第23卷 第1期 机械科学与技术 Vol. 23 No. 12004年 1月 MECHAN ICAL SCIENCE AND TECHNOLO GY January 2004
文章编号:100328728(2004) 0120025203
汽车转向梯形断开点位置分析的R 2W 方法
王志强, 杨春风, 卞学良, 魏连雨, 陈 亮
(河北工业大学, 天津 300132)
王志强
摘 要:利用多刚体系统动力学中R 2W 方法进行机构运动计算, 编制了汽车麦弗逊悬架转向梯形断开点位置计算
机辅助分析通用程序. 并进行了分析计算, 与传统的平面作图法和平面解析法相比, 考虑因素多, 计算精度高, 为麦弗逊悬架转向梯形设计提供了精确实用的方法。关 键 词:麦弗逊悬架; 转向梯形; 多刚体动力学; 断开点中图分类号:TH122 文献标识码:A
R 2W Analysis of Splitting Point of WAN G Zhi 2qiang , YAN G Chun 2feng , B IAN , Liang
(Hebei University of Abstract :We calculated the mechanism multi 2rigid 2body system dy 2namics. The determination of point steering linkage is developed. Compared with conventional , more factors are considered in this paper and the solution is and useful method is provided for designing the split Acker 2rman steering McPherson strut.
K ey w ords :McPherson strut ; Steering mechanism ; Multi 2rigid 2body system dynamics ; Splitting point
转向梯形对汽车转向性能, 驾驶舒适性和轮胎寿命等方面都有影响。由于麦弗逊悬架和转向梯形组成的系统是复杂的空间杆机构, 当转向梯形断开点位置(图1中E 点) 选择不当时, 会造成转向梯形与悬架机构的运动不协调, 汽车行驶时出现前轮摆振现象, 加剧轮胎磨损, 破坏操纵稳定性[1]。确定麦弗逊悬架转向梯形断开点位置的传统方法是平面作图法, 这种方法忽略了悬架机构运动对转向性能的影响, 很难获得较理想的断开点位置。本文应用多刚体系统动力学中的R 2W 方法(图论方法) 进行机构空间运动分析, 考虑了车轮跳动时麦弗逊悬架对转向梯形运动干涉产生转向误差的影响, 并可根据转向过程中的实际要求合理分布转向误差, 以获得良好的汽车转向性能。
1 转向机构的运动分析1. 1 机构有向图
1. 2 模型的简化及运动学关系式
h 7为滑柱上下部之间的滑动约束, h 8为横拉杆与转向节连接
的球铰链。引入图论的概念, 将刚体B i (i =1, 2, …, 6) 定义为
顶点, 将铰链h j (j =1, 2, …, 8) 定义为弧, 采用规则标号法规定方向, 得到麦弗逊悬架和转向梯形的有向图(图2)
。
图1 麦弗逊悬架转向机构简图
麦弗逊悬架和转向梯形简图(图1) , 图中B 0为车身,
B 1为下摆臂, B 2为转向节, B 3为车轮, B 4为滑柱, B 5为转向摇臂, B 6为转向横拉杆; h 1为下摆臂轴柱铰链, h 2为转向节下球头铰链, h 3为车轮轴柱铰链, h 4为滑柱上端球铰链, h 5为摇臂轴柱铰链, h 6为转向摇臂与横拉杆连接的球铰,
收稿日期:20021129
作者简介:王志强(1971-) , 男(汉) , 河北,
研究生
引用树型系统的关联矩阵S 和通路矩阵T 后, 得到以矩阵形式表示的刚体系统质心矢径表达式, 即
[r ]=r 0[1]n +[D ][1]n
→
→
→
T
(1)
→:r 0
式中:[r ]为B i 刚体质心位置r i 矢径构成的列阵
→
为刚
→
体B 0的质心矢径:[1]n 为元素为1的n ×1维列阵:[D ]为通路向量d ij 构成的n ×n 矩阵。
→
D =-C T
机械科学与技术 第23卷式中:T 为通路矩阵; C 为加权关联矩阵, 其元素C ij =S ij C ij , 详见文献[2]
。C ij 是体铰矢量, 元素S ij 构成关联矩阵S 。
