三轴车辆转向性能分析
多轴汽车的转向系统
第六章多轴汽车的转向系统汽车转向系（Steering System）是用来控制汽车行驶方向、保证汽车直线行驶并灵活改变行驶方向的总成系统。
多轴汽车的转向行驶性能包括转向机动性和转向行驶稳定性等性能。
这些性能都具有非常重要的地位。
汽车转向系的基本要求有：1）转向必须安全可靠。
2）要有正确的运动规律，保证稳定的行驶方向，准确执行驾驶人的意志，保证具有良好的稳态转向特性，防止车身侧倾时过大地牵动车轮转向。
3）多轴汽车应保证具有良好的机动性能，具有较小的转弯半径、转向通道和轨迹差等机动性参数。
4）应保证驾驶操作轻便，以减轻驾驶人的劳动强度。
转向时施加在转向盘上的手力，中型车不得超过360N，重型车和多轴越野车不得超过450N，必要时须加装助力和动力系统。
5）转向盘的回转圈数要尽可能减少，且应具有自动回正能力;特别在车轮受到地面冲击时，不可产生过大的反冲力，一般都应安装阻尼装置，以防止反冲和摆振。
6）对于多轴汽车动力分组转向的后组，必须安装可靠的锁死装置，以确保高速行驶的稳定性和安全性。
多轴汽车的转向系统较为复杂，问题很多，本书仅在介绍转向模式和转向形式的基础上着重介绍转向机动性、转向稳定性和转向轻便性。
第一节转向模式和转向形式一、转向模式所谓转向模式，是指在不同工况下的转向驾驶模式，包括常态转向驾驶、瞬心在后轴线上的转向驾驶、斜向驾驶，90°驾驶、原地回转驾驶、横向驾驶以及复位驾驶七种模式，具体如图6-1所示。
二、转向形式转向形式，是指转向的类型和方式。
例如选用何种转向器，是否装有助力和动力系统，特别是全轮转向，还是部分车轮转向。
在部分车轮（轴）转向中，哪些车轮（轴）是转向轮（轴），哪些是非转向轮（轴）等。
多轴汽车一般都采用机械传递，选用循环球式转向器，装有防振阻尼装置和助力装置以及动力转向系统，且具有应急转向功能。
随着车轴数的增多，转向系统越来越复杂，普遍采用分组动力转向和转向轴与非转向轴的棍合转向，即“转-非”混合或“转-随”混合。
三轴磁通门传感器误差分析与校正
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国防科学技术大学研究生院硕士学位论文
表
目
录
表 1.1 地磁站对磁力仪标定比例系数和正交性测试结果 .......................................... 3 表 2.1 基于设备的零偏标定值 .................................................................................... 12 表 2.2 X轴线性度误差 ................................................................................................. 16 表 4.1 算法估计的零偏值 ............................................................................................ 38 表 6.1 不同磁场下刻度因子温度特性 ........................................................................ 71 表 6.2 三种方法对刻度因子温度特性的逼近误差 .................................................... 74
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国防科学技术大学研究生院硕士学位论文
extended kalman filter based on vector calibration model is used to calibrate vector via simulation. Finally, temperature compensation model established, and the model is proved to be universal. In the end, some conclusions are given and some suggestions for further research are described in detail. Key Words：Three-axis fluxgate magnetometers; Total value calibration model; Vector calibration model; Temperature compensation model; Neural networks; Adaptive filter; Kalman filter
轿车后副车架多轴疲劳分析
轿车后副车架多轴疲劳分析一辆轿车的后副车架是车辆的重要组成部分，它连接了车辆的后轴和车身，承受着车身重量和扭转力的作用。
然而，长期的行驶和较大的荷载容易导致副车架疲劳损伤和失效，影响车辆的安全性和稳定性。
因此，对轿车后副车架的多轴疲劳分析是非常重要的。
多轴疲劳分析是评估结构材料在复杂应力条件下的疲劳性能的过程。
在研究轿车后副车架的多轴疲劳行为时，需要了解车辆的荷载、驾驶条件和工作环境等因素，并采用合适的实验方法和数值模拟技术进行分析。
实验方法主要是通过在实际工作条件下的试验来研究疲劳行为。
例如，可以在实际道路条件下对车辆进行长时间行驶的试验，同时在后副车架的主要应力集中区域安装传感器和监控设备，实时记录和分析该部位的应力变化，并进行疲劳寿命测试。
该方法可以准确模拟真实的工作条件，但需要耗费较长时间和大量资源。
数值模拟技术是通过对车辆结构的材料和受力条件进行建模，并采用计算机软件模拟各种复杂应力场下的材料疲劳性能。
该方法可以模拟多种应力条件下的疲劳破坏模式，预测疲劳寿命，并进行优化设计。
但需要准确的材料参数和较高的数值计算能力。
一般来说，轿车后副车架的多轴疲劳分析需要考虑以下因素：1.荷载：轿车后副车架承受着车身和后轴的质量和加速、制动等力的作用。
因此，荷载是影响后副车架疲劳寿命的重要因素。
2.材料：后副车架的材料应具有较高的强度、塑性和韧性，以抵抗荷载引起的应力和变形。
同时，也需要考虑材料在不同应力下的疲劳寿命和破坏模式。
3.几何形状：后副车架的形状和尺寸影响了它的刚度和应力分布。
因此，需要进行优化设计，以减少应力集中和疲劳破坏的风险。
4.工作环境：轿车后副车架在不同的工作环境下，如高温、湿度、盐雾等条件下，也会受到不同的腐蚀和疲劳作用，因此需要特别考虑。
总之，轿车后副车架的多轴疲劳分析是保证车辆安全性和性能的重要环节。
通过合理的实验方法和数值模拟技术，可以准确评估后副车架的疲劳寿命和破坏模式，并进行结构优化，提高车辆的安全性和稳定性。
基于ADAMS的三十字轴万向节转向系统力矩波动优化
10.16638/ki.1671-7988.2021.04.006基于ADAMS的三十字轴万向节转向系统力矩波动优化杜满胜，郑勇（江铃汽车股份有限公司，江西南昌330052）摘要：汽车转向系统的力矩波动是影响整车操纵性的重要因素之一。
由于受到人机、布置、碰撞安全、装配等限制，转向系统的力矩波动率难于保证。
文章基于MATLAB和ADAMS软件对某车型的三十字轴万向节转向系统进行了力矩波动分析，通过对相位角的优化，降低该车型转向系统的力矩波动率，提高整车操作性能。
