扭杆弹簧独立悬架设计手册

设计手册悬架篇—扭杆弹簧独立悬架部份
一、概述
1、什么是独立悬架
2、独立悬架的优缺点
二、扭杆悬架
1、扭杆悬架的典型结构
2、扭杆悬架的特点
3、扭杆悬架的刚度特性
4、扭杆悬架的运动特性
5、悬架与整车的关系
三、扭杆悬架设计
1、主要性能参数的确定
2、悬架刚度（悬架刚度不同于扭杆刚度的概念）
3、系统阻尼（系统阻尼不同于减振阻尼的概念）
4、悬架设计计算
5、扭杆的设计
四、装调中的控制要素
1、整车姿态的调整与控制
2、前轮定位的调整与控制
3、轮胎气压的调整与控制
五、故障处理案例
1、回正性差
2、轮胎偏磨
第一章概述
独立悬架是相对于非独立悬架而言的，其特点是左、右两车轮之间各自“独立”地与车架或车身相联，构成断开式车桥，当单边车轮驶过凸起时，不会影响到另一侧车轮。

独立悬架由于其导向机构措综复杂，结构型式很多，但主流结构主要有：双横臂式，纵臂式，麦弗逊式、多连杆式等。

双横臂式独立悬架又细分为等长双横臂式和不等长双横臂式。

一般用于轿车的前、后悬架，轻型载货汽车的前悬架或要求高通过性的越野车的前、后悬架。

纵臂式独立悬架以平行于汽车行驶方向的纵臂承担导向和传力作用，常用于非驱动桥的后悬架。

麦弗逊式，其突出特点在于将导向机构与减振装置合到一起，将多个元零件集成在一个单元内。

不公简化了结构，减轻了质量，还节省了空间，较多应用于紧凑型轿车的前悬架。

与非独立悬架相比，独立悬架的诸多优点：
1、非悬挂质量小，悬架所受到并传给车身的冲击载荷小，有利于提高汽车的行驶平顺
性及轮胎接地性能；
2、左右车轮的跳动没有直接的相互影响，可减少车身的倾斜和振动；
3、占用横向空间小，便于发动机布置可以降低发动机的安装位置，从而降低汽车质心
位置，有利于提高汽车行驶稳定性；
4、易于实现驱动轮转向。

我公司目前所采用的前独立悬架均为不等长双横臂式扭杆悬架，如BJ1027A皮卡车型、BJ1032小卡车型和BJ6486轻客车型等。

第二章扭杆悬架
扭杆式双横臂独立悬架，用扭杆作为弹性元件，简称为扭杆悬架。

2．1 扭杆悬架的典型结构
2．1．1悬架的导向机构
悬架的导向机构是一种四连杆机构，四连杆机构由上摆臂、下摆臂及主销构成。

图2-1为悬架系统结构简图，
三角型DEF为悬架上摆臂，
DE为上摆臂轴；
三角型ABC为悬架下摆臂，
AB为下摆臂轴；
F为上球头销、
C为下球头销
FC构成转向桥的主销
车轮跳动过程中，上摆臂、下摆臂各自绕
它们的摆臂轴进行摆动。

M、N分别为转向梯型上的两点，M为转向
梯型断开点，N为转向节臂与转向拉杆的
连接点。

图2-1
摆臂结构有两种：A形臂和一字臂，呈A字形或三角形的摆臂为A形臂；呈一字形的摆臂为一字臂。

上摆臂一般都是A形臂。

上下摆臂均为A形臂的称为双A形臂结构，四驱的车辆或四驱平台上的两驱车辆一般采用双A形臂，如：长丰猎豹、BJ2027皮卡；一般SUV车因考虑越野性能，其前悬架大多采
用双A形臂，如：长城赛弗、五十铃竞技者、海拉克斯、华泰特拉卡等。