→
→
1222344
所以减缩系统中的12个变量φ1, φ1, φ2, φ3, φ1, φ1, φ2, 5666φ43, φ1, φ1, φ2, φ3中只有5个是独立的, 另外的7个与它们
是相关的。要补充7个约束方程来建立这些相关关系。1. 4. 2 约束方程
麦弗逊悬架系统约束方程的建立见图4, 在与转向节相连的滑柱体(刚体B 2) 上设置一个单位矢量L 2, 在滑柱的上部(刚体B 4) 设置一个与L 2平行的单位矢量L 4, 连接L 2和L 4两矢量的端点设置一个矢量d 。在悬架运动的任意时刻, 刚体B 2和B 4之间只能沿滑柱轴线滑动, 两者轴线始终在一轴线上, 三矢量都应满足相互平行的条件, 即
(4) L 2×L 4=0
L 2×d =0
(5)
图2 麦弗逊悬架转向 图3 减缩系统有向图
机构系统有向图
为了能利用上述运动学表达式, 必须将图2所示麦弗
逊悬架和转向梯形的闭环系统简化为树型系统。首先将闭环系统的铰链h 7, h 8切除, 得到原系统的减缩系统的有向图(图3) 。减缩系可得出相应的关联矩阵S 和通路矩阵T 。统的S 和T 均为分块对角阵(用虚线分开) 。即减缩系统被刚体B 0分为3个子系统:第一个为B 02B 12B 22B 3子系统, 具有的关联矩阵S 1和通路矩阵T 1; 第二个为
B 0-B 4, 具
这三个有S 2和T 2; 最后一个为B 02B 52B 6, 具有S 3和T 3。
子系统均为有根树型系统, 其运动学表达式为
[r ]
→k
式中∶
L 2=l 2x i +l 2y j +l 2z k L 4=l 4x i +l 4y j +l 4z k d =d x i +d j +d z k
将式和式(, 即
-2z l 2y 4z =0
l 4x -l 2x ・l 4z =0-l 2y ・l 4x +l 2x ・l 4y =0-l 2z ・d y +l 2y ・d z =0l z ・d x -l 2x ・d z =0-l 2y ・d x +l 2x ・d y =0
(7) (6)
=r 0[1]nk +[k []→
→
T
(式中:k , 02B 23; k =2时对应B 02B 402B 52B 6子系统。1. 3 在进行矢量方程(2) 式的数值计算时需要的是矢量在参考系中以坐标分量形式表示的矢量。由于多刚体系统结构的复杂性, 各个刚体上的矢量在统一的参考坐标系中的投影关系也是相当复杂的。我们必须在每个刚体上选择各自的连体坐标系, 将刚体上的矢量在各自的连体坐标系中投影, 然后再分别转换到统一的参考坐标系中。第一个树形系统各刚体上的连体系中的矢量向参考系转换的转换矩阵为
A i =
A 01Q T i 0A i -1Q T i -1
i =1i =2, 3
(3)
上述式(5) 和(6) 中的每3个公式中, 只有2个是独立
的, 第3公式可由另两个公式导出。各取其中两个组成联立方程组, 即为麦弗逊悬架系统约束方程。
同理可得第二个树形系统和第三个树形系统的转换矩阵, 在此从略。1. 4 系统自由度与约束方程1. 4. 1 系统自由度
图3所示麦弗逊悬架和转向梯形减缩系统中有三个子系统。在B 02B 12B 22B 3子系统中, h 1为一个柱铰, 有一个
12
φ2φ2相对转动自由度φ1; h 2为球铰, 有3个自由度φ1、2、3; h 3
图4 悬架机构约 图5 转向机构约
束方程矢量
束方程矢量
为柱铰, 有一个自由度φ31, 所以该子系统中共有5个自由
44
φ度。在B 02B 4子系统中, h 4为球铰, 有三个自由度φ1、2、4
φ在B 02B 52B 6子系统中, h 5为柱铰, 有一个自由度φ53。1; h 666
φφ为球铰有三个自由度φ61、2、3, 所以该子系统中共有4个
自由度。这样整个减缩系统中共有12个自由度。
实际上麦弗逊悬架和转向梯形具有5个自由度, 即转向摇臂摆动, 车轮绕转向节上下球销中心连线的转动, 车轮的上下跳动, 车轮绕轮轴的转动及滑柱绕其轴线的转动。
转向机构的约束方程的建立见图5, 在刚体B 0, B 1, B 2, B 5, B 6上分别设置5个矢量L 00, L 1, L 22, L 5, L 6, 这5个矢量构成的矢量封闭图, 在系统运动过程中任意时刻均封闭, 即满足
L 00+L 5+L 6=L 1+L 22
(8)
写成坐标分量形式, 得转向机构的约束方程
l 5x +l 6x +l 00x -l 1x -l 22x =0
