Fahrwerk, Fahrdynamik und alles was damit zusammenhängt - Text Sammlung

Hi,
hier möchte ich eine (wilde) Sammlung an Texten, Berichten, ... über Fahrwerke, Fahrdynamik und alles was damit zusammenhängt starten.
Wie wir alle wissen sind die Funktionen des Editors hier nicht die Besten, somit können vllt Bilder, Formeln, Textauszüge auch gerne unten unter Bilder oder als PDF angehängt sein.
Viele der Artikel werden in englischer Sprache sein, ob nun aus USA, England oder Australien, ich werde hier nicht auf die jeweiligen Unterschiede des Englischen eingehen, somit müsst ihr damit leben das tyre, tire und ISO, SAE oder andere Standarts hier wild gemischt auftauchen.
Wenn es fragen zu Sachverhalten oder ganzen Artikeln gibt, nur zu, wer nicht fragt bleibt dumm.
EDIT:
Noch etwas, die Artikel beziehen sich je nach Quelle (meist nich näher spezifiziert) auch Straßenfahrzeuge, Rennfahrzeuge oder auch Off-Highway. Bitte lest sie mit dies im Hinterkopf, denn was für einen waschechten Rennwagen zutrifft muss auch für eine Straßenfahrzeug gut sein, und vice versa. Und erst recht wenn es um Fahrzeuge für Off-Highway oder Off-Road geht

A bit more about scrub radius
When it comes to steering offset, there is a difference
The consultant says
Last month I responded to a question on scrub radius, in relation to upright design. I said that scrub radius per SAE terminology is not really a radial measurement but a front-view offset. A reader has pointed out that the ISO has more recently created a standard of its own for this terminology that is more semantically rational.
Per ISO standard, scrub radius is not synonymous with front-view steering offset. ISO steering offset is what the older SAE standard calls scrub radius, and ISO scrub radius is a quantity not included in the SAE terminology. It is the radial distance from the contact patch centre to the steering axis, taken normal to the steering axis. That is, it is the length of the moment arm for ground plane forces about the steering axis.
That moment arm can then have any angular orientation, but its length cannot have a negative value. So if we’re using this definition of scrub radius, there really cannot be such a thing as a negative scrub radius.
However, there can be such a thing as a negative ISO steering axis offset or SAE scrub radius, and the sign convention is the same per ISO or SAE: negative when the steering axis intersects the ground plane outboard of the contact patch centre and intersects the wheel plane above ground; positive when the steering axis intersects the ground plane inboard of the contact patch centre and intersects the wheel plane below ground.
ISO steering axis offset or SAE scrub radius is largely independent of trail and is close to being a strict function of upright and wheel design. As such it is not greatly affected by caster. ISO scrub radius is also influenced by wheel and upright design.