采用双A形臂的车辆不带推力杆。

另一种布置结构为：上摆臂是A形臂，下摆臂为一字臂。

两驱车辆一般采用该种结构。

如BJ1027皮卡、长城皮卡、田野皮卡等。

该种结构因下摆臂为一字臂必须设置推力杆。

2．1．2 上置扭杆与下置扭杆
扭杆的安装型式主要有两种，
一种为上置扭杆，一种为下置扭
杆，见图2-2。

扭杆的上置与下置主要与整
车及发动机布置有关，主要看它的
布置空间。

采用上置扭杆的有：
BJ6486轻客、长城赛弗、金杯海
狮等；采用下置扭杆的有：BJ1027
皮卡、长城皮卡、江铃皮卡、庆铃皮卡等。

图2-2
2．。

1。

3 双横臂轴的布置
为了获得优良的性能，双横臂轴线在纵平面内和水平面内都有可能布置夹角，双横臂轴线在纵平面内形成的夹角为刹车点头角，在水平面内形成的夹角为斜置角。

图2-3列出了BJ1032、BJ0127、BJ6486的双横臂轴线的布置及其特点：
图2-3
图中M-M为上摆臂轴线，N-N为下摆臂轴线。

BJ1032采用的布置方式较为简单，双横臂轴线在纵平面内和水平面内均是平行的，该种布置方式在皮卡和SUV车上应用较多，如庆铃皮卡、猎豹SUV、BJ2027皮卡等。

该种布置方式较为简单，在车轮上下运动过程中后倾角变化不大，但抗点头效应较差。

BJ1027采用的布置方式是在纵平面内上摆臂轴线有个5°角，该角度与水平方向的下摆臂轴线上在纵平面内形成了一个刹车点头角，使车辆形成了一定的抗点头效应，使车辆在制动或加减速时显得比较柔和。

BJ1086采用的布置方式比较复杂，上下摆臂轴线不论在纵平面内还是在水平面内都有
夹角。

该种布置不仅有一定的抗点头效应，还有一定的抗冲击性。

但在车轮上下运动过程中各种定位角度的变化较大。

具体采用哪种布置结构，要看车辆的性能要求，结合整车的布置以及悬架与车轮的运动特性而定。

2．2扭杆悬架的特点
扭杆悬架的特点是车身高度可调。

车辆在设计时，要求有一个整车姿态。

对于扭杆悬架的车辆，为了保证正确的整车姿态，必须进行车身高度调整，即空车高度。

其方法是调整扭杆，使前悬架高度达到一个规定值。

空车高度调整必须在前轮定位调整之前进行，由于车辆在装配以后，前桥、悬架及球销中的各种间隙还没有完全消除，整车姿态仍然处于不稳定状态，这时调出来的前轮定位参数则是不准确的。

所以装车以后一般是先进行一段路程的颠波，然后再将车身用力的晃动几下，调准空车高度后方可进行前轮定位调整。

2．3 扭杆悬架的刚度特性
扭杆悬架的刚度特性是悬架刚度为非线性的。

扭杆刚度不等于悬架刚度。

扭杆刚度为线性的，悬架刚度为非线性的。

扭杆刚度取决
于扭杆的结构尺寸，而悬架刚度由于其导向机构的缘固而变得较为复杂，悬架刚度指的是车轮的垂向位移与车轮所受的反力之间的关系曲线，由于车轮的垂向位移与扭杆的扭角不呈线性关系，故悬架刚度为非线性的。

如果扭杆刚度为Ct，则悬架刚度为：
C = dZ
ds t= M
d2θ
ds2t+ Ct (
dθ
ds t)
2
式中: Z——作用在车轮上的垂直反力
ds t——车轮在Z作用下的微量垂直位移
dθ——扭杆在M作用下的微量转角
Ct——扭杆刚度
M——作用在扭杆上的扭矩
对于双横臂独立悬架其悬架刚度计算比较复杂，现已有计算软件，这里不再熬述。