l 5y +l 6y +l 00y -l 1y -l 22y =0l 5z +l 6z +l 00z -l 1z -l 22z =0
(9)
综上麦弗逊悬架和转向机构的约束方程组成7阶非线
第1期 王志强等:汽车转向梯形断开点位置分析的R 2W 方法性方程组, 方程组中除L 0, L 00为常矢量外, 其余矢量均是
112个广义坐标的函数。选下摆臂摆动角φ摇臂摆动角1、56φ车轮绕轮轴转角φ3拉杆绕其轴线转角φ1、1、2及滑柱绕其
轴线的转动角φ43作为输入变量, 则可由悬架及转向系统的约束方程解出其余的7个未知量。1. 5 车轮转向角及前轮定位角
为求得前轮转向角, 从前轮中心沿轴方向设置一个单位矢量e =[0, 1, 0]T , 矢量终点为M 点(如图1) 。通过式
(2) 可计算出B 、C 、G 、F 、M 各点任意时刻在参考系下的
差, 从图6中可以看出车轮跳动至极限位置时(车轮上下跳
) , 车轮最动为±40mm , 相应下摆臂摆动角α=-6°～+6°
大摆动误差为0. 611°, 满足设计要求。图7为整个转向过程车轮摆动误差分布图, 车轮最大转向角时(最大转向角θ
) 的最大摆动误差为0. 297°=30°, 由于接近最大转向角时, 汽车行驶速度一般较慢, 摆动误差放宽对转向稳定性不大。
3 结束语
坐标, 从而可求得:
前轮转向角
′θ=arctan
y M -y G z D -z B z D -z B -(10)
主销后倾角
r =arctan
(11)
应用多刚体系统动力学中的R 2W
方法, 对麦弗逊式悬架系统转向机构进行空间运动分析计算, 编制了断开点位置分析程序, 可对断开点位置
图6 汽车直线行驶时车轮跳
动引起的车轮摆动误差
主销内倾角
ζ=arctan
车轮外倾角
η=arctan
13(12)
2 转向误差计算实例
转向梯形断开点的理想位置应是在车轮处于某一转向
位置时, 随着车轮上下跳动, 车轮不应绕其主销摆动。但是, 由于麦弗逊悬架转向机构是空间杆机构, 悬架运动过程中转向杆系与悬架杆系的运动不协调, 车轮在上下跳动过程中总会有一些摆动, 其不协调摆动误差, 用车轮上跳或下跳某一位置时车轮转向角与车轮平衡位置的车轮转角之差表示。即
σ=|θ(14) i -θ| 汽车在整个转向过程中, 车轮总的摆动误差为
σs =
图7 整个转向过程车轮摆动误差分布图
i =1j =1
66
I J
|θij -θ|(15)
式中:I 为至最大转向角总等分数; J 为车轮从最低跳至最
高位置总等分数。 利用本文程序对某轿车麦弗逊悬架转向梯形进行了分析计算, 机构参数如下:α=3. 70°, β=9. 30°, X A =25.
00, Y A =207. 00, Z A =258. 00, X B =10. 50, Y B =542. 00, Z B =242. 00, X D =-26. 10, Y D =454. 70, Z D =680. 00, X N =
-127. 00, Y N =505. 00, Z N =242. 50, X E =-18. 50, Y E =25. 00, Z E =242. 50, X k =-18. 50, Y k =25. 00, Z k =
选择不当引起的转向轮摆动误差进行计算分析, 并生成转
向轮摆动误差分布图, 具有直观性。该分析程序与平面制图法和平面解析法相比, 考虑了悬架系统的运动对转向机构的影响, 使计算结果更科学、合理。利用该程序对麦弗逊悬架转向梯形进行了分析计算, 精度高, 速度快, 可用于麦弗逊式转向机构设计计算。
[参考文献]
[1] 张洪欣. 汽车设计[M ].机械工业出版社, 1978[2] 刘延柱. 多刚体系统动力学[D].上海交通大学, 1989[3] 兰风崇等. 前置组合式转向梯形机构的运动模型及优化设计
[J].汽车工程, 1997, (3) :186～190
[4] 张越今. 多刚体系统动力学在汽车转向和悬架系统运动分析
中的应用[J].汽车工程, 1995, (5) :263～273
[5] 卞学良. 轮式车辆双横臂悬架转向机构优化设计[J].兵工
242. 50, X L =98. 00, Y L =12. 00, Z L =242. 00, 参考坐标
学报, 2000, (1) :1～4
[6] Feizien M L , Cronin D L. Steering error optimization of the