关键词：转向系统；三十字轴万向节；力矩波动;ADAMS中图分类号：U462.1 文献标识码：B 文章编号：1671-7988(2021)04-18-03Torque Ripple Optimization of Steering System with Three-Cross UniversalJoint Based on ADAMSDu Mansheng, Zheng Yong( Jiang Ling Motors Co., Ltd. Jiangxi Nanchang 330052 )Abstract: Torque ripple of automobile steering system is one of the important factors affecting vehicle maneuverability. Due to the limitations of man-machine, layout, collision safety and assembly, it is difficult to guarantee the torque ripple rate of steering system. In this paper, based on MATLAB and Adams software, the torque ripple of the steering system with three-Cross Universal Joint of a vehicle is analyzed. By optimizing the phase angle, the torque ripple rate of the steering system of the vehicle is reduced and the operation performance of the vehicle is improved.Keywords: Steering system; Three-Cross Universal Joint; Torque ripple; ADAMSCLC NO.: U462.1 Document Code: B Article ID: 1671-7988(2021)04-18-03前言汽车行业伴随着人们对高品质的驾驶追求而发展迅速，汽车的操纵性能是最能被用户感知的一环，是用户评价整车品质的关键指标。
三轴五档式汽车变速器--说明书
毕业设计题目三轴五档汽车变速器设计学院机械工程学院专业机械设计制造及其自动化姓名学号指导教师二OO 年月日目录摘要 (i)ABSTRACT (ii)第一章前言 (1)1.1手动变速器（MT） (1)1.2自动变速器（AT） (2)1.3手动/自动变速器（AMT） (2)1.4无级变速器 (3)第二章机械式变速器的概述及其方案的确定 (5)2.1变速器的功用和要求 (5)2.2变速器结构方案的确定 (5)2.2.1变速器传动机构的结构分析与型式选择 (5)2.2.2倒档传动方案 (7)2.3变速器主要零件结构的方案分析 (8)第三章变速器主要参数的选择与主要零件的设计 (12)3.1变速器主要参数的选择 (12)3.1.1档数和传动比 (12)3.1.2中心距 (13)3.1.3轴向尺寸 (13)3.1.4齿轮参数 (14)3.2各档传动比及其齿轮齿数的确定 (15)3.2.1确定一档齿轮的齿数 (15)3.2.2确定常啮合齿轮副的齿数 (16)3.2.3确定其他档位的齿数 (16)3.2.4确定倒档齿轮的齿数 (16)3.3齿轮变位系数的选择 (17)第四章变速器齿轮的强度计算与材料的选择 (19)4.1齿轮的损坏原因及形式 (19)4.2齿轮的强度计算与校核 (19)4.2.1齿轮弯曲强度计算 (19) (21)4.2.2齿轮接触应力j第五章变速器轴的强度计算与校核 (23)5.1变速器轴的结构和尺寸 (23)5.1.1轴的结构 (23)5.1.2确定轴的尺寸 (24)5.2轴的校核 (24)5.2.1第一轴的强度与刚度校核 (24)5.2.2第二轴的校核计算 (25)第六章变速器同步器的设计及操纵机构 (28)6.1同步器的结构 (28)6.2同步环主要参数的确定 (29)6.3变速器的操纵机构 (31)第七章小结...................................... 错误!未定义书签。
DQ_35_型钳夹车_魏鸿亮
文章编号:100227602(2008)1020014205D Q 35型钳夹车魏鸿亮(齐齐哈尔轨道交通装备有限责任公司技术中心,黑龙江齐齐哈尔161002)摘 要:详细介绍了DQ 35型载重350t 钳夹车的性能参数、结构尺寸、主要结构材料及试验结果。
关键词:钳夹车;350t ;性能;结构;试验中图分类号:U272.6+5 文献标识码:B1 研制的必要性随着国家电力工业的快速发展,600MW 发电机定子的运输增多,而现有铁路车辆不能满足运输需要。
为提高铁路在大件货物运输市场的竞争力,受中铁特货公司的委托,齐齐哈尔轨道交通装备有限责任公司研制了运输600MW 发电机定子的专用钳夹车。
目前,中国铁路有D 35型、D 30A 型和D 38型钳夹车共3辆,其中,D 35型和D 38型钳夹车能够运输600MW 发电机定子。
D 35型钳夹车是20世纪70年代末研制的产品,该车制造年代早,自重大,速度低,满载后不符合现有桥梁标准要求。
因此,目前600MW 发电机定子等货物的运输大部分依靠D 38型钳夹车完成。
D 38型钳夹车于1997年研制,载重为380t ,自重收稿日期:2008204211作者简介:魏鸿亮(19692),男,高级工程师。
为226t ,轴数为32根,车辆长度为52718mm ,是目前国内载重量最大、轴数最多、车辆长度最长的钳夹车,是运输600MW 发电机定子的主型车辆。
但D 38型钳夹车在运用中存在着不足:(1)在满载运输通过最不利桥梁时速度为10km/h ,属超级超重;(2)运输600MW 发电机定子属一级超重;(3)空车在装用高钳形梁状态下回送属超级超限。
这些都增大了对线路运输的干扰,降低了车辆的重车运用和空车回送效率。
D 38型钳夹车在2005年完成了11次运输任务,2006年和2007年达到12次,2008年预计有同等数量的定子需要运输。
因此,有必要研制自重轻、载重适中、空车不超限、运输600MW 发电机定子不超重的专用钳夹车,以满足600MW 发电机定子的运输要求。
转向架的组成及作用
4、弹性车轮 轮心与轮箍之间安装弹性元件-橡胶垫
5、客货车车轮编号 货车：HDS、HDSA、HDZ、 HDZB、 HDZC
HES、HESA、HEZB 提速轮对：最大残余静不平衡值为125g·m；
50车轴；提速轴承 减重轮对：HDZB、HDSA型车轮；50钢车轴；
无轴箱滚动轴承的轮对 提速减重轮对：
2、对车辆轮对的要求
（1）足够的强度，以保证在允许的最高速度和 最大载荷下安全运行；
（2）应在强度足够和保证一定寿命前提下，使 重量最小，并具有一定弹性，以减小轮轨之间 的相互作用力；
（3）阻力小，耐磨性好；
（4）使车辆在直线和曲线上能顺利运行，并具 有必要的抗脱轨安全性。
二、车轴
（一）车轴各部位名称及作用 1、轴颈：安装滚动轴承，负担车辆重量，并传递各
（5）拉板式定位
用特制弹簧钢材制成的薄形定位钢板， 一端与轴箱相连，另一端通过橡胶节点与构架 相连。利用拉板在纵横向的不同刚度来约束构 架与轴箱的相对运动，实现弹性定位。
（6）拉杆式定位
拉杆两端分别与构架和轴箱相连，拉杆 可以允许轴箱与构架在上下方向有较大的相对 位移。拉杆橡胶垫、套分别限制轴箱与构架之 间的横向与纵向的相对位移，实现弹性定位。
（2）心盘集中承载或部分承载
这种转向架设有摇枕弹簧装置，但无摇 动台结构，我国绝大部分货车转向架是这种承 载方式。还有一种心盘承载，具有轴箱弹簧悬 挂的装置，无中央弹簧悬挂装置。
（三）构架（侧架）与轴箱轮对之间的载荷传递 1、转向架侧架直接置于轮对轴箱上，无轴箱弹
簧装置
2、转向架每侧有纵长的均衡梁，两端支于前后 两个轴箱上
客车：KDS、KKD
四、轮对形状尺寸与线路的相互关系
汽车四轮主动转向系统设计与性能仿真毕业论文 开题报告 L
汽车四轮主动转向系统设计与性能仿真毕业论文开题报告 L本科毕业论文（设计）开题报告论文题目汽车四轮主动转向系统设计与性能仿真班级姓名院（系）汽车工程学院导师开题时间哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）—开题报告制后轮已达到所希望的响应特性。
Wang等也提出了使用基点配置的校正控制器，来控制前轮主动转向的技术。
但在自适应控制系统中所需要对实时的汽车相应参数进行辨别，而在高侧向加速度情况下驾驶员的转向输入往往很小，很精确辨别实时车辆响应参数困难很大，参数辨识的精度也很低，给设计稳定的自适应控制系统带来了极大的困难，这决定了比较适应慢时变系统的自适应控制对于转向系统不一定有效，因为后者的参数变化可能很快，因此许多学者将目光投向了鲁棒控制理论。
鲁棒控制理论是在传统前馈四轮主动转向控制的基础上, 提出一种两自由度四轮主动转向鲁棒控制方法。
该方法通过独立参数化两自由度控制结构的引入, 实现了四轮转向系统对车速变化和轮胎侧偏刚度变化的独立补偿。
其前馈控制器的设计与传统前馈四轮转向控制完全相同, 反馈控制器的设计为一针对轮胎侧偏刚度不确定性的标准H 控制问题。