2．4 扭杆悬架的运动特性
由于扭杆悬架的导向机构为四连杆机构，所以，在运动过程中，前轮定位的参数值是变化的。

如何使前轮参数的变化值在合理范围内，以确保车辆性能，这就要看四连杆机构的如何设计。

分析案例1：
BJ1032独立悬架设计。

按整车设计要求，选用小东风悬架，看前轮参数值的变化。

已知条件：（参照图2-1）
车轮外倾α0°10′
主销内倾β9°20′
主销后倾γ0°25′
下横臂与水平线夹角θ13°15′
上横臂长度AD=220 mm
下横臂长度BC=363 mm
主销长度DC=250 mm
主销上段长度DP=149
悬架安装点坐标：
下摆臂摆动轴线上B点Bx: 50.000 By: 257.000 Bz: -194.000
下摆臂摆动轴线上A点Ax: -50.000 Ay: 257.000 Az: -194.000
上摆臂摆动轴线上E点Ex: 109.500 Ey: 363.000 Ez: 46.000 上摆臂摆动轴线上D点Dx: -118.500 Dy: 363.000 Dz: 46.000 转向梯形断开点M(mm) Mx: 145.000 My: 260.000 Mz: -182.000
悬架平衡位置转向节下球销中心C0(mm) C0x: 0.000 C0y: 611.500 C0z: -276.800
悬架平衡位置转向节上球销中心F0(mm) F0x: 4.500 F0y: 571.500 F0z: -30.000 转向梯形断开点M到转向节臂球销中心N的距离MN(mm) MN: 349.000
转向节下球销中心C转向节上球销中心F的距离FC(mm) FC: 250.000
转向节下球销中心C到转向节臂球销中心N的距离CN(mm) CN: 173.000
转向节上球销中心F到转向节臂球销中心N的距离FN(mm) FN: 217.000
转向节臂球销中心N到轮胎中心G的距离NG(mm) NG: 173.000
主销轴线与转向节轴线交点P到轮胎中心G的距离PG(mm) PG: 105.000
P点到转向节上.下球销中心F和C的距离之比FP/CP(定值) FP_PC: 1.463
转向节下球销中心C到轮胎中心G的距离CG(mm) CG: 133.000
车轮半径R(mm) R: 325.000
用软件计算结果（见表2-1）：
前束及1/2轮距变化不太理想，其他前轮参数值的变化可以满足要求。

悬架是以已确定的状态为平衡位置进行运动的。

悬架的运动还应考虑缓冲块的合理设置。

分析示例2：BJ1027A皮卡前悬架的运动
图2-4为皮卡前悬架空载时的运动图，从图2-5中看出：空载时，上横臂与水平线夹角为0.56°下横臂与水平线夹角为0.21°，上横臂与上缓冲块间隙22 mm,下横臂与下缓冲块间隙16 mm,该状态为悬架在空载时的平衡位置，那么在空载状态下，悬架将以此为平衡位置上下摆动，当车轮上跳42mm时下横臂与下缓冲块接触,车轮回弹56.5mm时上横臂与上缓冲块接触。

满载时,由于轴荷增加,车身高度下降, 悬架的状态发生变化, 平衡位置也随之改变。

对于汽卡柴卡两种机型，满载轴荷不一样，相差90 kg ，车身高度下沉量不一样,因而，平衡位置也略有不同。

表2-2列出了配装两种机型，491机
和BJ493Q2机的悬架状态：
图2-4
表2-2
从表2-2中看出：两种机型在满载时,由于车身高度下沉量不一样，与缓冲块接触情况也有所不同，对于汽卡，满载时，车轮上跳 27mm 时，撞击下缓冲块；对于柴卡，满载时，车轮上跳 25mm 时，撞击下缓冲块，相差不大，在车轮上跳 40mm 时，两种机型压缩缓冲块约在10 mm 左右，不到缓冲块压缩量的1/3，符合悬架的运动要求。

