汽车设计运动校核

1.2 运动校核计算1.2.1风窗玻璃刮水器运动学校合根据国标《汽车风窗玻璃刮水器、洗涤器的性能要求及试验方法》（GB 15085-1994）对汽车设计后的风窗玻璃刮水器及洗涤器的实际情况进行校核。

但由于尚未制造样车, 因此主要校合舒适, 雨刷区域和视野。

(1)引用标准GB 11556 汽车风窗玻璃除霜系统的性能要求及其试验方法,按这标准进行三维CAD建模和运动学仿真,以便确定正确的转轴设计硬点.(2)性能要求a 刮水器的刮刷面积应覆盖A区域的98%以上，B区域的80%以上。

b 如果刮水器的绝大部分零配件在无实际样品的情况下无法校核各个物理指标，可以模拟某刮水器,或略去该标准（GB 15085-1994）对刮水器的各个物理指标（刮水器工作频率、强度及极端温度下工况等）的校核, 略去对风窗玻璃洗涤系统的校核,只对刮刷面积进行校核。

(3)风窗玻璃刮水器的刮刷面积校核下面以一个例子说明,校合方法:a 相关参数的简要说明：A区域：A区域是下述从V点（即指V1和V2点，V1点和V2点分别为眼椭圆的上下边界点, 向前延伸的4个平面与风窗玻璃外表面相交的交线所封闭的面积。

这4个平面是：（1）通过V1和V2点且在X轴的左侧与X轴成13°角的铅垂平面。

（2）通过V1点，与X轴成3°仰角且与Y轴平行的平面。

（3）通过V2点，与X轴成1°俯角且与Y轴平行的平面。

（4）通过V1和V2向X轴的右侧与X轴成20°角的铅垂平面。

B区域：B区域是指由下述4个平面所围成的风窗外表面的面积，且距风窗玻璃透明部分面积边缘向内至少25mm，以较小面积为准。

（1）通过V1点，与X轴成7°仰角且与Y轴平行的平面（2）通过V2点，与X轴成5°俯角且与Y轴平行的平面。

（3）通过V1和V2点且在X轴的左侧与X轴成17°角的铅垂平面。

（4）以汽车纵向中心平面为基准面，且与（3）所述平面对称的区域。

图1.2.1 A区域的确定简图：图1.1.2 B区域的确定简图b 结论对汽车风窗玻璃刮水器的刮片因玻璃弧度的变化。

我们很可能将选用其它规格的刮片。

通过对改进前后的AB区域比较发现，其面积的变化非常有限在更换刮片后，完全可以满足GB 15085-1994所规定的要求为止。

1.2.2 脚踏板布置与运动学校核踏板布置校合的基本思想为：在保证驾驶员H点位置不变前提下，按照国标的有关要求进行布置和校合, 如满足不了时, 可以调整H点的位置, 总之要满足人机工程学要求.图1.2.3 脚踏板的布置与运动学校合如上附图所示：按引用（GB/T17346-1998）内GB/T13054客车驾驶区的推荐标准中说明，紧挨踏板左右侧向有碍于踏板操作的两障碍物在参考平面P上投影之间的最小距离要大于80mm。

轿车可以少一些.因此，为了使离合器踏板到新设计的轮包的最小距离符合标准，必需将离合器踏板在原来位置的基础上再向内移动。

由于转向管柱略向前倾，所以离合器踏板同转向管柱是交错的，没有干涉问题的存在。

可适当向内移一些,但要考虑驾驶舒适性.一般离合器踏板到侧边距离为40~80mm, 小车小一些, 到方向盘中心Y向距离为40~120mm,制动踏板离离合器踏板约为100~160mm, 油门踏板离制动踏板水平距离为60~120mm, 设计时可以参照同类车型尺寸.1.2.3 上下车方便性运动学校核(1) 本校核以《客车驾驶区尺寸》（GB/T 13053-1991）的相关规定对汽车的上下车实际情况进行校核。

但并不包括GB/T 13053-1991中规定的其它校核项目。

(2)引用标准GB/T 13054 客车驾驶区尺寸术语GB/T 13057 客车驾驶员座椅尺寸规格(3)性能要求a 驾驶员门打开时，上部通道宽度A18大于650mm。

b 驾驶员门打开时，下部通道宽度A19大于250mm。

(4)对汽车初步设计后的上下车实际情况进行校核实例a 说明：在校核中一般认为驾驶员门的最大开度为75°，并在此情况下校核。

b 改进后驾驶员门打开时，上部通道的实际宽度A18=840mm图1.2.4上下车校核简图：（俯视图）c 驾驶员门打开时，下部通道的实际宽度A19=258.7mm(5)结论a通过校核确认汽车的上下车实际情况要符合GB/T 13053-1991作出的相关规定。

b如果转向管柱的空间位置发生了较大变化，故在下面给出顶视图的其它两个方向的视图，用以说明转向管柱的空间位置。

图1.2.5 方向柱的布置侧视图图1.2.6方向柱的布置俯视图1.2.4 人体坐姿校核(1) 说明：本校核以《客车驾驶区尺寸》（GB/T 13053-1991）的相关规定为基础, 对驾驶员坐姿情况进行校核。