Left-offset lower control arm mounts with left-offset engine?
Question
We are building our first straight rail super late. In looking at suspension mounting choices, I have noticed most manufacturers, when building front clips, are utilising offset inner pivot points. We have built front clips here in the past and have also utilised offset. The difference is that our offset was to the right (moving equal length lowers to the right of the mass). The manufacturers I have seen are moving their inner pivot location to the left, which would require shorter left side lower control arms to enhance left side weight.
What are the benefits of this design? I realise that a shorter left LCA would affect camber gain, as well as moment centre, but what else could be going on here?
The consultant says
The length of the lower control arms has no effect on left side weight, and the theory that one can or should take moments about the force line intersection is incorrect, although modelling based on this theory will be close to correct when the suspension is close to symmetrical and right and left suspensions have some anti-roll or both have some pro-roll.
That said, does it make sense to use a longer lower control arm on the right side than on the left, for an oval track car with the engine offset to the left? Probably so. In particular, there is a case for this when the track includes dissimilar turns, as for example at Pocono.
When the turns are alike, we can get away with almost any front end geometry by adjusting the static settings to suit. When the turns are dissimilar, and the suspension displacements are different in the different turns, or hen there are right turns, suspension geometry becomes more important.
In a stock car, there is a limit to engine setback which dictates that the engine will be between the control arms. Generally, the block, cylinder heads, and exhaust headers will limit where we can put the inner pivot axes of the upper arms. If the engine is offset to the left, then the inner pivots of the upper arms will be offset to the left, and the left upper arm will be shorter than the right upper. If we want similar upper to lower length ratios right and left, the inner pivots for the lower arms should be offset to the left as well. The length of the upper arm, relative to the lower, doesn’t really control camber gain (camber rate of change with respect to ride displacement). Instantaneous front view swingarm length controls that, and that depends on the relative angles of the arms rather than their lengths.
The length and length relationship of the control arms affect front view swingarm length rate of change. We might say this is not camber gain but camber gain gain. Camber gain is the first derivative of camber with respect to suspension displacement. Camber gain gain would be the second derivative of camber with respect to displacement, or the first derivative of camber gain with respect to displacement.
By keeping the control arm length ratio similar on both sides of the car, we keep the rates of change of camber gain and geometric anti-roll similar, or at least in a somewhat similar relationship to each other, on both sides of the car. If the track is banked, right suspension displacement will be greater than left, so having both upper and lower arms longer on the right probably will be desirable for most applications.
Additionally, offsetting the steering rack along with the lower arm inner pivots will probably simplify steering shaft routing.

How big are wheels going to get?
Examining the forces which determine the size of car wheels
Question
When does the current trend to increasing wheel diameter reach a limit, or sharply diminishing returns? Even on street cars 20 and 21 inch diameter wheels are common. As wheel diameter increases the weight increases, as does the rotational inertia. It takes power to compensate for both of these characteristics, and both increase more than linearly with diameter. Yes, there is more room for bigger brakes, but 18 inch wheels would seem to provide more than adequate brake space for most applications. There are other factors, including gyroscopic forces, increased car polar moment of inertia (more stability but lower manoeuvrability) and unsprung weight.
Horses for courses
One thing that makes this tricky is that this is not purely an engineering decision. For road cars, it is heavily influenced by fashion, which in turn is influenced by the desire to cultivate planned obsolescence. In racing, generally the rules dictate wheel size.
From an engineering standpoint, there isn’t any ‘knee in the curve’: there isn’t any point of sharply diminishing returns on increased wheel diameter. There are gradually increasing penalties and gradually diminishing returns.
To some extent, we can look at tyres and brakes similarly, and also clutches. They are all friction devices. With each of them, there is a lower size or swept area threshold below which there is simply no way to get even marginally adequate performance. Above that minimum, there exists a trade off matrix that involves force capability, size, weight, cost, temperature sensitivity, and longevity. We can improve any of these factors at the expense of some or all of the others.
The size, weight and cost aspects are pretty straightforward, although the other aspects include some subtleties that may not be immediately apparent.
When we make a tyre larger in diameter, with similar section dimensions and construction for a given inflation pressure, the contact patch theoretically should stay the same width and length. Its area should equal load divided by inflation pressure, or a fairly constant percentage of that. The static deflection should therefore decrease, because with a larger diameter that contact patch length subtends a smaller arc. Any given portion of the tread should spend less time in contact with the road. This should reduce operating temperature and tread wear. Rolling resistance should also decrease. We can then trade some of these gains away for better traction if we wish, by using a softer tread compound with more hysteresis. We may opt to make the sidewalls more vertically compliant and get similar static deflection but a longer contact patch.
Larger diameter tyres do a better job of bridging small surface irregularities. They have an easier time climbing over and/flattening deep snow or mud in front of them.
I mentioned that larger diameter tyres theoretically should last longer. In a street use context, it is logical to question whether it is worthwhile to cart around an extra six months’ or year’s supply of rubber, when it would cost no more and maybe even cost less to simply replace heaper tyres more frequently. Also, tyres sometimes do not last the life of the tread – sometimes they get damaged, sometimes they get blisters or belt separations and sometimes they just get too old and hard. Most of these factors favour cheaper tyres, replaced more often – ergo, smaller diameter.
For roadgoing performance cars, there is also a limit to how soft we can make tread compounds and still have reasonable puncture resistance.
This may not matter where tyre size is governed by the rules, but there is in theory some advantage to having larger diameters for racing in that the tyre will heat less in a long-duration turn and will therefore not go off as rapidly due to heat cycling. This could advantage a car with large diameter wheels in a production car class where the rules require the use of the same size tyres as original equipment. On the other hand, if the tyres that are needed to be competitive like to run hot and cars have difficulty getting them up to temperature, large diameters could be a disadvantage. It could even be good or bad according to the weather.
With brakes, bigger size lets us use pad compounds having more friction at low temperatures without fading in hard use. Alternatively, more size will let us use a pad with less low-temperature friction but better high-temperature properties and still get adequate panic stop torque. Overall, the task of finding a suitable mix of torque, temperature tolerance, and longevity gets much easier as the brake gets bigger.
Larger diameter wheels, then, are a fad but they do have some functional advantages. They are not an unmixed blessing but they probably make more functional sense than upholstering the outside of the roof.