该方法既充分发挥了传统前馈控制的优点, 又降低了反馈控制器的阶数。
仿真结果表明, 即使在较大的侧向加速度或低附着工况下, 该方法亦可较好地实现稳态横摆角速度增益和质心侧偏角的控制, 具有良好的鲁棒性。
由于轮胎侧向力与垂直负荷之间的非线性关系,因而通过控制前后主动悬架,改变侧倾力矩的分布,可达到控制汽车侧向运动的目的。
汽车转弯时,汽车的侧倾运动造成负载横向转移,使得左右车轮上的侧向力发生变化,改变前后悬架的侧倾刚度比就能控制前后轮上的负荷转移,从而控制前后轮上的侧向力。
通过轮胎的纵向力作用也能对汽车的侧向运动进行控制。
一方面,由于作用在轮胎上的纵向力减小了轮胎的侧向力,因此可通过改变作用在前后轮上的纵向力的比例来控制前后轮上侧向力之间的平衡。
这种间接的侧向运动控制方法已应用在四轮驱动汽车上。
三轴联动原理
三轴联动原理三轴联动原理是指将三个轴线的运动进行联动控制，以实现三维空间中的运动控制。
三轴联动技术在众多应用领域得到广泛应用，其中最为重要的是航空航天、机械制造、汽车、医疗、军事等领域。
三轴联动技术的掌握已经成为了各种工程技术领域的基础知识之一。
三轴联动系统三轴联动系统是由三个轴线控制单元组成的。
轴线控制单元必须与传感器和执行器配合使用，以实现运动控制，如飞机的导航、随机旋转、翻转以及汽车的转向、加速和刹车等。
三轴联动系统的控制单元必须能够感知三维空间中的运动，并根据所需的控制参数调整传感器和执行器的工作方式，从而实现所需的动作。
三轴联动系统的三个轴线通常分别是x、y和z轴线，这些轴线相互垂直且固定在坐标系中。
它们代表的运动方向有区别，如x轴线代表水平束控运动，y轴线代表向上和向下运动，z轴线代表向前和向后运动。
三轴联动系统通常包含了传感器、控制单元和执行器。
传感器传感器用来感知三维空间中的运动。
与三轴联动系统使用的传感器有许多种类，如陀螺仪、加速度计、磁力计和GPS等。
这些传感器产生的信号可用于三轴联动系统对所需运动的感知和控制。
陀螺仪是一种用来测量方向的传感器。
它通过旋转快速旋转的离心轮来检测旋转的方向。
离心轮随着旋转而产生的角动量可以通过陀螺仪来测量，从而确定飞机在空间中的位置和方向。
加速度计是一种用来测量物体加速度的传感器。
它可以通过物体的加速来测量物体的向量速度和方向。
在三轴联动系统中，加速度计通常用来测量物体在y方向上的运动。
磁力计是一种用来测量磁场方向的传感器。
它可以在任意方向上测量磁场的方向和大小，从而确定物体在空间中的方向。
控制单元控制单元用来处理传感器信号并生成执行器控制信号。
控制单元通常由微控制器和多个输入、输出端口组成。
通过输入传感器信号，并采用控制算法处理信号后，控制单元可以控制执行器来实现所需的三轴运动控制。
执行器执行器通过产生推力或转矩来控制飞行器、汽车、机床等设备的运动。
重载汽车动力学性能多目标优化分析
重载汽车动力学性能多目标优化分析张景梅;崔素华【摘要】以三轴重载汽车为例,以影响其动力学性能的悬架参数优化为目的,在随机路面激励的作用下,构建了三点虚拟激励模型,通过建立三轴重载车的六自由度模型,利用虚拟激励法得出驾驶室座椅均方根值表达式,并以加权的加速度均方根值作为平顺性的评价指标;建立汽车转弯运动力学模型,得出侧倾稳定性因数与悬架的侧倾特性和由路面随机激励所产生的动载荷之间的关系,确定以稳定性因数作为汽车侧倾运动的稳定性评价指标;将整车的95百分位四次幂合力作为道路友好性的评价指标.根据悬架刚度和阻尼与各性能评价指标之间的关系,基于Isight软件,运用遗传算法NSGA-II实现了汽车的平顺性、稳定性和道路友好性的多目标综合优化,从而得出了悬架刚度和阻尼的最佳匹配值.该思路对于多轴重载车的参数设计具有参考价值.【期刊名称】《北京交通大学学报》【年(卷),期】2018(042)003【总页数】7页(P120-126)【关键词】重载汽车;多目标优化;评价指标;稳定性因数;平顺性;道路友好性【作者】张景梅;崔素华【作者单位】北京交通大学机械与电子控制工程学院,北京 100044;河北科技大学机械电子工程学院,石家庄 050081;河北科技大学机械电子工程学院,石家庄050081【正文语种】中文【中图分类】U461.1;U463.33随着我国经济的不断发展，货物运输行业对道路交通运输能力的需求也越来越大，道路修筑技术及路面平整度不断得到提高，载货汽车的性能也相应提高，基于汽车行驶平顺性、操纵稳定性、道路友好性的参数优化研究早已得到国内外研究人员的极大关注.文献[1]提出对于复杂多体柔性系统的仿真引入有限元和模态叠加法，应用有限差分法传感器得到了汽车平顺性参数的最优化结果;文献[2]基于梯度信息的近似优化方法，以及平顺性和操纵稳定性，对车辆悬架系统参数进行了高效优化;文献[3]通过分析车速、轴距、悬架刚度、阻尼等对路面损伤的影响，得出道路破坏系数对于悬架刚度和阻尼极为敏感；文献[4]针对平顺性与操纵稳定性的相互影响机理进行分析；文献[5]兼顾行驶平顺性和道路友好性建立了载货车的悬架参数优化模型，对悬架参数进行了优化分析；文献[6]为改善某商用车的平顺性和道路友好性，对悬架刚度和阻尼进行了优化；综合国内外汽车平顺性、操纵稳定性与道路友好性及车辆性能参数优化研究现状，尽管学者们做了大量研究，但在车辆—路面相互作用的研究中仍存在不足：其研究内容多为车辆平顺性或操纵稳定性与道路损伤相结合[7]，尤其是关于载货车稳定性与路面损伤相互关系的研究极为少见.且研究结果多是通过分析优化相关参数后，平顺性或操纵稳定性得到了一定的改善，但随着公路的高速化、重载化，提高重载汽车整体性能，延长汽车零部件寿命，减少道路损伤维修费用为目的的基于道路友好性的整车动力学综合性能研究是一个值得探讨的重大课题，因此对于汽车的主要动力学性能平顺性和稳定性兼顾道路友好性的综合性研究分析，尤其是对与3方面性能均有密切关系的汽车悬架参数的优化分析，在汽车产业具有重要的理论意义和工程应用价值.在汽车动力学研究和路面动力学研究中，路面的不平整引起车辆的振动，车辆的振动又反作用于路面，激励输入模型能否准确地反映实际研究的路面对汽车性能分析研究的准确性有着极其重要的影响，目前对于路面随机激励模型的构建常用理论模拟法，针对路面不平度的理论模拟法国内外学者进行了大量的研究和验证，模拟方法主要有滤波白噪声法[8]、谐波叠加法[9]、AR或ARMA模型[10]等，滤波白噪声法和谐波叠加法主要适宜单轮路面激励的时域分析，且计算量大；AR或ARMA 模型对于路面不平度的检测数据有限.因此，建立合理的路面模型对车辆动力学性能研究至关重要.本文作者以三轴重载车DFL1250A9为例，分别建立其平顺性仿真半车模型和稳定性动力学分析模型，构建B级路面的三点虚拟随机激励模型，针对重载车在转弯工况下不同的行驶力学性能——平顺性和侧倾稳定性，指出悬架参数与道路友好性评价指标、侧倾稳定性评价指标、平顺性评价指标之间的关系，对重载汽车侧倾稳定性、平顺性基于道路友好性进行了多目标优化分析.1 载货车动力学模型1.1 重载汽车动力学半车模型汽车行驶中会受到纵向、垂向和横向3个方向的输入，各方向所表现出来的运动响应特性必然是相互作用、相互耦合的.在匀速转弯运动的工况下，车厢产生侧倾，对于25 t重载车的承载量主要集中于货厢，由侧倾产生的垂向耦合运动对于驾乘人员的垂向舒适度影响可忽略不计，故在平顺性模型建立时，只考虑汽车的垂向运动和俯仰运动.首先对复杂的整车系统进行适当简化和假设：1) 车辆对称于纵向对称面，左右轮胎对应的路面不平度相同；2) 假设路面的不平度为符合正态分布的各态历经平稳随机过程，同侧前、中、后各个轮胎对应的路面不平度不相同，而且存在由轴距引起的响应时滞；3) 轮胎刚度、座椅刚度简化为线性函数；悬架阻尼为速度的线性函数；4) 各轮胎与地面单点接触，无弹跳；路面激励作用在轮胎与路面的接触中心点上.将三轴重载汽车系统近似线性化为一半简化模型，前、中、后轮受到3个随机输入，受力图见图1.图1中各参数设置如下：mb为驾驶室质量为车体质量；mc为平衡杆的质量；Ib、Ic分别为车体和平衡杆俯仰转动惯量；mf、mrm、mrr分别为前悬架、平衡悬架前桥、平衡悬架后桥的非簧载质量；Kc1、Kc2分别为驾驶室的前悬置刚度和后悬置刚度；Cc1、Cc2分别为驾驶室的前悬置阻尼和后悬置阻尼；Kf、Cf分别为转向悬架钢板弹簧刚度和减振器阻尼；Kr、Cr分别为平衡悬架钢板弹簧刚度和减振器阻尼；Ktf、Ctf分别为转向悬架轮胎的刚度和阻尼；Krm、Crm分别为平衡悬架处中桥轮胎的刚度和阻尼；Ktr、Ctr分别为平衡悬架处后桥轮胎的刚度和阻尼；qf、qm、qr分别为分别为转向悬架轮胎、平衡悬架中桥、后桥轮胎垂向位移激励. 