(2)引用标准GB/T 13054 客车驾驶区尺寸术语GB/T 13057 客车驾驶员座椅尺寸规格(3)对人体坐姿实际情况进行校核当汽车设计造型已经确定，并利用人体模型眼椭圆进行驾驶员前后方视野的校核后，还需利用此模型进行驾驶区域内的尺寸校核。

在建立人体模型时，使人体模型乘坐基准点（R点）与座椅H点重合，人体模型尺寸取人体第95百分位数据。

我们在进行驾驶区尺寸校核时，应取驾驶员座椅位于正常驾驶时的最后位置。

此时，该人体模型在驾驶区内各相关参数如图1.2.7所示为布置实例：由图可知，各参数如下：驾驶员座垫至顶盖高H11=1053.8(标准为≥1000); G点至制动器及离合器踏板中心距离A11=830.1(标准为800～900) ; G点至油门踏板中心距离A12=892.6（标准为900～1000）; G点至前围护板距离L11=937.3（标准为≥1050）;G点至仪表板距离L12=713.9（标准为650～750）; 转向盘倾角α11=57.4°（标准为55°～75°）; 转向盘下缘最低点至座垫上表面距离H13=234.5（标准为180～240）; 转向盘外缘至仪表板最小距离A13=85 （标准为≥80）; 转向盘下缘最低点至离合器踏板中心距离A14=501.4（标准为≥600）;G点至风窗下缘距离L14=1025.7（标准为≥1060）;人体大小腿间夹角α=95°（标准为≥87°）.图1.2.8人体坐姿校核(4)结论如上人体校核实例, 驾驶员坐姿际情况，我们认为以上数据基本在国标规定范围内，即在人体坐姿满足乘坐要求的情况下，各操纵控制件以及各踏板的布置均在该人体模型手臂覆盖范围内及脚步覆盖范围内，各仪表均在人体模型视野所及范围内。

由此可知，本车总布置驾驶区内尺寸基本满足国标要求，即符合GB/T 13053-1991作出的相关规定。

1.2.5轴荷重新分配计算与校核根据主要零部件质量及坐标计算重心在水平方向上距前轴的距离为a, 在水平方向上距后轴的距离为b 及重心高度h , 1995年后, 由于设计三维CAD 软件的大量应用可以更精确的确定整车质量参数.1.2.6转弯半径计算与比较。

根椐设计左右车轮的转向角设计数据或初定的参数，如轴距为1840mm, 转弯时前外轮的最大转向角为28°则汽车的最小转弯半径为：根据汽车理论公式： ＝ (1.2.1)＝=3919.300(mm)min R )sin(max L min R 。

28sin 1840minR1.2.7转向系统设计运动学校核(1)结构布置方案为了总布置的需要，转向梯形机构应合理的设计梯形机构。

因此，按照整车总布置需要要校核转向与悬架运动情况，以便确定前悬架的结构形式, 见下图：减振器螺旋弹簧转向器支架下摆臂副车架拉力杆图1.2.9悬架及转向系统设计和校核(2) 设计和校核内容选用转向节，转向节臂长度应优化，球销孔的位置也作优化，确保安装后主销下支点的位置正确，梯形底角符合转向梯形理论。

a 优化前减振器、螺旋弹簧，按汽车前轴载荷重新校核减振器的阻尼及螺旋弹簧的刚度，对减振器和螺旋弹簧进行匹配计算和优化设计。

b 沿用或参考一些同类产品的下摆臂或重新设计。

图1.2.11 副车架设计控制硬点c 根据吸能纵梁在空间的布置、转向器的位置和摆臂控制硬点的确定，副车架的结构也基本确定。

见图1.2.10：通过上下跳动的定位参数的变化曲线比较,并要校核与转向系的干涉, 一般转向干涉角为负前束-0.2~ -1.1度. 以此来设计和优化转向齿条断开点位置和转向横拉杆在Z 轴方向的布置.在三维软件下优化设计这一结构比较容易.1.2.8制动力匹配校核(1)、基本理论公式a 制动器制动力前后分配系数β＝F μ1/ F μF μ1——前制动器制动力F μ——汽车总制动器制动力F μ＝F μ1＋F μ2F μ2——后制动器制动力b 前、后车轮的法向反作用力在分析前、后轮制动器制动力分配比例以前，首先了解地面作用于前、后车轮的法向反作用力图1.2.12 制动力分配计算如图1.2.12所示。

Fz1=G(b+φh g)/L (1.2.2)Fz2=G (a－φh g) /L (1.2.3)式中：Fz1——地面对前轮的法向反作用力Fz2——地面对后轮的法向反作用力G——汽车重力（满载总质量与重力加速度乘积）a——汽车质心至前轴的距离b——汽车质心至后轴的距离h g——汽车质心高度φ——附着系数L——轴距（a＋b）(2)、理想的前后制动器制动力分配曲线F μ1＋F μ2＝ΦG (1.2.4)F μ1＝ΦFz1 (1.2.5)F μ2＝ΦFz2 (1.2.6)(3) 同步附着系数Φ0Φ0＝（L β－b ）/hg (1.2.7)(4) 前、后轮制动器制动力矩的确定首先选定同步附着系数φ0，并用下列计算前、后轮制动力矩的比值。