相比之下，柴卡撞击缓冲块的机会较汽卡略多。

综上所述，正确的空车高度，可以得到理想的悬架状态，从而保证悬架的运动精度，使车辆有一个比较理想的行驶性能。

轴荷不同，悬架的平衡位置不同，悬架的运动将存在一些差异。

对于不同的车型，可以通过扭杆调整量，使悬架满足不同状态的性能要求。

当然，如果轴荷发生了较大变化，对性能造成较大影响时，则应考虑缓冲块的重新设置或悬架高度的控制尺寸。

2． 5 悬架与整车的动态关系
悬架与整车有着密切的联系，悬架状态决定了整车姿态。

车辆是运动的，悬架也是运动的，因而整车姿态是动态的。

在悬架与整车的动态关系中，一个关键要素就是空车高度，空车高度决定了悬架状态，同时也保证了整车姿态，正确的空车高度保证了前轮定位的准确性，保证了了悬架的性能。

2． 5．1空车高度的定义
对于扭杆式双横臂独立悬架的车型，在前轮定位调整之前，要进行车身高度调整，以达
到整车姿态的设计要求一般是在空车状态下进行车
身高度调整，也可称为空车高度。

对于空车高度的控制一般是在车身上指定一控
制点，控制该点的离地高度。

前悬架空车高度指的
是下横臂轴中心点的离地面高度，后悬架空车高度
指的是板簧前吊耳中心离地面高度。

图2-5为
BJ1027A皮卡前悬架空载时的状态图，图中尺寸248
即为前悬架空车高度。

2．5．2 空车高度与整车姿态
为了保证车辆的动力性，车身通常相对于路面
有一个倾角，一般为0.5°-1.5°，这一状态也称为
整车姿态。

图2-5
以BJ1027A皮卡为例，在前轮定位调整之前必须进行空车高度调整，其方法是调整扭杆，使前悬架高度达到248mm，（下横臂轴中心离地面高度），按制造要求为285 mm这样，就确定了空车状态下的整车姿态。

对于满载，根据轴荷分配及前后悬架刚度特性，可以分别得出：前悬架高度为233 mm，后悬架高度，满载状态下的整车姿态自然形成。

同样，对于不同载荷及其分布，都有一个不同的整车姿态与其对应。

因而，保证了正确的空车高度，就可以保证车辆有一个正确的整车姿态，以及所有车辆在出厂时整车姿态的一致性。

第三章扭杆悬架设计
悬架的设计与整车的总布置设计密切相关，悬架的参数影响到许多整车的特性，并且涉及其他总成的布置，因而一般要与总布置设计师共同协商确定，以保证与整车设计良好的匹配性。

同时，应使得整车具有良好的操纵稳定性和行驶平顺性，提高零部件的标准化、通用化和系列化水平。

3．1 独立悬架结构选型和参数的确定
3．1．1独立悬架结构选型
根据产品概念、设计函及整车设计师的要求，明确所开发车型用途、承载以及所应用地区的道路等情况，选定前后悬架的结构型式。

一般载货汽车及部分商务用车都采用“前独后非”的悬架匹配方式。

对于扭杆悬架，主要确定如下结构型式：
1）、摆臂结构型式
2）、扭杆安装方式
3）、摆臂轴布置型式
3．1．2参数的确定
确定以下参数：
1）、悬架振动频率及悬架刚度
2）、四连杆结构尺寸；包括上下横臂的长度、主销长度及主销上下部分长度比，上下横臂与车架的安装尺寸等。

3）、前轮定位参数
3．2悬架刚度计算
3.2.1扭杆悬架的受力分析
独立悬架的刚度与扭杆的扭转刚度不同，扭杆的扭转刚度是线性的，通过上下摆臂的四联杆机构作用于整个悬架的，最终转换为悬架的垂向刚度。

