源自转向,而且在某种意义上模糊了这个现象真正的含义。

驾驶员的印象和运动的途径相一致，至少是遵照轮胎的直线性能。

当达到较高的侧偏角时，中等水平的驾驶员就会有车辆失去控制的印象，其中这种现象中的大多数发生的比较突然。

这一印象由事实所证实，在正常道路环境下，特别是所用轮胎为子午线轮胎的话，只有当达到侧偏力极限时，侧偏角才会变大。

这些情况仅仅是一种迹象，因为有一些中间情形，例如可变化约束的运动学导向或者磁悬浮列车。

不同点更多的出现在数量方面而不是质量方面以及不同点很大程度上取决于或多或少的车辆的刚度和由于指导设备而使车辆产生各种各样的反应状态。

我们也应该注意到概念上是有可能产生扭矩的，该力矩首先通过与我们以前所解释的不同的方法来修改模拟车辆的角度。

不平等的牵引或制动力可以应用到轮相同的车桥或空气动力可以应用在汽车对称平面从而代替旋转方向盘。

在这两种情况下，该力矩引起轮子侧向滑移一个角度以致弯曲了车辆的轨道。

我们可以想象一辆没有轴控而是依靠不同的车轮制动来控制的车辆。

履带车辆控制的方式相似，但是由于轮胎和履带之间有本质上的差别因而它们的动力学是相当不同的。

正如我们之后所看到的,差动制动器被用于一些相同的控制系统，用它来提高车辆的动态特性或操作：

路径是由司机操纵方向盘来设置的，而自动控制系统通过差动制动器使车辆运行正确，或者有些时候也通过附加的转向角度。

在接下来的段落，我们将会叙述转向系统的主要构成，包括：

转向机构

转向器，将转向盘的转动转化为转向横拉杆的移动

转向管柱，连接转向盘和转向器

4.2转向机构

在解释转向机构的构造之前，让我们先深入了解一下道路车辆。

低速度或运动转向的定义和轮式车辆的运动一样是由纯滚动的轮子所决定的。

所有轮子中心速度的方向都位于中分平面即侧偏角α非常小。

在这些情况下轮子不能够产生侧向反力来平衡由于转弯行驶而产生的离心力。

只有在速度相当小的情况下运动学转向才能够实现。

一辆汽车有四个轮子，其中两个可以转向（图4.1）。

允许运动转向的关系一定存在而且很容易发现，在这种情况下，两个前轮中心平面的垂线与后轮中心平面的垂线必然相交与相同的一点。

图4.1四轮车辆的运动转向和两轮车辆的运动学转向

等式4.1应当包含主销之间的距离或者更好为主销与地面之间交点之间的距离从而代替宽度t

消除两等式中的R1之后，δ1和δ2之间的关系便可发现：

一种被称为克曼转向或者克曼几何的设备允许车轮完全按照等式4.2进行转向。

没有真实的转向机构让汽车严格遵循规律。

一种由实际的δ2和等式4.2得到的δ2之间差别而定义的转向误差Δδ2可以由,δ1所获得。

例如，如图4.2是一种由铰接四边形构成的装置，该装置主要应用于装有齿轮齿扇式转向器的刚性轴悬挂装置。

通过这一简单的装置，AB杆能够调节转向轮。

为了计算δ1和δ2之间的关系，需要考虑一些几何关系。

AB杆的长度为

当转动转向轮，A,B两点的位置分别变为A’和B’，A’和B’相对于原点O1沿x轴方向的距离为

A’和B’之间距离的平方为

图4.2

但是这一距离等于

的平方，并且δ1和δ2的关系也能够得到：

其中

根据δ1可以解出等式4.7，从而获得δ2。

经计算可以得到以下关系：

其中

从而可以计算出δ2。

正如所建议的那样，如果这两个转向臂相交与后轮轴与车辆对称平面相交处，那么γ角就可以计算出来：

在图4.3a中为由Jeantaud四边形和使用正确的运动的关系以及三个不同γ角相比较得到的δ2和δ1之间的关系。

如图4.3b所示，由任意角δ1便可以计算出转向误差Δδ2=δ2−δ2c。

Jeantaud条件造成γ=13.3°以及相当大的转向误差。

其他三条为γ=16°，γ=18°，γ=20°时绘出的曲线（在这三种情况下，转向臂相较于后轴的后面）；随着γ角降低，因为较低的转向角，从而误差也减小。

不过在低转向角度低错误是伴随着大误差大转向角度的。

折衷是必需的：

γ=18°是一个合理的选择。

为了简洁，我们省略掉了齿轮齿条式转向器的转向误差的复杂计算；参考图4.4.