然后，根据汽车满载在柏油、混凝土路面上紧急制动到前轮抱死，计算出前轮制动器的最大制动力矩M μ1max ；在根据前、后轮制动力矩的比值计算出后轮制动器的最大制动力矩M μ2max 。

(1.2.8)(5) 应急制动和驻车制动所需的制动力矩a)、应急制动应急制动时，后轮一般将抱死滑移，故后桥制动力为：F B2＝F Z2φ＝Ga/（L ＋φh g ）φ (1.2.9)后桥所需的的制动力矩为：M μ1M μ2=b φ0h g a φ0h gF B2r e＝Ga/（L＋φh g）φre (1.2.10)r e——为车轮有效半径如用后轮作为紧急制动器，则单个后轮制动器的应急制动力矩为F B2r e/2。

图1.2.12 坡道驻车制动b)、驻车制动由汽车在上坡路上停驻的受力情况，可以得出后桥的附着力为：F B2=Gφ(acosα/L+h g sinα/L)(1.2.11)汽车在下坡路上停驻时的后桥附着力为：F B2ˊ=Gφ(acosα/L－h g sinα/L)(1.2.12)，可根据后桥上的汽车停驻的极限上坡角α1附着力与制动力相等的条件求得：F B2=Gφ(acosα/L+h g sinα/L)=Gsinα1(1.2.13) α1＝arctan φa/（L-φh g ） (1.2.14)同理可求得汽车可能停驻的极限下坡角： α1ˊ＝arctan φa/（L ＋φh g ） (1.2.15)(6) 一种汽车计算实例某汽车车型制动系计算基本参数：整车整备质量：830Kg空载时前轴载荷：440Kg空载时后轴载荷：390Kg整车满载质量：1410 Kg轴距：1840mm满载时前轴载荷： 582.598Kg满载时后轴载荷： 827.402Kg质心至前轴距离：a=1079.730mm （满载时） 质心至后轴距离：b=760.270 mm （满载时） 质心高度：hg=790(满载时) ，hg=820(空载时)计算常数（子午线轮胎）F ＝3.05车轮自由直径：d ＝556滚动半径：r e ＝F ×d/2π＝269.89动力半径：r d＝1.04 r e＝280.686同步附着系数：φ0＝(Lβ-b)/ h g（取值0.7）a）、前、后车轮的法向反作用力Fz1=G(b+φh g)/L ＝1410×9.807×（760.270+0.7×790）/1840＝9869.417Fz2=G (a－φh g) /L＝1410×9.807（1079.730－0.7×790）/1840=3958.453b）、前后制动力矩的比值Mμ1/ Mμ1=（b＋φ0×h g）/ （a－φ0×h g）＝（760.270＋0.7×790）/（1079.730－0.7×790）＝2.493c）、前后制动力的分配比由Φ0＝（Lβ－b）/h g反推算出：β＝（h gΦ0＋b）/L＝（790×0.7＋760.270）/1840＝0.714(7) 另一种汽车车型制动系计算基本参数：整车整备质量：870Kg空载时前轴载荷：606.018Kg（估算）空载时后轴载荷：843.982Kg（估算）整车满载质量：1450Kg轴距：2450mm满载时前轴载荷：460.993Kg满载时后轴载荷：989.007Kg质心至前轴距离：a=1671.080mm（满载时）质心至后轴距离：b=778.92mm（满载时）质心高度：hg=790(满载时) ，hg=820(空载时)计算常数（子午线轮胎）F＝3.05车轮自由直径：d＝556滚动半径：r e＝F×d/2π＝269.89动力半径：r d＝1.04 r e＝280.686同步附着系数：φ0＝(Lβ-b)/ h g（取值0.7）a)、前、后车轮的法向反作用力Fz1=G(b+φh g)/L ＝1450×9.807×（778.92+0.7×790）/2450＝7730.654Fz2=G (a－φhg) /L＝1450×9.807×（1671.080－0.7×790）/2450＝6489.496b)、前后制动力矩的比值：Mμ1/ Mμ1=（b＋φ0×h g）/ （a－φ0×h g）＝（778.92＋0.7×790）/（1671.080－0.7×790）＝1.191c）、前后制动力的分配比由Φ0＝（Lβ－b）/h g反推算出：β＝（h gΦ0＋b）/L＝（790×0.7＋778.92）/2450＝0.543图1.2.13 制动力分配曲线d)、前轮先抱死当F Xb2=0时，F Xb1＝ΦGb/（L－Φh g）＝F Xb1＋F Xb2＝F Xb而b/（L－Φh g）＝778.92/（2450－0.7×790）＝0.543<1故F Xb<ΦG，即后轮未抱死。