由于车轮的垂向位移与扭杆的扭转角不呈线性关系以及垂向作用力力臂的变化，悬架的垂向刚度特性为非线性变化。

根据所开发车辆的用途选定的悬架偏频，一般货车前悬架满载时选取n=1.5~2.2左右。

按公式n=1/2πgc/f 得出悬架的垂向刚度C。

悬架的受力较为复杂，下面以BJ1027皮卡为例进行受力分析。

图3为悬架的受力图，地面的支承反力通过上下摆臂及球销
将力传至扭杆。

因该悬架为下置扭杆，
所以上摆臂可看成为二力杆，Q即为
上摆臂的作用力，其方向沿上摆臂方
向一致。

那么，根据力的平衡原理可
以得出下摆臂的受力方向，用平行四
边形作图法从而求出扭杆扭矩。

满载时地面支承反力N=4295N,根
据作图法可以得出作用力P=4677N；P
到下摆臂铰接点的作用力距为A=324.
3mm。

从而得出扭杆扭矩：Mn=P×A
=1516.7 Nm，按公式θ=Mn/Ct 即可
得出扭杆转角及应力。

表1列出了所需计算得出的数据：图3
1）扭杆主要尺寸的确定
扭杆主要尺寸是杆径D和长度L。

杆径D和长度L决定了扭杆刚度，长度L与总布置有关，依据总布置而定。

刚度计算公式：K=πd4G/32L
计算结果：K=103.3
（剪切弹性模量取值：G=7.6×104N/mm2）
2）扭杆结构
扭杆的结构很简单，一根杆，有三部分组成。

两头是花键，中间是杆部，在杆部与花键之间有一过渡圆弧，如图1所示。

花键一般为三角花键，花键带盲齿或不带盲
齿，现多数不带盲齿；中间杆部是受扭部分，杆
部截面可以是圆形的、环形的、矩形的，大多数
为圆形。

因杆部与花键之间的过渡圆弧段也承受
扭矩，因而，扭杆的有效长度包含一段圆弧段。

扭杆的具体结构一般根据供应商的条件而定。

图3-3
根据计算1027AEF1扭杆在满载时应力为553．1Mpa，因车轮在运动时上下摆动，当车轮继续向上运动时，扭杆转角还有所增加，所以，应考虑这部分的应力叠加。

一般以振幅40 mm进行计算，从表1中看出，在振幅40 mm时扭杆的最大应力为618．7 Mpa，小于许用剪应力800 Mpa，满足可靠性要求。

5）扭杆的材料选用
扭杆采用的材料有50CrV A、60Si2Mn、42CrMo、60CrA、45CrNiMoV A等。

这些材料含碳量高，具有较高的抗拉强度、抗扭转疲劳强度，有很好的弹性和一定的冲击韧性，许用剪应力[τ]都在800Mpa以上，有的达到1400-1500 Mpa，疲劳可达50万次以上。

50CrV A是一种较高的弹簧钢，热处理后可达到高的韧性、强度、弹性极限，由于该材料中含有Cr和V，因而钢的热敏感性较低，脱碳较少，所以它又具有高的疲劳强度。

我公司的6486轻客用的就是这种材料。

45CrNiMoV A为高强度结构合金钢，该钢除了具有较高的抗拉强度、抗扭转疲劳强度，有很好的弹性外，还具有很好的淬透性，一般在淬火后中温回火状态下使用，其金相组织为回火屈氏体。