图4.3（a）（b）

图4.4

如果我们假设齿条和转向横拉杆在同一平面内（并不总是正确）或者三角OAB总是在一个水平面内，我们可以从外观上看出转向误差取决于a和h的尺寸，尺寸受到发动机空间的限制。

最后，让我们考虑一下，齿轮齿条式转向器的箱子和独立悬架连接在一起，在这种情况下，因为由于对悬架冲击的不对称性会引起不符合要求的前束角的变化，从而转向横拉杆不能够被应用。

不同的转向装置可以被应用；如图4.5：

图4.5

如图所示的上半部分,为轻型车辆（例如越野车辆）的代表。

由转向器驱动的转向臂是铰接四边形的一部分，与横拉杆相连接或者直接由一对所构成。

以上两种方法的选择取决于可应用的空间以及悬架的弹性运动性能。

如图所示的右下半部分，为公共汽车上的，或者一般更多的是应用于转向轮之间的距离和转向轴相关联的车辆上。

在这种情况下，需要一个长的纵拉杆，一个刚性轴（和左面相同）还需要附加一个摇臂。

在过去曾经做过许多努力来减小转向误差；然而正确的运动学转向的重要性总是被过高的估计。

作为一个事实时,我们应该记住:

：

1.转向时，轮子的侧偏角总是存在

2.滚动时，大多数悬架引起额外的转向角

3.大多数情况下，转向轮应有微量的前束角

4.悬架的冲击和变形会引起附加的转向角

所有的这些事实减小了转向误差的重要性，并且表明这一问题应该从一个更为宽泛的角度来看待。

然而，转向误差对前轮轮胎的磨损和方形盘的自动回正有重要的作用，

而影响驾驶员对方向盘的感觉。

转向盘扭矩的增长与转角大小的关系是相当重要的，从而可以获得一个合适的几何学特征。

大部分车辆的中心轨迹半径为：

等价简化的二轮车辆的转向角δ通常也被称为monotrace模式。

虽然需要通过两轮车辆转角余切的平均值来计算，但是它也和转角的平均值非常接近。

例如，如图4.2质心在中心轴上的汽车以半径为10米曲线行驶，正确的转角为δ1=15.090°,δ2=13.305°，δ=14.142°。

如果直接对转向角求平均值则得到δ=14.197°，只有0.36%的误差。

通常单一轨道模式转向角δ为同一轴上轮子转向角的平均值。

如果轨道半径远大于轴距则等式4.9变为

等式4.11也可写为：

表达式1/Rδ有着重要的物理意义：

它是按照轨道半径曲率1/R运行的车辆的反应和引起该反应的输入的比值。

因此它是一种定向控制的转换函数，通常被称为轨道曲率增益，在运动转向情况下等于轴距的倒数。

如图4.4所示，对于装有独立悬架和齿轮齿条式转向器的车辆来说转向机构是相当不同的。

只有当横拉杆和齿条相对齐以及转向臂通过后轴中心线的中间部分时，Jeantaud条件才能够被证实。

完整明确地计算转向误差是非常繁重的。

利用一个数学模型我们可以得到如图4.6所示的图表，和以前的情况相比较转向误差会大一点。

尽管如此，我们还是认为最大误差为5°还是可以被接受的。

图4.6

第二条曲线的转向误差是前轮驱动的汽车在最大驱动力条件下计算得到的；这些变化通过牵引力的作用对主销纵向位移产生的作用。

随着方向盘的转角，也必须计算车轮的转角；这种情况计算的结果显示在图4.7中；结果是通过一个简单的代表转向装置的铰接机构的数学模型获得的。

表格的右半部分表示出了转向盘逆时针最大转动360度时，左车轮转向角的变化。

在表格的左半部分表示了右车轮转向角的变化。

因此，转向装置总的传动比大约为20:

1.