根据达朗伯原理建立六自由度的振动运动微分方程(1)式中：Z=[Z1,Zb,Zc,Zs,θb,θc]T；,b,c,s,b,c]T；Zs、Zb、Z1、Zc分别为驾驶室座椅、车体、前桥、平衡悬架中后桥垂向振动位移；θb、θc分别为车体与平衡悬架中平衡杆的俯仰振动位移；M为质量矩阵；C为系统阻尼矩阵；K为系统刚度矩阵；Cq为路面激励阻尼；Kq为路面激励刚度；Q为路面激励位移.图1 三轴重载车六自由度模型Fig.1 6 DOF model of three axle heavy vehicle 利用文献[11]，由式(1)可得到频域范围内的6个频响函数的线性非齐次方程组A6×6×[H1(w)H2wH3wH4wH5wH6(w)]T=[Q1w 0 Q3w 0 Q5w 0]T(2)A6×6为各响应频率响应的系数矩阵，经验证它的秩与其增广矩阵B6×7的秩相等，故方程组有解.后面为书写简单省略自变量w.式中H1、H2、H3、H4、H5、H6]T 对应6个振动响应相对前轮胎随机激励输入的频响函数向量、、、、、T.可求得座椅加速度的频响函数1.2 操纵稳定性模型汽车行驶过程中的操纵稳定性主要包含纵向稳定性和侧向稳定性.纵向稳定性失控主要体现在坡道上纵向行驶时，对于汽车的侧向稳定性，主要表现为汽车的横向滑移或侧翻.当汽车在匀速转弯时产生侧倾运动，车厢的倾斜使悬挂系统发生侧向变形.将整车模型简化为只有绕z轴的横向摆动和沿y轴的侧向运动的二自由度系统见图2.建立汽车侧倾动力学模型即侧倾稳定性因数与悬架的侧倾特性和由路面随机激励所产生的动载荷之间的关系.图2 三轴载重车二自由度模型Fig.2 2 DOF model of three axle vehicle图2中：a1、a2、a3分别为3个轮胎的侧偏角；β为汽车质心的侧偏角；δ为前轮转角；ωr为汽车横摆角速度；m为整车质量；Iz为汽车绕z轴的转动惯量；L1为中后轴的轴距；L2、L3分别为中轴和前轴距汽车质心的距离；u、v分别为汽车质心的绝对速度V在y轴和x轴的分量，v即汽车行驶速度.在前轮角输入下，暂时忽略悬架的影响，假设汽车的垂向位移、侧向位移均为零，只考虑汽车水平的平面运动，建立系统的微分方程如下k1+k2+k3β+×ωr-k1δ(3)L3k1-L2k2-(L1+L2)k3β+×ωr-L3k1δ=Izr(4)汽车作等速圆周运动时，r=0，=0.可求得汽车的转向灵敏度γ=ωr/δ.ki(i=1,2,3)为前、中、后轮的侧偏刚度.下标1、2、3表示前、中和后轮.由式(3)和式(4)可求得稳定性因数为(5)可知轮胎的侧偏刚度Ki影响Kw的值.根据文献[12]，知轮胎侧偏刚度又与轮胎的垂直载荷有着密切的关系，其关系式如下kil(r)=0.067782-9..129(6)式中：为前、中、后三轴的轮胎载荷；下标字母l、r表示左、右.ΔFzil(r)+Fid，i=1,2,3(7)式中：Fzil(r)为静止时前、中、后轴的左(右)轮胎的地面垂直反作用力.垂向载荷的变动量包含两部分：由于路面随机激励在三轴上产生的动载荷Fid和前、中、后三轴左(右)轮胎由于离心力而产生垂直反力的变动量ΔFzfl(r).于是得到改进的稳定性因数为Kl(r)=(8)2 三点路面随机虚拟激励模型本文中的三轴重载车，所受路面激励属于多点激励，由于较大的轴距导致3个轮胎所受异相位的平稳迟滞路面激励，以B级路面工况为例，在频域范围内建立路面模型.假定前、中、后轮受到相同相干平稳的路面激励，建立路面的3个激励点为(9)可把Q(t)视为广义的单点激励，假设Q(t)的自功率谱密度为已知常数，前、中、后轮受到激励的时刻分别为t1、t2、t3，应用虚拟激励法得到三点虚拟激励模型为(10)式中：f、m、r分别为前、中、后轮所受虚拟激励.3 动力学性能评价指标3.1 平顺性评价指标根据GB/T 4970—2009《汽车平顺性试验方法》利用座椅传递给人体加速度确定对应的加权加速度均方根值作为平顺性的评价指标，本文采用驾驶室座椅垂向加速度代替人体加速度进行分析.以驾驶室座椅垂向振动的加权加速度均方根值作为平顺性的评价指标，则有(11)式中：Wzsw 为加权函数，此处为1；为前轴路面激励输入的功率谱密度；为驾驶室座椅垂向加速度频响函数.3.2 操纵稳定性评价指标汽车的操纵稳定性涉及内容广泛，用于表征汽车侧倾操纵稳定性的主要是汽车曲线行驶时的时频响应特性.在汽车等速转弯行驶工况下，用稳态时的横摆角速度与前轮转动角度的比值作为汽车在等速行驶下响应的评价标准.而稳态因数的数值表征汽车的稳态响应，通常关于汽车转弯时稳态响应的研究分析中，只考虑汽车结构参数的影响，在此引入了路面随机激励产生的动载影响和悬架刚度及阻尼的影响，并得到了改进的稳定性因数，使得对汽车稳定性研究趋于准确化.在此将式(7)中改进的稳态因数Kl(r)作为侧倾时操纵稳定性的评价指标.3.3 道路友好性评价指标评价道路友好性的指标主要有：动态载荷系数、道路应力因子和95百分位四次幂合力、全概率损伤及加权集合力等.动态载荷系数只能粗略反映动载荷与道路损伤的关系；道路应力因子没有考虑到动载荷的空间重复性；为了全面地反映车辆对道路损伤的实际情况，提高车辆对路面损伤程度的准确度.Cole和Cebon在四次幂定律的基础上，把各车轮动载荷的四次幂叠加[13-14]，得到“95百分位四次幂合力”.故将“95百分位四次幂合力”作为在道路的友好性的评价指标，计算公式为Φ=η1fη2fη3fFf-stat4+η1mη2mη3mFm-stat4+η1rη2rη3rFr-stat4=1.1×1+1.645DfFf4+0.9×1.1×1+1.645DmFm4+[0.9×1.1×1+1.645DrFr]4(12)式中：η1i为前、中、后轮胎布置影响系数，本例中的中、后桥为并装双轴，且单侧为双轮，所以η11取1.0，η12、η13均取0.9[15].对于轮胎充气压力影响系数η2i，本例实际车辆的轮胎11.R20胎压约为0.88 MPa，在此取ηi均为1.1[15]；D为载荷系数.汽车侧倾时，左、右轮胎的载荷及动载系数发生了变化，左、右轮胎95百分位四次幂合力不再保持无侧倾时理论上的一致性.且汽车左、右侧轮胎产生的动载荷均由侧倾造成的载荷变化量和路面不平度导致的动载荷两部分组成.于是可分别求得汽车产生侧倾后左、右侧轮胎的95百分位四次幂合力，则整车95百分位四次幂合力为左、右侧轮胎载荷95百分位四次幂合力之和.4 悬架参数多目标优化与结果分析由于车辆在行驶过程中速度和路面条件等因素经常变化，优化时设定的行驶工况为：三轴重载车在转弯半径为50 m的B级弯曲路面上以30 km/h的速度匀速行驶. 4.1 优化目标为同时满足平顺性和操纵稳定性的要求，并尽可能减轻对路面的损伤，以函数驾驶室座椅处的垂向振动加速度均方根值、道路友好性95百分位四次幂合力min φ和操纵稳定性因数Kw>0，即降低驾驶员座椅处的垂向振动加速度的均方根值、减少对道路的损伤和稳态运动达到不足转向为优化目标.4.2 选定设计变量由式(8)、式(11)、式(12)可知，汽车的平顺性和侧倾稳定性，道路友好性都与悬架参数有着密切的联系，于是选择前、后悬架的刚度和阻尼为优化分析的设计变量，即X=[KrCrKfCf]T(13)4.3 约束条件1)对于货车平衡悬架的静挠度为fc=50～110 mm，于是本文中平衡悬架的刚度极限约束为Mbg/0.11≤Kr≤Mbg/0.05.式中Mb为簧载质量，m；g为重力加速度，N·m.2)平衡悬架的阻尼系数一般选择Cr=2ζ，式中ζ相对阻尼系数，对于有摩擦的钢板弹簧，ζ的值可选小一些，根据实际和经验可选0≤ζ≤0.2.3)对于前悬架刚度可根据偏频确定，前悬满载偏频范围为1. 50～2. 10 Hz[15].4)悬架动挠度的量值在优化中也要保证，对于载货车，平衡悬架的动挠度fd最大取值范围为60～90 mm[16].这里取最小值60 mm为上限值.所有约束量及约束范围具体见表1.表1 约束量及约束范围Tab.1 Constraint variables and constraints极限值Kr/(N/m)Cr/(N·s/m)Kf/(N/m)Cf/(N·s/m)fd/ mm上限值2 304 60032 600370 00060 0000.06下限值1 047 55021 800168 00025 00004.4 优化结果分析应用Isight软件，选择多目标遗传算法NSGA-II，设置算法种群个体数为32，进化100代，交叉概率为0.9.