但价格昂贵，坦克扭杆大多采用该种材料。

42CrMo是近年应用较为广泛的扭杆材料，此材料具有较高的抗拉强度、抗扭转疲劳强度，具有较好的淬透性、淬硬性。

价格适中，我公司的1027A系列皮卡采用的就是这种材料。

扭杆的材质不同，热处理方式也不相同。

45CrNiMoV A和50CrV A采用整体淬火，而42CrMo必须采用感应淬火。

对于42CrMo，由于扭杆弹簧经常在扭转状态下工作，表面剪应力较大，而心部应力较小，从心部到表面的应力呈线性增加，感应淬火可使扭杆表面硬化，提高疲劳极限。

因近两年来扭杆的感应淬火工艺日渐成熟，目前采用该种材料扭杆的车型有：江铃皮卡、庆铃皮卡、依维科等。

扭杆的材料选用应根据供应商的工艺条件和热处理方式而定。

6）扭杆的失效型式
扭杆的失效型式主要有两种，断裂与塑变。

这主要与扭杆材料和热处理方式有关，感应淬火的42CrMo扭杆失效以塑变为多，而整体淬火的50CrV A扭杆失效一般是断裂。

扭杆的断裂失效
皮卡、客车、高档载货汽车疲劳受命为50万次以上。

如果扭杆发生断裂，将引起车辆前端倒地甚至翻车。

断裂失效的主要原因有：
1）、材质问题
2）、材料有裂纹
3）、预扭不当
4）、喷丸不当
5）、淬火控制不当
淬火是扭杆制造中最为关键的工艺。

50CrV A
采用的是整体淬火，一般是整筐扭杆一起放在淬
火炉内，优点是生产效率高；缺点是硬度不好掌
握，表层硬度均匀性较差，心部硬度较高，控制
不当容易发生脆裂。

扭杆的断裂一般在杆部与
花键之间的圆弧过渡处，该处的应力较大，且有
一定的应力集中，图4为扭杆断裂时的照片。

扭杆的塑变失效
图3-1
塑变失效可以引起车辆的前端下沉，影响车辆的前轮定位参数，对整车的操稳与轮胎的正常磨损也有一定的影响。

塑变失效主要是淬火控制不当、预扭控制不当或超载等问题造成的。

塑变失效在感应淬火的热处理方式中较易出现，要避免该种失效发生，这主要看对这种热处理技术的掌握。

在感应淬火中，如果感应圈的速度控制不当，或感应圈电流控制不当都可能导致扭杆的感应层深度和表层硬度不够，这些有可能引起扭杆在使用中产生较大的塑变。

3．4 系统阻尼计算
减振器阻尼力的匹配可按下列公式验证:如表1。

项目参数值计算公式
减振器阻尼力N Pf=
Py=v=0.52m/s时
减振器阻尼c(Ns/m)
平均阻尼c=(Py+Pf)/2v
减振器安装角α
减振器杠杆比i
一般为无借助杠杆传力机构，杠杆比为1
系统阻尼比ψ空载ψ=c*cos2α/2i2*
2
KM
3．5 悬架布置参数及前轮定位参数
表2：悬架布置参数及前轮定位参数
参数空载满载车轮外倾α（deg）
主销内倾β（deg）
主销后倾（对地面）γ（deg）
车身高度（mm）
上横臂与水平线夹角θ1（deg）
下横臂与水平线夹角θ2（deg）
上横臂长度AD （mm）
下横臂长度BC （mm）
主销长度DC （mm）
主销上段长度DP （mm）
3．6 侧倾校核(满载状态)
侧倾中心高度（满载、悬架平衡位置）：
前悬架：h1=36 （利用合肥工大软件得出，见附图3）
后悬架：h2=468 (后簧主片离地高度)
簧上质量质心高度：h3=775
簧上质量质心距前轴距离：a=1606
侧倾力臂：h=h3-h1-a*（h2-h1）/L=472.2
侧倾刚度：C=0.5(K1*B12 +K2*D22)=0.5(48.6*14102 +209*10002)=15.3*107Nmm/rad
式中：K2—后簧刚度，D2---后簧托距
侧倾角度：
当侧向加速度ay=0.4g时，离心力Fy=0。

4*Gs=0.4*2684=107306N
侧倾力矩：M= Fy* h
侧倾角度：α=M/C= Fy* h/C=0.0331rad=1.9°
悬架系统运动分析
可以通过手工作图的方式，画出悬架在不同的跳动高度范围内的摆臂及相关联件的位置，校核动动件与固定件的运动间隙和零部件运动协调性和干涉问题。