Fahrwerkstechnikgrundlagen sind immer interessant. Die wenigsten Leute wissen etwas darüber. Selbts in Automechanikerkreisen ist selbst Basiswissen in dem Fachgebiet nicht unbedingt selbstverständlich. Grob gesagt können die zwar die Spur mit ihren computergesteuerten Geräten einstellen, wissen aber nicht zwangsläufig was für Auswirkungen die einzelnen Parameter an einem bestimmten Fahrzeug haben.
Also immer her damit!

danke!

super danke für die Arbeit.
gruß
Sascha

Zitat:

wissen aber nicht zwangsläufig was für Auswirkungen die einzelnen Parameter an einem bestimmten Fahrzeug haben.

Nun genau in die Hinsicht hab ich gedacht bring ich die nächsten Artikel mal. Wobei hier extrem viele Bilder mit verarbeitet werden müssten, sowie Tabellen. Das ist hier im Forum nicht ganz so einfach übersichtlich und geschickt darzustellen.

Aber schön, das Spechti en Daumen bekam und die anderen gar nicht

Spechti, du like hure

Ich linke Hure?

Like - Daumen Hoch - hure

Und da wir es ja gerade erst von scrub radius und so etwas hatten:

Tyres, Grip and All That...Sorting fact from fiction in tyre physics

By Dennis Jensen

So many tyres; so many factors to consider! Do you go wider? Do you go for a lower profile? Do you increase your wheel diameter? What pressures do you run? The whole area is quite complicated, and the result is that there is a hell of a lot of misconceptions out there. What is needed is a primer to give some fairly solid grounding in the basics, so that informed decisions can be made.

So, let's go through two of the misconceptions, and see if we can get an understanding of what actually contributes to grip - and what does not.

Myth 1: Wider tyres have a larger contact patch than narrow tyres

What actually influences the size of the tyre's contact patch? Is it the width of the tyre, or the profile? The simple answer that it is neither of these; the size of the tyre's contact patch is related to:

• the weight on the wheel
• the tyre pressure.

For example, say that the weight on the tyre was 900lb, and the tyre pressure was 10 psi. That internal pressure means that each square inch of area can support 10lb, so, in this case, the contact patch will be 90 square inches. If the tyre pressure was 30 psi, the contact area would be 30 square inches, and if the pressure was 90 psi, the contact area would be 10 square inches. This has been found to be almost exactly correct for most tyres (the exceptions being so-called run-flat tyres, or tyres with extremely stiff sidewalls). For most other tyres, carcass structure will have an effect, but by far the major factor is tyre pressure.

So, as you can see, the size of the contact patch of a tyre is

not

related to the width of the tyre - it is, in fact, proportional to the tyre pressure. What

will

change with the fitting of a wider tyre is the shape of the contact patch - it will get wider, but shorter longways.

Myth 2: A larger contact patch = more grip

Okay, most people will come to the conclusion that if you have "more rubber on the road" you will have increased grip. Sorry to say this folks, but to very close to 100% accuracy, the size of the contact patch is irrelevant.