三轴载重车平顺性、操纵稳定性及道路友好性的多目标优化平台建立.经过优化得到设计变量的Pareto最优解集(蓝色被圈区域)，以及其在目标函数空间中的映射Pareto前沿见图3和图4.(a)目标函数道路友好性空间下(b)目标函数座椅加速度均方根值空间下(c)目标函数稳定性因数空间下图3 前悬架刚度和阻尼的Pareto最优解集Fig.3 Pareto optimal solution set for stiffness and damping of the front suspension由图3(a)看出，在95百分位四次幂合力Pareto最优解对前悬架刚度的变化敏感程度较小，随着前悬架阻尼的减小而减小，即车辆较小的前悬架阻尼的减小引起动载荷变小，从而车辆对于道路的损伤程度减弱.图3(b)表明兼顾车辆的平顺性，前悬架刚度和阻尼的Pareto最优解集在刚度大约300 000 N/m、阻尼接近20 000 N·s/m时的范围内.由图3(c)知在前悬架刚度和阻尼较大时，稳定性因数大于0，此时车辆具有较好的不足转向特性，稳定性较好.(a)目标函数道路友好性空间下(b)目标函数驾驶室座椅垂向加速度均方根值空间下(c)目标函数稳定性因数空间下图4 平衡悬架刚度和阻尼的Pareto最优解集Fig.4 Pareto optimal solution set for equilibrium suspension stiffness and damping图4(a)中平衡悬架刚度和阻尼的变动对于95百分位四次幂合力的影响处于不稳定状况，平衡悬架刚度和阻尼均处于极端时，道路所受到的破坏力较大，所以兼顾道路的友好性，平衡悬架的刚度和阻尼不宜最大或最小.同样平衡悬架的刚度和阻尼处于极值时，数值越大，车辆行驶的平顺性越差，需要一个适中的数值.图4(c)中，车辆侧倾时的稳定性因数在平衡悬架的刚度较大时，数值较小，具有较好的不足转向特性，而对于阻尼的影响不是很明显.根据以上分析，基于道路的友好性，车辆要达到较好的舒适性和侧倾稳定性，悬架参数需要一组适中的值.表2列出了设计变量优化前后的数据.表2 设计变量初始值与优化值Tab.2 Initial value and optimal value of design variables设计变量优化前优化后Cf/(N·s/m)50 63648 795Cr/(N·s/m)25 32021 804Kf/(N/m)251 380269 893Kr/(N/m)2 604 0002 995 104表2中数据表明，在优化之后悬架参数都有了一定的变化，前悬架阻尼比优化前降低了3.64%，前悬架刚度比优化前提高了7.36%；平衡悬架的刚度比优化前提高了15.02%，平衡悬架阻尼比优化前减小了13.89%，这与前面对于设计变量收敛过程分析的结论相一致.在表内优化后悬架参数的匹配下，当道路友好性最好时，该车的平顺性和操纵稳定性达到最佳状态.优化后目标函数的结果如表3所示.由表3可见，前后悬架刚度和阻尼优化匹配后，驾驶室座椅垂向加速度均方根值降低了约7%，内侧轮胎稳定性因数增大了约4.78%，外侧轮胎稳定性因数增大了约4.31%，道路友好性指标95百分位四次幂合力减小了约12.6%，使汽车的平顺性、操纵稳定性和道路友好性均有所提高.优化后目标函数的数值与表1中预定的目标函数的约束范围均满足，故此次优化达到了预期效果.整个优化过程与思路为实际工程中汽车设计提供参考.表3 目标函数的优化比较Tab.3 Comparison of optimization results of the objective function目标函数优化前优化后座椅垂向加速度均方根值/(m/s2)0.023 70.022 0内侧轮胎稳定性因数×10-2/(s2/m2)2.985 33.128 0外侧轮胎稳定性因数×10-2/(s2/m2)2.985 33.114 095百分位四次幂和力×1016/(N4)2.28321.995 95 结论1)提出三轴重载汽车三点路面虚拟激励模型，针对具有较大轴距的三轴轮胎上在受异相位的平稳迟滞路面激励时，该模型的提出使平顺性和侧倾稳定性结果的复杂推导过程简单化，该模型的建立为多轴重载车的动力学研究提供了一条捷径.2)在重载汽车侧倾稳定性研究中，由于载重量较大，悬架的刚度和阻尼、路面不平度对于侧倾稳定性有着较大影响，在悬架的侧倾力矩和轮胎侧偏刚度的计算中，既考虑悬架的刚度和阻尼，又引入路面随机激励所产生的动载影响，建立了改进的三轴重载车匀速转弯行驶时的稳定性因数，弥补了对稳定性因数的以往研究中仅仅只考虑悬架刚度的不足，使对于车辆侧倾稳定性的分析更趋于准确化.3)提出了将前、后悬架的刚度和阻尼作为多目标优化分析的设计参量，对载重车的平顺性、侧倾稳定性和道路友好性三方面性能进行了综合优化的思路，通过设计参量、优化目标函数在优化前后的结果对比，得出了前、后悬架参数的最佳匹配，基于道路友好性，汽车的平顺性和侧倾稳定性得到了较好的改善.本文的优化分析思路对多轴载货汽车的性能研究和参数设计、路面的改进、提高车辆行驶的安全性等方面具有重要的理论参考和工程应用价值.参考文献(References)：【相关文献】[1] GONCALVES J P C,AMBROSIO J A C.Optimization of vehicle suspension systems for improved comfort of road vehicles using flexible multi-body dynamics[C]//4th Symposium on Multi-body Dynamics and Vibration.Chicago,2003.[2] THORESSON M J, UYS P E, ELS J A S. 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三轴转向架一系悬挂弹簧设计
第４ 期
黄志辉， 张红军， 孙永鹏：三轴转向架一系悬挂弹簧设计
对于２１ ｔ 轴重的Ｃ０－ Ｃ０ 轴式机车， 每轴箱采用２ 组圆 弹簧， 计算可得每个弹簧的横向刚度应不小于２ ｋＮ／ｍｍ， 才能满足上述要求。 １．２ 三轴转向架端轴一系簧垂向刚度的确定 从理论上讲， 一系簧垂向静挠度大对机车高速运 行的垂向性能是有好处的。 但采用轮对空心轴架悬方 案后， 受车轴与空心轴之间的间隙限制， 一系簧垂向静 挠度不能大于６０ ｍｍ， 初步定为５５ ｍｍ。 此外， 轴箱弹簧 的工作空间受到轴箱结构及轴箱与构架间的空间限制， 每个一系簧既要满足横向刚度大于２ ｋＮ／ｍｍ， 又要满足 ５５ ｍｍ 静挠度的要求， 对设计来讲是很困难的。 必须有 所取舍， 即总要牺牲横向或垂向某方面的部分性能。 由 于横向必须满足导向性能的要求， 因此， 只能牺牲部分 垂向静挠度。 １．３ 三轴转向架端轴一系簧参数的确定 经过几十次设计、 计算、 比较、 分析， 最后设计的 端轴一系簧的技术参数为：有效圈 ２．０， 总圈数 ３．５， 簧 条直径４２ ｍｍ， 弹簧中径２４０ ｍｍ， 自由高２０５ ｍｍ， 静挠度 ３８．９ ｍｍ， 工作载荷４４．０７９ ｋＮ， 横向刚度２．０２７ ｋＮ／ｍｍ， 垂 向刚度１．１３３ ｋＮ／ｍｍ。
允许三角坑的量值为± ４ ｍｍ， 即最大高度差为 ８ ｍｍ。 运行速度为 ２００ ｋｍ／ｈ 的 Ｃ ０ － Ｃ ０ 轴式机车， 转向架轴距为 ２．１ ｍ、 ２．３ ｍ。 为了简化分析， 按最坏情况计算， ２．３ ｍ长 线路三角坑仍取 ８ ｍｍ （因轴距小于 ２．４ ｍ， 实际值应略 小于８ ｍｍ） 。 为了使推导具有普遍性， 假设端轴一个一系簧垂 向刚度为 ｋ ， 中间轴一系簧垂向刚度为 ｘｋ ， ｘ 为中间轴一 系簧垂向刚度系数， 单个一系簧承载为 ｐ ， 落车状态应 调整一系簧垫使３ 根轴一系簧承载相等。 线路没有三角 坑时， 一系簧承载情况见图 １。 下面推导三角坑引起中 间轴一系簧增载的情况， 即中间轴一系簧比端轴还要 多压缩三角坑的量值， 见图 ２。
重型商用车平衡悬架系统运动学分析
10.16638/ki.1671-7988.2020.13.039重型商用车平衡悬架系统运动学分析靳建龙1，孙桓五1,2（1.太原理工大学机械与运载工程学院，山西太原030024；2.煤炭资源开采利用与装备工程国家级实验教学示范中心，山西太原030024）摘要：为了全面分析重型商用车平衡悬架系统运动学特性，在对钢板弹簧平衡悬架系统及其关键部件工作特点和运动特征进行分析的基础上，在CATIA/DMU中构建了八自由度平衡悬架机构运动学模型并对重要运动学特性进行了可视化仿真分析。