目前，利用计算机编制的软件能够较方便地分析出各零部件运动协调性和干涉问题。

六、装调中的控制要素
扭杆式独立悬架的控制要素主要有前悬架高度（即摆臂角度）及前轮定位参数的控制。

6．1 前悬架高度的控制
通常，在悬架扭杆设计时，就在两端花键处设
计出悬架摆臂和调整臂的装配角度标识槽。

在前悬
架装配过程当中，按照扭杆设计安装标识正确装配
摆臂和调整臂。

在进行前悬架高度的调整前，应先
检查轮胎气压正确，然后专用测量工具
是通过调整扭杆的预紧角度来实现的。

如下图
所示：
3、前轮定位的调整与控制
前轮定位的调整，一般要在四轮定位仪上进行。

前束的调整，是通过调整左右转向横拉杆的长度来
实现的；车轮内、外倾角的调整是通过同时增加或减少悬架同一侧上摆臂垫片的多少来实现的；如果需要调整主销后倾角，则调整悬架同一侧上摆臂前后垫片的高度差，使上摆臂产生一个向后的倾角来实现的。

4、轮胎气压的调整与控制
在进行整车高度和前轮定位调整前，一定要按技术要求将车轮的气压调整到规定数值，否则将会影响到整车高度及前轮定位的调整。

如果长期让轮胎处于不符合规定的气压范围内，还将会影响到转向力和轮胎的早期磨损。

第五章故障处理案例
5．1 转向回正性差
案例：BJ6486轻客转向回正性差问题处理
故障模式：转向沉、回位性差、感觉转向
盘有阻尼、路感较差。

解决思路：
影响转向回位的因素主要有两种：一是
转向回正力矩问题造成回位性差，二是转向系统阻尼问题造成转向盘操纵费力。

要素分析：
1）、在整车装调过程中，空车高度的调整与前轮定位的调整一样，非常重要。

在所提供给我们进行分析的故障样车中，很少有空车高度调整到位的情况，这说明空车高度调整没有引起
高度重视。

6486轻客前悬架空车高度为277 mm（下横臂轴中心点离地面高度），后悬架空
车高度为292 mm（板簧前吊耳中心离地面高度）。

我们在试验发现，车辆按正确的空车高
度调整以后，再进行前轮定位调整，多数故障样车的回位性能明显好转。

2）、影响转向回正力矩的主要参数是后倾角，后倾角偏小可能使转向回正力矩不够，但简单的改变后倾角有可能使其他定位参数产生影响，增大后倾角也有可能使转向发沉。

在试验中，
我们进行了多次尝试，将后倾角由1°15′增大到2°30′较为合适。

3）、多数转向器支架不符合设计要求，对安装精度及传动效率影响较大。

此外，根据车身三坐标测量结果，安装转向器及转向器支架部位的坐标点也有较大误差，这是产生转向系统阻
尼力的主要因素。

4）、6486轻客转向系统安装较为复杂，图3是转向传动系统安装图，因环节较多，且有角度，传动效率较低，从转向盘---转向轴----减速器----转向传动轴----转向器各个环节，都可能
产生阻滞。

因而，我们对车身及转向系统零部件进行了抽查，发现部分转向器明显发沉、阻
力大、且减速器的齿轮精度很低，转向时，发现“咔哒”的声音，不顺畅；对此，我们进行
了专门试验，从库里挑选出一台套转向器总成，从方向盘、转向管柱、直至转向器的拉杆、
球头，逐一进行了检查分析，认为满意后，并与Array故障样车上拆下的零部件作对比分析，而后在故
障样车上进行了投换，经试车发现，转向明显轻
了，回位很好。

解决措施：
1、主销后倾角由1°15′提高到2°30′；
适当增大了回正力矩。

2、车轮偏距由35改为30。

3、修正了整车装调技术条件，强调和规范了
空车高度的调整。

4、对悬架系统和转向系统的零部件增加了
控制要素，保证了悬架系统的运动精度。

5、对车身装焊胎具进行了调整，保证了悬架与转向系统导向机构与杆件的运动精度。

经过2001年下半年以来，通过半年的实施，效果良好，至今BJ6486轻型客车没有发生转向不回位、发沉这一现象。

实施效果：
表2-1列出了我们在解决问题的过程中进行了的对比试验分析，试验主要针对故障样车的不同调整状态、转向系统的零部件质量状态等进行对比，经第三次调整后达到了预期
要求。