macpherson strut automotive front suspension [J].Mech anism and Machine Theory , 1985,20
系xyz , 其原点选在地平面、车身左右对称平面和过前轮轮
心的垂直平面的交点上, x 向前为正, y 向左为正, z 向上为正。
图6为汽车直线行驶时车轮跳动引起的车轮摆动误
第23卷 第1期 机械科学与技术 Vol. 23 No. 12004年 1月 MECHAN ICAL SCIENCE AND TECHNOLO GY January 2004
文章编号:100328728(2004) 0120025203
汽车转向梯形断开点位置分析的R 2W 方法
王志强, 杨春风, 卞学良, 魏连雨, 陈 亮
(河北工业大学, 天津 300132)
王志强
摘 要:利用多刚体系统动力学中R 2W 方法进行机构运动计算, 编制了汽车麦弗逊悬架转向梯形断开点位置计算
机辅助分析通用程序. 并进行了分析计算, 与传统的平面作图法和平面解析法相比, 考虑因素多, 计算精度高, 为麦弗逊悬架转向梯形设计提供了精确实用的方法。关 键 词:麦弗逊悬架; 转向梯形; 多刚体动力学; 断开点中图分类号:TH122 文献标识码:A
R 2W Analysis of Splitting Point of WAN G Zhi 2qiang , YAN G Chun 2feng , B IAN , Liang
(Hebei University of Abstract :We calculated the mechanism multi 2rigid 2body system dy 2namics. The determination of point steering linkage is developed. Compared with conventional , more factors are considered in this paper and the solution is and useful method is provided for designing the split Acker 2rman steering McPherson strut.
K ey w ords :McPherson strut ; Steering mechanism ; Multi 2rigid 2body system dynamics ; Splitting point
转向梯形对汽车转向性能, 驾驶舒适性和轮胎寿命等方面都有影响。由于麦弗逊悬架和转向梯形组成的系统是复杂的空间杆机构, 当转向梯形断开点位置(图1中E 点) 选择不当时, 会造成转向梯形与悬架机构的运动不协调, 汽车行驶时出现前轮摆振现象, 加剧轮胎磨损, 破坏操纵稳定性[1]。确定麦弗逊悬架转向梯形断开点位置的传统方法是平面作图法, 这种方法忽略了悬架机构运动对转向性能的影响, 很难获得较理想的断开点位置。本文应用多刚体系统动力学中的R 2W 方法(图论方法) 进行机构空间运动分析, 考虑了车轮跳动时麦弗逊悬架对转向梯形运动干涉产生转向误差的影响, 并可根据转向过程中的实际要求合理分布转向误差, 以获得良好的汽车转向性能。
1 转向机构的运动分析1. 1 机构有向图
1. 2 模型的简化及运动学关系式
h 7为滑柱上下部之间的滑动约束, h 8为横拉杆与转向节连接
的球铰链。引入图论的概念, 将刚体B i (i =1, 2, …, 6) 定义为
顶点, 将铰链h j (j =1, 2, …, 8) 定义为弧, 采用规则标号法规定方向, 得到麦弗逊悬架和转向梯形的有向图(图2)
。
图1 麦弗逊悬架转向机构简图
麦弗逊悬架和转向梯形简图(图1) , 图中B 0为车身,
B 1为下摆臂, B 2为转向节, B 3为车轮, B 4为滑柱, B 5为转向摇臂, B 6为转向横拉杆; h 1为下摆臂轴柱铰链, h 2为转向节下球头铰链, h 3为车轮轴柱铰链, h 4为滑柱上端球铰链, h 5为摇臂轴柱铰链, h 6为转向摇臂与横拉杆连接的球铰,
收稿日期:20021129
作者简介:王志强(1971-) , 男(汉) , 河北,
研究生
引用树型系统的关联矩阵S 和通路矩阵T 后, 得到以矩阵形式表示的刚体系统质心矢径表达式, 即
[r ]=r 0[1]n +[D ][1]n
→
→
→
T
(1)
→:r 0
式中:[r ]为B i 刚体质心位置r i 矢径构成的列阵
→
为刚
→