同时进行了某三轴牵引车平衡悬架运动学校核试验，证明了所提出的方法和模型是可行的。
关键词：平衡悬架；运动学；CATIA/DMU中图分类号：U469 文献标识码：A 文章编号：1671-7988(2020)13-125-04Kinematic Research on Tandem Suspension System For Heavy-dutyCommercial VehicleJin Jianlong1, Sun Huanwu1,2( 1. Taiyuan University of Technology, School of Mechanical and Transportation Engineering, Shanxi Taiyuan 030024;2.National Experimental Teaching Demonstration Center for Coal Resources Exploitation,Utilization and Equipment Engineering, Shanxi Taiyuan 030024 )Abstract:For thoroughly research the kinematic performance of tandem suspension system of heavy-duty commercial vehicle, the 8-DOF kinematics model was built based on the analysis of the working characteristics and motion mechanism of the tandem suspension system and its key components, and as well as the significant kinematics law were simulated by CATIA/DMU. Besides, the suspension package test of certain three axles tractor with tandem suspension was carried out, which proved that the proposed method and model were feasible.Keywords: Tandem suspension; Kinematic; CATIA/DMUCLC NO.: U469 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2020)13-125-04引言目前，钢板弹簧平衡悬架在重型商用车后悬架系统中被广泛应用。
三轴车辆转向性能分析
低速转向半径进行比较 ． 验证 了多轴 车辆侧向动力学模型的合理性 基 于该模型 ， 分别分析 了定比例转 向系统 和 变比例转向系统的低速转 向半径和 高速操纵稳 定性。结果表 明： 比例转向的多轴转向系统低速机动性不够 定
好 ． 高速 稳 定性 很 差 ： 比例 转 向的 多轴转 向 系统 在提 高车 辆机 动 性 的 同 时 ， 能 改善 车 辆 的 高速稳 定 性 。 且 变 还
［ 关键词］多轴转向车辆 ； 同转 向模式 ； 不 定转 角比转向 ； 变转 角比转向
［ 中图分类号］Ｕ ６ ．；Ｐ ９ ． ４１ Ｔ ３１ ６ ９
［ 文献标志码 ］ Ａ
［ 文章编 号］１７ — １ ２ ０ ２０ — 叭Ｏ ０ ６ ３ ３ ４ （ １）８ ０ 一 ５ ２
Ａｎ ｌｓ ｎ Ｔｕ ｎｎ ａ ａ ｔ ｒｓｉｓｏ ｒ ｅ ａ ｌ ｔｅ ｉ ｇＶｅ ｉｌｓ ａｙ ｉ ｏ ｒ ｉ ｇ Ｃｈ ｒ ｃｅ ｉｔｃ ｆＴｈ ｅ － ｘｅＳ ｅ ｒｎ ｈ ｃｅ ｓ
多轴转向车辆转向杆系的受力分析
整个杆系最大受力降低了３０％。
关键词：虚拟试验；多轴转向车辆；故障诊断；转向杆系
中圈分类号：ＴＨ２１３．６
文献标识码：Ｂ
Ｖｉｒｔｕａｌ Ｐｒｏｔｏｔｙｐｅ Ｆａｕｌｔ Ｄｉａｇｎｏｓｉｓ ｏｆ Ｓｔｅｅｒｉｎｇ Ｓｙｓｔｅｍ ｏｆ Ｍｕｌｔｉ—－ａｘｌｅ Ｓｔｅｅｒｉｎｇ Ｖｅｈｉｃｌｅ
ＷＡＮＧ Ｙｕｎ—ｃｈａ０１，ＧＡＯ Ｘｉｕ—ｈｕａ２，ＣＨＥＮ Ｎｉｎ９１
提高系统的可靠性，通过大型工程分析软件ＡＤＡＭＳ对转向杆系进行虚拟样机建模。利用模型对转向杆系进行了虚拟试验
分析，给出了各杆件受力分析的仿真结果。仿真结果分析表明造成转向杆系损坏的原因是由于受力过大，并提出了相应的
改进措施。通过改进后测试，对虚拟样机的仿真结果进行了对比，证明虚拟样机模型是正确的，改进措施是有效的。结果使
我国多轴转向车辆的转向系统主要采用机械式液压助
基金项目：集美大学博士启动基金．福建省青年人才项目 （２００８Ｆ３０７４） 收稿日期：２００８一１２一仍修回日期：２００９—０４—０３
万方数据
力转向模式。对于机械式液压助力转向系统，由于该系统本 身存在的缺点——当一轴车轮被卡死或受到很大转向阻力 时，其它各轴转向油缸便通过转向杆系辅助该轴车轮转向， 从而使整个杆系的受力迅速增大。另外，由于转向杆系设计 上存在受力不合理的问题，经常出现转向杆系中的转向摇臂 被拉断的现象。为了使转向杆系的受力更加合理，提高系统 的可靠性，本文利用大型工程分析软件ＡＤＡＭＳ，建立了包括 转向杆系的整车虚拟样机模型。利用该模型对转向杆系的 受力变化规律进行了深入的分析，提出了杆系设计中存在的 受力不合理之处，并通过测试对仿真分析的杆系改进方案进 行了分析验证。
量，则不同转向轴的同一侧车轮的转角关系应满足
城市轨道交通车辆转向架结构分析
城市轨道交通车辆转向架结构分析摘要：随国民经济的发展，城市规模不断扩大。
城市人口的增加使得交通拥堵的问题日益突出，而城市轨道交通车辆作为城市公共交通运载的主要工具有节能、占地少、存储空间大、安全系数高、绿色环保无污染等特点，还为乘客提供了优良的服务条件，是绿色的行驶工具，适于城市的发展。
而对于动车来讲，转向架是列车最重要的部分，转向架的结构设计是否合理，材料使用是否安全稳固，关系着列车的稳定性、安全性、以及使用寿命。
转向架的架构多采用焊接架构，在受力较大部位容易出现问题，本文就城市轨道交通车辆转向架的作用构成及常见故障进行分析，如何实现转向架结构的安全稳定性发展。
关键词：城市轨道交通车辆转向架结构随生活水平的提高，人们对动车的乘坐要求逐渐增加，在乘车的舒适度和安全性能方面得到进一步改善，而车辆在长期的高负荷工作中，如维护不当或者转向架的设计结构不合理，都会造成动车故障影响交通车辆的正常运行，人们的行驶安全不能得到保障，因此合理的转向架结构设计及安全材料的使用才能提高列车的稳定性舒适性。
一、城市轨道车发展前景1.1现阶段城市轨道交通建设现状城市化进程的加快，使我国人口规模不断上升，建筑行业也不断扩大，因此城市的交通问题面临着严峻的考验，交通拥堵及交通安全问题迫在眉睫，严重阻碍了社会经济的发展。
各城市开始纷纷加入到城市轨道交通建设的热潮中。
而稳定的轨道交通网络建立，可以为城市居民提供快捷可靠的运输服务，减少因空间距离而带来的经济发展阻碍，加快城市化经济的飞速发展。
1.2城市轨道交通车辆的发展特点轨道交通是城市交通发展中不可或缺的支柱，甚至可能会在未来改变城市的发展状态。
城市轨道交通正处于一个新的发展阶段，由于城市轨道车辆运行速度快、同时多半建在地下，占地面积少可以减轻地面交通压力，从而使地面的道路更加顺畅；采用封闭线路的专用通道运行方式和其他车辆和行人无干扰发生交通事故的概率极小；安全性能好且不受气候的因素的影响，电力是城市轨道交通的唯一能源，除了尾气排放无空气污染，因此可以推动城市的发展，提高城市形象，在城市公共交通中发挥着重要的作用。
重型卡车(三轴)底盘系统设计