对于没有助力转向装置的汽车这一值是非常典型的，由于更快反应，对于有助力转向的汽车这一值将会减小。

这两条曲线几乎是直线，至少在所研究的领域是；转向盘转动大约400°的时候将会失去这一性能。

图4.7

4.3齿轮齿条式转向器

在当今几乎所有的轿车和轻型工业车辆上都能够发现齿轮齿条式转向器；螺杆齿扇式转向器主要应用于重型工业车辆或者越野车辆。

通过轴齿轮3和齿条1构成的齿轮副，图4.8中的装置将驾驶员转动转向盘的旋转运动转化成了球头2的直线运动，从而操纵转向装置。

齿条同时完成了转向盘和横拉杆的任务。

装置简单并且减少了齿面之间的摩擦还大大提高了机械效率。

这一事实是非常有用的，因为它减少了方向盘上的反作用力矩，并且将轮胎侧向摩擦力真实准确地传递给驾驶员。

对于其缺点是因为受到齿数的限制，转向器的传动比不能够超过一定值。

后者受到材料的抗疲劳强度以及不发生根切的最小齿数的限制。

因此转向盘的反应灵敏度非常高；这一事实使得该装置不能应用于重型车辆。

因此,正如动力转向一度仅给予豪华汽车、齿条和齿轮仅限于小型汽车。

图4.9展示了通过齿轮轴的转向器的横截面；这一装置不是助力的。

齿轮轴由钢球2和滚针轴承3所支撑；钢球承受轴向和径向的联合载荷，而滚针轴承只能承受径向载荷。

弹簧5推动滑块4用来支撑齿条，来控制齿条6和齿轮轴1之间的压力。

图4.8

图4.9

应该注意，齿轮设计为螺旋形是为了允许更大的重合度。

由聚氟乙烯做成的滑套7在转向齿条的另一端提供第二个支撑点。

弹簧5在齿轮和齿条之间来回往复，并且控制各部分之间的内部摩擦。

因为滑块4安装后有一定的空隙，所以当齿条停止的时候弹簧可以吸收一定的动力载荷；螺纹环8调整装配线从而决定空隙的大小。

利用飞溅润滑的齿条和齿轮安装在管状的盒子里；球头连接着齿条和横拉杆并且安装在相同的油里。

两个橡胶垫用来防止润滑油溢出以及防止灰尘进入。

通过同一图中出现的两个洞转向器安装在车身或者支架上；这些用来安装特殊的橡胶衬套从而吸收震动和噪音。

在某种程度上传动比是由机制几何所决定，但是齿轮的原始半径起着主作用。

一旦齿轮被确定或者它的基圆被确定，就会有一种简单的关系：

其中θ角代表插切齿轮工具的压力角；在不同的角度通过修正齿形有可能和齿轮产生正确的联系。

减小每个齿的压力角，齿轮的特征就会被开发出来，当直线行驶时，以齿轮的轮齿啮合开始。

在这种情况下随着转向角的增加节圆半径也增加；当转向角很小的时候，转向盘却是很高的速度；当转向角很大的时候，在停车时转向转矩却在减小。

齿轮的临界点是它的横向尺寸，该尺寸是有必要的冲击（从停止到停止的转向角）和支撑点之间的距离所决定的；还应该记住的是齿轮和驾驶杆必须安装在驾驶员的双脚之间。

横向的体积有时会影响预期的结果。

为了解决这一问题，设计出了带有中心球头的转向器（图4.10）；在这种情况下箱子被穿透，这样两头都可以露在外面，用来操纵转向机构；

当在悬架冲击中需要增加两个横拉杆的长度来获得正确的运动学性能时，这一配置可以被用到。

因为安装（如图所示）或者汽车太狭窄，当转向臂指向前面，那就会发生。

虽然运动学性能受到齿轮位置的很大限制，但是这一组件的自由空间是有限的。

图4.10

根据发动机的位置，发动机的尺寸要适应齿条的安装。

当前轴安装在发动机前面转向臂指向前方时，对于发动机纵向安装和后轮驱动的车辆齿条可以安装在发动机的前面。

它也可以安装在轮子中心的后面,再以转向臂指向前方。

在这两种情况下，齿条必须安装在油底壳的下方。

对于发动机横置前轮驱动的汽车，齿条必须安装在发动机的后面，而且转向臂通常指向后方。

另一个限制齿条安装的因素是需要给方向盘留一个合适的位置。