体B 0的质心矢径:[1]n 为元素为1的n ×1维列阵:[D ]为通路向量d ij 构成的n ×n 矩阵。
→
D =-C T
机械科学与技术 第23卷式中:T 为通路矩阵; C 为加权关联矩阵, 其元素C ij =S ij C ij , 详见文献[2]
。C ij 是体铰矢量, 元素S ij 构成关联矩阵S 。
→
→
1222344
所以减缩系统中的12个变量φ1, φ1, φ2, φ3, φ1, φ1, φ2, 5666φ43, φ1, φ1, φ2, φ3中只有5个是独立的, 另外的7个与它们
是相关的。要补充7个约束方程来建立这些相关关系。1. 4. 2 约束方程
麦弗逊悬架系统约束方程的建立见图4, 在与转向节相连的滑柱体(刚体B 2) 上设置一个单位矢量L 2, 在滑柱的上部(刚体B 4) 设置一个与L 2平行的单位矢量L 4, 连接L 2和L 4两矢量的端点设置一个矢量d 。在悬架运动的任意时刻, 刚体B 2和B 4之间只能沿滑柱轴线滑动, 两者轴线始终在一轴线上, 三矢量都应满足相互平行的条件, 即
(4) L 2×L 4=0
L 2×d =0
(5)
图2 麦弗逊悬架转向 图3 减缩系统有向图
机构系统有向图
为了能利用上述运动学表达式, 必须将图2所示麦弗
逊悬架和转向梯形的闭环系统简化为树型系统。首先将闭环系统的铰链h 7, h 8切除, 得到原系统的减缩系统的有向图(图3) 。减缩系可得出相应的关联矩阵S 和通路矩阵T 。统的S 和T 均为分块对角阵(用虚线分开) 。即减缩系统被刚体B 0分为3个子系统:第一个为B 02B 12B 22B 3子系统, 具有的关联矩阵S 1和通路矩阵T 1; 第二个为
B 0-B 4, 具
这三个有S 2和T 2; 最后一个为B 02B 52B 6, 具有S 3和T 3。
子系统均为有根树型系统, 其运动学表达式为
[r ]
→k
式中∶
L 2=l 2x i +l 2y j +l 2z k L 4=l 4x i +l 4y j +l 4z k d =d x i +d j +d z k
将式和式(, 即
-2z l 2y 4z =0
l 4x -l 2x ・l 4z =0-l 2y ・l 4x +l 2x ・l 4y =0-l 2z ・d y +l 2y ・d z =0l z ・d x -l 2x ・d z =0-l 2y ・d x +l 2x ・d y =0
(7) (6)
=r 0[1]nk +[k []→
→
T
(式中:k , 02B 23; k =2时对应B 02B 402B 52B 6子系统。1. 3 在进行矢量方程(2) 式的数值计算时需要的是矢量在参考系中以坐标分量形式表示的矢量。由于多刚体系统结构的复杂性, 各个刚体上的矢量在统一的参考坐标系中的投影关系也是相当复杂的。我们必须在每个刚体上选择各自的连体坐标系, 将刚体上的矢量在各自的连体坐标系中投影, 然后再分别转换到统一的参考坐标系中。第一个树形系统各刚体上的连体系中的矢量向参考系转换的转换矩阵为
A i =
A 01Q T i 0A i -1Q T i -1
i =1i =2, 3
(3)
上述式(5) 和(6) 中的每3个公式中, 只有2个是独立
的, 第3公式可由另两个公式导出。各取其中两个组成联立方程组, 即为麦弗逊悬架系统约束方程。
同理可得第二个树形系统和第三个树形系统的转换矩阵, 在此从略。1. 4 系统自由度与约束方程1. 4. 1 系统自由度
图3所示麦弗逊悬架和转向梯形减缩系统中有三个子系统。在B 02B 12B 22B 3子系统中, h 1为一个柱铰, 有一个
12
φ2φ2相对转动自由度φ1; h 2为球铰, 有3个自由度φ1、2、3; h 3
图4 悬架机构约 图5 转向机构约
束方程矢量
束方程矢量
为柱铰, 有一个自由度φ31, 所以该子系统中共有5个自由
44
φ度。在B 02B 4子系统中, h 4为球铰, 有三个自由度φ1、2、4
φ在B 02B 52B 6子系统中, h 5为柱铰, 有一个自由度φ53。1; h 666
φφ为球铰有三个自由度φ61、2、3, 所以该子系统中共有4个
自由度。这样整个减缩系统中共有12个自由度。
实际上麦弗逊悬架和转向梯形具有5个自由度, 即转向摇臂摆动, 车轮绕转向节上下球销中心连线的转动, 车轮的上下跳动, 车轮绕轮轴的转动及滑柱绕其轴线的转动。
转向机构的约束方程的建立见图5, 在刚体B 0, B 1, B 2, B 5, B 6上分别设置5个矢量L 00, L 1, L 22, L 5, L 6, 这5个矢量构成的矢量封闭图, 在系统运动过程中任意时刻均封闭, 即满足