目录引言 (3)1 重型卡车（三轴）的底盘总布置设计 (4)1.1 汽车设计对象的选定 (4)1.2 整车设计的任务，原则和目标 (4)1.3 拟定总体方案 (4)1.4 整车形式的选择 (5)1.5 汽车主要参数的选择 (6)1.6 整车质量参数估算 (8)1.7汽车主要性能参数选择 (12)1.8汽车发动机的选型 (15)2 汽车传动系参数的选测 (18)2.1最小传动系的选择 (18)2.2 最大传动比的选择 (18)2.3变速器档位数的选择 (19)2.4 离合器的选择 (21)2.5 驱动桥的选择 (22)2.6万向传动装置的选择 (22)3汽车行驶系各大总成选择 (23)3.1车架的选择 (23)3.2前桥的选择 (24)3.3悬架的设计 (24)4 转向系统的设计 (27)4.1转向器形式的选择 (27)4.2转向盘的设计 (27)4.3循环球式转向器参数选择 (28)4.4螺杆、钢球、螺母传动副设计 (28)4.5转向摇臂轴直径的确定 (29)5制动系统选择 (31)5.1制动器 (31)5.2制动驱动 (31)6各部件在底盘上的布 (32)6.1发动机的悬置 (32)6.2散热器，冷凝器的布置 (32)6.3排气管的布置 (32)6.4蓄电池的布置 (32)结论 (33)致谢语 (34)参考文献 (35)引言载重汽车，是运载货物和商品用的一种汽车形式。
包括自卸卡车、牵引卡车、非公路和无路地区的越野卡车和各种专为特殊需要制造的卡车。
三轴重型卡车具有结构简单，成本低廉，故障少，载货量大和便于维修的优点。
随着汽车制造业的发展，三轴重型汽车不断采用新材料、新工艺，提高其质量利用系数，具有较大的速度范围和较高的传动效率，控制与操纵更完善，更方便。
汽车的设计与生产涉及到许多领域，其独有的安全性、经济性、舒适性等众多指标，也对设计提出了更高的要求。
而汽车底盘系统包括了制动系统，行驶系统，传动系统和转向系统，分别承担了传输驱动力；支撑整车以及整车各部分重量；控制汽车行驶方向；保证汽车平稳制动的作用，对整个汽车的安全平稳行驶起着至关重要的作用，在整个汽车设计的过程中也是不可或缺的重要部分。
D19E型内燃机车曲线通过动力学性能研究
I 100 50 50 100 90 25
41
II 200 50 50 100 90 25
58
III 300 50 50 100 90 15
71
IV 400 100 100 200 90 10
82
V 600 100 100 200 90
0
100
1． 3 不平顺轨道谱的模型建立
由于列车行驶速度不超过 120 km / h，该模型使用
美国 AAR 标准五级线路谱进行分析较为合理。依据
美国轨道谱标准:
轨道高低不平顺:
Fg( Ω)
=
kAg Ω2g Ω2 ( Ω2 + Ω2g )
( 1)
轨道方向不平顺:
Fb( Ω)
=
kAb Ω2g Ω2 ( Ω2 + Ω2g )
( 2)
轨道水平及轨距不平顺:
Fs( Ω)
= Fc( Ω)
=
( Ω2
4kAg Ω2g + Ω2g ) ( Ω2
收稿日期: 2012 － 02 － 20 作者简介: 枚文深 ( 1979-) ，男，越南人，博士研究生，主要从事机车车辆动力学方面的研究． E-mail: meiwenshen@ 163． com 通信联系人: 巫世晶，男，博士，教授，博士生导师． E-mail: wsj@ whu． edu． cn
本研究从理论出发并结合实际运行，针对越南国 家的铁路特点，利用多体动力学软件 Simpack 铁道模 块［13］建立 D19E 型内燃机车仿真模型，同时通过设立 不同铁道曲线工况以及特定的不平顺轨道谱，分析机 车运行时的动力特性。
1 D19E 型内燃机车模型的建立
1． 1 D19E 型内燃机车体的建模 D19E 型内燃机车的走行部为三轴转向架。根据
考虑车身侧倾的三轴汽车三自由度操纵模型
第２３卷第１期石家庄铁道学院学报（自然科学版）ｖ。
１．２３Ｎ。
．１２０１０年３月ＪＯＵＲＮＡＬＯＦＳＨＩＪＩＡＺＨＵＡＮＧＲＡＩＬＷＡＹＩＮＳＴＩＴＵＴＥ（ＮＡＴＵＲＡＬＳＣＩＥＮＣＥ）Ｍ盯．２０１０考虑车身侧倾的三轴汽车三自由度操纵模型张伟，冯国胜。
贾素梅（石家庄铁道学院机械工程分院，河北石家庄０５００４３）摘要：在两轴汽车三自由度操纵模型的基础上，利用拉格朗日方法详细推导出了三轴汽车三自由度操纵模型，该方法同样适用于其它多轴汽车的建模分析。
并给出了三轴汽车在已知整车回转角速度的情况下计算各车轮转速的方法。
关键词：三轴汽车；操纵模型；三自由度；侧倾中图分类号：Ｕ４６文献标识码：Ａ文章编号：１６７４’０３００（２０１０）０１．００４１—０６０引言随着载货汽车向大吨位、高车速方向发展，多轴载货汽车不断得到应用…。
汽车的操纵稳定性不仅影响到汽车驾驶的操纵方便程度，也是决定高速汽车安全行驶的一个主要性能。
在汽车操纵稳定性研究中，常把汽车作为一控制系统，求出汽车曲线行驶的时域响应与频域响应，并以它们来表示汽车的操纵稳定性能‘２１。
而要想求出汽车的时域响应和频域响应，首先必须建立车辆的操纵模型。
在两轴汽车三自由度操纵模型的基础上，利用拉格朗日法详细推导出了三轴汽车三自由度操纵模型。
１操纵模型假设在建立三自由度操纵模型之前，假定当汽车沿纵轴线方向行驶速度为一固定值时，忽略汽车的垂直运动和俯仰运动，忽略空气动力的作用，忽略汽车的滚动阻力，限制侧向加速度不超过０．４ｇ，假设地面能够提供足够的纵向附着力，悬架刚度及轮胎侧偏特性均处于线性范围内，忽略转向系统，将输入直接施加于车轮。
车辆仅受平衡状态（如直线行驶或稳态转向）附近的小扰动，这意味着前轮输入转角足够小，从而保证车辆的运动方程为线性的。
这时，车辆操纵模型的三个自由度分别为：侧向速度秽、横摆角速度ｒ、车身侧倾角西。
推导过程中，假设汽车质心位于前轮与中轮之间，而当汽车质心位于中轮与后轮之间时，只需将ｃ用代入一Ｃ，公式形式均不变化。
根据机动车安全技术检验报告分析车辆技术状况
根据机动车安全技术检验报告分析车辆技术状况随着机动车保有量的逐年增加，机动车安全性能检验就显得越来越重要。
许多车主对年检程序不了解，而机动车安全技术检验机构接触的对象也趋于多样化，这就要求安检机构要做好两方面的工作；一方面要加大有关法律法规及检验流程的宣传力度；另一方面要根据机动车检验报告对车辆当前技术状况分析，为检测不合格的车辆提供有针对性的指导意见。
本文就结合实例根据车辆安全技术检验报告，分析车辆技术状况。
表1 一辆在用大型货车的部分安全技术检验报告注：*为否决项，若否决项不合格，则车辆检验不合格；o—合格x—不合格首先根据《机动车运行安全技术条件》GB7258-2012对一轴的情况进行分析。
标准规定一轴制动率应≥60%不平衡率应≤20%.该车一轴制动率为82.8%符合安全技术要求;不平衡率为33.3%不符合安全技术要求;由此可知,一轴是由于不平衡率不符合安全技术要求而被判定为不合格的.在根据《机动车运行安全技术条件》GB7258-2012分析二轴的情况。
标准规定当二轴的制动率≥60%时，不平衡率应≤24%。
该车二轴制动率伟84.2%，而不平衡率为34.2%，因而不符合安全技术要求；由此可知，二轴也是由于不平衡率不符合安全技术要求，而被判定为不合格。
于是需要对造成不平衡率偏大的原因进行分析。
《机动车运行安全技术条件》GB7258-2012中关于不平衡率的描述为：在制动力增长的全过程中，同时测得该轴的左右轮制动力差的最大值与全过程中测得该轴的左右最大值动力较大者比。
因此，一轴的不平衡率应为过程差最大差值点数值(左轮为6790N；右轮为8330N）之差的绝对值与最大制动力数值（左轮为6790N右轮为8330N）中较大的数值（8330N）之比，比值约为33.3%（标准规定应≤20%），因此而被判定为不合格；二轴的不平衡率应为过程差最大差值点数值（左轮伟4990N；右轮伟7820N）之差的绝对值与最大制动力数值（左轮为5940N；右轮为8270N）中较大的数值（8270N）之比，比值约为34.2%（标准规定不平衡率应≤24%），因而被判定为不合格。
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四轮转向技术基于低速同向转向、高速反向 转向的方式，改善了车辆的转向特性。经过验证， 其主要优点有：前轮和后轮同向转向时，可以减小 转向半径；前轮与后轮反向转向时。可以有效降低 横摆敏感度。很好地改善了车辆的操纵稳定性。目 前．已经成熟应用的四轮转向系统主要有：定前后 轮转角比的四轮转向系统，前后轮转角比是车速 函数的转向系统，前后轮转角是前轮转角的函数 的转向系统。基于四轮转向技术的以上特点，以及 多轴车辆轴距长、车体庞大等缺陷，多轴转向技术
（１０００７２北京市装甲兵工程学院机械系）
［摘要］建立了多轴车辆定比例转向系统理想模型和多轴车辆侧向动力学模型，通过对两模型定比例转向时的
低速转向半径进行比较，验证了多轴车辆侧向动力学模型的合理性。基于该模型，分别分析了定比例转向系统
和变比例转向系统的低速转向半径和高速操纵稳定性。结果表明：定比例转向的多轴转向系统低速机动性不够
后轮转角比例为一ｌ。 应用Ｍａｔｌａｂ软件对该车不同转向模式下的
转向半径进行计算比较。利用公式（１）一（４）可以计 算出不同转向模式下，理想模型质心最小转向半 径，如表２；基于式子９，同样可以计算出不同转向
表２两种模型不同转向模式转向半径对比
Ｔａｂ．１ Ｔｈｅ ｃｏｍｐａｒａｔｉｏｎ ｔｏ ｔｕｒｎｉｎｇ ｒａｄｉｕｓ ｉｎ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｍｏｄｌｅｓ
（５）
∑Ｃａｉｌｉ ∑Ｃｏｌｌ；
６
ｉ＝ｌ
设出车轮转角比例，为使车辆转向时尽量保持纯滚动，由阿克曼定理得，各车轮转角比例表达式为
万ｆ．ｔ一‘１ １一三“Ｆ。
（６）
当车辆处于稳态时，（５）式第一项为零，用克莱姆法则可解出上面方程，可得侧向速度和横摆角速度值
秽：型豳兰竺竺：：型坚竺丝！？？ （７） 窆ｃ机羔％ｔ２主ｃ∥ｉ 羔ｃ∥ｉ ——ｌ，ｔ｝一＋ｔ¨ｃ－（删ｃ一气Ⅶｃ －） ｃ
Ｆｉｇ．２ Ｔｈｅ ｃｅｎｔｅｒ ｐｏｓｉｔｉｏｎ ｆｏｒ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｍｏｄｌｅｓ ｏｆ ｔｈｒｅｅ－ａｘｉｓ ｖｅｈｉｃｌｅ
４车辆侧向动力学模型 建立多轴车辆二自由度模型［仆］。
万方数据
１２
农业装备与车辆工程
∑Ｃ挑
∑Ｃｏｌｌ。
６１
圳斗 川二魏二嚣毒。］ ！二！
ｍｕ一！！！
６２
配
Ｍ
●●●
￡ｌ＋告一￡２
前轮转向（Ｆｗｓ）：Ｒ。沪—五惫一十口。 （１）
前中轴转向（１－２ＡＳ）：尺面。＝鲁导托。 （２）
前后轴转向（１—３ＡＳ）：Ｒｍｉｎ２面ｂ１ ＋口。 （３）
全轮转向（ＡＷＳ）时，若转向中心与车的中心
重合，则：Ｒｍｉｎ２盖慨
（４）
式中，０ｃ胡——内、外轮最大转角；￡，，￡广前、
后轴距。
（ｄ）ＡＷＳ 图２三轴车辆不同模式转向中心位置圈
［Ｋห้องสมุดไป่ตู้ｙ ｗｏｒｄｓ］ｍｕｌｔｉ—ａｘｉｓ ｓｔｅｅｒｉｎｇ ｃａｒ；ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｓｔｅｅｒｉｎｇ ｍｏｄｅｌ；ｆｉｘｅｄ ｒａｔｉｏ ｓｔｅｅｒｉｎｇ；ｖａｒｉａｂｌｅ ｒａｔｉｏ ｓｔｅｅｒｉｎｇ
Ｏ引言
近年来，随着工程车辆、特种车辆和轮式装甲
车辆的不断发展。对于车辆的低速机动性和高速 稳定性要求越来越高。多轴车辆存在车体庞大，转 向困难以及高速稳定性差等问题［１Ｉ，亟需得到改 善。多轴转向技术能够提高车辆的低速机动性和 高速稳定性１２］，但目前针对该技术却缺乏系统的 研究文献，因而系统研究多轴转向技术具有重要 意义。传统的多轴转向车辆采用机械定比例转向， 以减小转向半径为目标．能够提高车辆的低速机 动性，但会导致车辆的高速操纵稳定性变差。前后 轮转角比是车速函数的变比例多轴转向系统．低 速时，能提高车辆机动性；高速时，可使车身姿态 变化较小，改善车辆操纵稳定性［３１４］。
第５０卷第８期
Ｖ０１．５０ Ｎｏ．８
农业装备与车辆工程
ＡＧＲＩＣＵＬＴＵＲＡＬ ＥＱＵＩＰＭＥＮＴ＆ＶＥＨＩＣＬＥ ＥＮＧＩＮＥＥＲＩＮＧ
２０１２年８月
Ａｕｇｕｓｔ ２０１２
ｄｏｉ：１０．３９６９／ｊ．ｉｓｓｎ．１６７３—３１４２．２０１２．０８．００３
三轴车辆转向性能分析
袁哀磊，刘曲 西侠，俅 徐目 国关 英，擞 洪升耀
弋
＿口
母
＜ 越 制 接 黜 帮
响应时间／ｓ
图８不同转向模式车辆横摆青隧度对比图
Ｆｉｇ．８ Ｔｈｅ ｙａｗ ｒａｔｅ ｉｎ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｍｏｄｌｅｓ
由图５～８可看出：（１）定比例转向系统中，前 后轴转向（１－３ＡＳ）时，车辆的转向能力较强．但轨 迹保持性较差，车辆高速时，牺牲稳定性来提高转 向能力显然是不适合的。因此。可以说定比例转向 多轴转向系统不适用于车辆高速转向。（１）变比例 转向系统中，多轴转向时．车辆高速转向能力降低 了，但车辆的轨迹保持性很好，稳定性高。车辆高 速时，稳定性是首要考虑的，对于转向能力的要求 反而不是很高。因此，可以说变比例多轴转向系统 更适合于车辆高速转向工况。
ＵＩｌ ｔｈｅ ｗｈｏｌｅ ｓｔｅｅｒｉｎｇ ｃｏｎｔｒｏｌ ｓｙｓｌｅｍ ｏｆ ｔｈｒｅｅ—ａｘｌｅ ｖｅｈｉｃｌｅ［Ｊ］．
、ｒｌｌｉ‘。ｌｅ＆ＰｏｗｅｒＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，２０１１（１）：１－５．
［２］ 张春秋，高秀华，杨旭等．三轴车辆全轮转向操纵稳定性仿 真分析［Ｊ］．农业装备与车辆工程，２００７（９）：９－１２．
ＹＵＡＮ Ｌｅｉ，ＬＩＵ Ｘｉ—ｘｉａ，ＸＵ Ｇｕｏ—ｙｉｎｇ，ＨＯＮＧ Ｓｈｅｎｇ－ｙａｏ
（Ｄｅｐａｒｔｍｅｎｔ ｏｆ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，Ａｃａｄｅｍｙ ｏｆ Ａｒｍｏｒｅｄ Ｆｏｒｃｅ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，Ｂｅｉｊｉｎｇ Ｃｉｔｙ １０００７２，Ｃｈｉｎａ） ［Ａｂｓｔｒａｃｔ］Ｍｕｌｔｉ—ａｘｉｓ ｓｔｅｅｒｉｎｇ ｖｅｈｉｃｌｅ ｆｉｘｅｄ ｒａｔｉｏ ｓｔｅｅｒｉｎｇ ｓｙｓｔｅｍ ｍｏｄｅｌ ａｎｄ ｌａｔｅｒａｌ ｄｙｎａｍｉｃｓ ｍｏｄｅｌ ａｒｅ ｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄ．Ｂｙ
仁鳖堑竺坐鳖坚鼬兰坐！． （８）
∑ｃ机∑Ｃｏｉｌ；∑ｃ¨１
∑Ｃｏｉｌｉ
＋专－ｕ。（ＢＩＬ，Ｕｃ一％专－）
对于（６）式中转角比例的选取，若基于零侧偏角比例控制车辆转向，可得到车辆转向中心到一轴距 离，如式（９），代人式（６）便可得到转角比例；另外，车辆的转向半径可由式（８）得出，结果如式（９）。
∑Ｃｏｉｌ。∑Ｃｏｉｌｉ￡厂∑ｃ扰１；∑Ｃｏｌ￡厂ｍｕ；∑ｃ州ｌ Ｌ，ｉ
Ｔａｂ．１ Ｐａｒｔｉａｌ ｓｔｒｕｃｔｕｒａｌ ｐｅ ｒｆｏｒｍａｎｃｅ ｏｆ ｔｈｅ ｖｅｈｉｃｌｅ
（１０）
５车辆侧向动力学模型验证
本文以某三轴车辆为例进行分析。表１为车 辆部分结构数据。由图２可知，基于阿克曼定理定 比例转向时，各轮转角比例为固定值。前中轴转向
时，其前中轮转角比例为０．５：前后轮转向时，其前
万方数据
ｆ ≮ 蹬 堡
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０ ｉ路
鼍．５不同转向模式车辆质心侧偏角对比围
Ｆｊｇ．５ Ｔｈｅ ｓｉｄｅ－ｓｌｉｐｅ ａｎｇｌｅ ｉｎ ｄ慨ｒｅｎｔ’
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１．１１ ６不同转向模式车辆横按角逮度对比
ｍｏｄｌ： 只９６·Ｔｈｅ ｙａｗ旧ｔｅ ｉｎ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ
万方数据
１４
农业装备与车辆工程
２０１２年
２）变比例转向三轴车辆高速操纵稳定性分析 对于变转角比的多轴转向车辆，取车速为 ７０ｋｍ／ｈ。利用ｍａｔａｌｂ／ｓｉｍｕｌｉｋ对其质心侧偏角和 横摆角速度对比分析，可得图７，图８。
６
４
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２
世
强
晕‘
０
蜓
ｏ之４。ｍ ｍ
图７不同转向模式车辆质心侧偏角对比图
Ｆｉｇ．７ Ｔｈｅ ｓｉｄｅ－ｓｌｉｐｅ ａｎｇｌｅ ｉｎ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｓｔｅｅｄｎｇ
本文以某三轴车辆为研究对象，基于传统的
定比例转向系统和转角比是车速函数的变比例转 向系统对三轴车辆的低速转向半径和高速操纵稳
收稿日期：２０１２—０５—２９ 基金项目：国防基础科研计划项目（Ｂ２３２０１１０００５）
定性进行明确对比分析。以推进多轴转向技术的 应用。
１四轮转向技术概述
对于两轮转向车辆，转向机构设计过程中应 尽量使车轮满足纯滚动关系，以降低轮胎磨损和 转向功耗。但两轮转向机构的设计难以精确满足 车轮绕瞬心转动，很难消除后轮侧滑，另外，车速 增加时，车辆前轮也容易侧滑同时伴有甩尾。基于 两轮转向的缺陷，四轮转向技术开始得到应用［３，４。。
好，且高速稳定性很差：变比例转向的多轴转向系统在提高车辆机动性的同时，还能改善车辆的高速稳定性。