L 00+L 5+L 6=L 1+L 22
(8)
写成坐标分量形式, 得转向机构的约束方程
l 5x +l 6x +l 00x -l 1x -l 22x =0
l 5y +l 6y +l 00y -l 1y -l 22y =0l 5z +l 6z +l 00z -l 1z -l 22z =0
(9)
综上麦弗逊悬架和转向机构的约束方程组成7阶非线
第1期 王志强等:汽车转向梯形断开点位置分析的R 2W 方法性方程组, 方程组中除L 0, L 00为常矢量外, 其余矢量均是
112个广义坐标的函数。选下摆臂摆动角φ摇臂摆动角1、56φ车轮绕轮轴转角φ3拉杆绕其轴线转角φ1、1、2及滑柱绕其
轴线的转动角φ43作为输入变量, 则可由悬架及转向系统的约束方程解出其余的7个未知量。1. 5 车轮转向角及前轮定位角
为求得前轮转向角, 从前轮中心沿轴方向设置一个单位矢量e =[0, 1, 0]T , 矢量终点为M 点(如图1) 。通过式
(2) 可计算出B 、C 、G 、F 、M 各点任意时刻在参考系下的
差, 从图6中可以看出车轮跳动至极限位置时(车轮上下跳
) , 车轮最动为±40mm , 相应下摆臂摆动角α=-6°～+6°
大摆动误差为0. 611°, 满足设计要求。图7为整个转向过程车轮摆动误差分布图, 车轮最大转向角时(最大转向角θ
) 的最大摆动误差为0. 297°=30°, 由于接近最大转向角时, 汽车行驶速度一般较慢, 摆动误差放宽对转向稳定性不大。
3 结束语
坐标, 从而可求得:
前轮转向角
′θ=arctan
y M -y G z D -z B z D -z B -(10)
主销后倾角
r =arctan
(11)
应用多刚体系统动力学中的R 2W
方法, 对麦弗逊式悬架系统转向机构进行空间运动分析计算, 编制了断开点位置分析程序, 可对断开点位置
图6 汽车直线行驶时车轮跳
动引起的车轮摆动误差
主销内倾角
ζ=arctan
车轮外倾角
η=arctan
13(12)
2 转向误差计算实例
转向梯形断开点的理想位置应是在车轮处于某一转向
位置时, 随着车轮上下跳动, 车轮不应绕其主销摆动。但是, 由于麦弗逊悬架转向机构是空间杆机构, 悬架运动过程中转向杆系与悬架杆系的运动不协调, 车轮在上下跳动过程中总会有一些摆动, 其不协调摆动误差, 用车轮上跳或下跳某一位置时车轮转向角与车轮平衡位置的车轮转角之差表示。即
σ=|θ(14) i -θ| 汽车在整个转向过程中, 车轮总的摆动误差为
σs =
图7 整个转向过程车轮摆动误差分布图
i =1j =1
66
I J
|θij -θ|(15)
式中:I 为至最大转向角总等分数; J 为车轮从最低跳至最
高位置总等分数。 利用本文程序对某轿车麦弗逊悬架转向梯形进行了分析计算, 机构参数如下:α=3. 70°, β=9. 30°, X A =25.
00, Y A =207. 00, Z A =258. 00, X B =10. 50, Y B =542. 00, Z B =242. 00, X D =-26. 10, Y D =454. 70, Z D =680. 00, X N =
-127. 00, Y N =505. 00, Z N =242. 50, X E =-18. 50, Y E =25. 00, Z E =242. 50, X k =-18. 50, Y k =25. 00, Z k =
选择不当引起的转向轮摆动误差进行计算分析, 并生成转
向轮摆动误差分布图, 具有直观性。该分析程序与平面制图法和平面解析法相比, 考虑了悬架系统的运动对转向机构的影响, 使计算结果更科学、合理。利用该程序对麦弗逊悬架转向梯形进行了分析计算, 精度高, 速度快, 可用于麦弗逊式转向机构设计计算。
[参考文献]
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242. 50, X L =98. 00, Y L =12. 00, Z L =242. 00, 参考坐标
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系xyz , 其原点选在地平面、车身左右对称平面和过前轮轮
心的垂直平面的交点上, x 向前为正, y 向左为正, z 向上为正。
图6为汽车直线行驶时车轮跳动引起的车轮摆动误