The actual grip that a tyre can generate is dictated by the coefficient of friction of the rubber compound used in the tyre. The higher the coefficient, the more grip which can be generated. The relation that is used is called Amonton's Law, and the equation is:

F=µN,

where F is the force generated, µ is the coefficient of friction, and N is the weight on the surface considered (in our case, the weight on the tyre).

So, if you increase the weight on the tyre, then the frictional force will increase as well, in proportion to the increase in weight on the tyre - but the coefficient of friction will remain the same. The level of grip of the tyre (forgetting about suspension niceties - we are only discussing tyres here) is totally dictated by the coefficient of grip of the tyre and the weight acting on it - not the area of the contact between the tyre and the road.

Why Not Narrow Tyres, Then?

So, I hear you argue, why bother with wide, low profile tyres at all? Why not simply have narrow, high profile tyres? The simple reply to that is heat (remember, we are simply talking grip here, not the niceties of handling finesse). The point is that, to get a contact patch of a certain size on the road, you need a certain portion of the tyre to be flat. Taking the contact patch to be basically rectangular (though it is actually partially oval in shape), then the area of that patch will be its length times its width. Now, for a narrow tyre, the contact patch will be quite long compared with a wide tyre.

This introduces two problems for the tyre.

First, to get that long flat section to give the required contact patch, the sidewall of the tyre needs to deform quite a lot. This deformation actually causes the bending and unbending the rubber of the sidewall as it flattens and then the tread curves again. This bending and unbending process results in a lot of heat being generated. (Think about bending and unbending a piece of wire rapidly, and how hot it gets as you do so. If you bend it less, but at the same frequency, less heat will be generated). Obviously, the more it needs to bend, the greater the amount of heat generated.

The second relates to the length itself. There will be a greater percentage of the tyre tread in contact with the road than if the contact patch length were shorter; this reduces the amount that the tread can cool. Also, there is a greater percentage of sidewall at any given time that is actually under bending stresses, again resulting in less opportunity to cool.

So, how much extra bending do you really get, and how much is potential tread cooling reduced? Let's take a theoretical example, and take a 155-width tyre compared with a 225 tyre of the same circumference. Agreed, this is an extreme example, but it will suit our point very well. Assume that the wheel/tyre-unloaded circumference is 60cm. Assume the tyre pressure is 30 psi, and that the weight on the wheel is 600lb, giving an area of 20 square inches (or 129 square cm). Assuming that the contact patch is rectangular, with the wider (225) tyre, the patch will be 5.73cm long, and with the 155 tyre, the patch will be 8.32cm long. Now, the circumference of the wheel-tyre combination is 188cm, so the 225 is heating for 3% of its cycle, and cooling 97%, whereas the 155 is heating for 4.5% of the cycle and cooling for 95.5%. So, you can see that the narrower tyre is generating heat 50% longer than the 225, and is not spending so much of its cycle cooling.

Now, as far as heating of the tyre is concerned, simple geometry shows us that the 155 tyre bends by 0.29cm, and the 225 bends by 0.14cm. Now, assuming that the heating of the tyre is roughly proportional to the deformation, let's find out the results of all of this. We will multiply the deformation by the percentage of time the tyre sidewall is under stress, and divide this number by the percentage of time that the tyre is being cooled. Multiplying the resulting numbers by 100, we get a figure of 1.37 for the 155 tyre, and 0.43 for the 225. Dividing the 155 tyre's number by that of the 225, we find that the heat generation of the 155 is

3.2 times that of the 225

! This is quite an amazing result, given that the 225 is only 45% wider than the 155.

As a result on this increased generation of heat, and the reduced capacity for self cooling, the tyres need to be made of a harder rubber compound that is more able to resist heat. This harder compound will, of necessity, have a reduced coefficient of friction, particularly when cold. The tyres that are wider can have a softer compound with better frictional properties. Due to the reduced bending stresses, and greater cooling opportunities, the tyre will tend to stay within a narrow temperature range quite consistently, giving greater cold grip, while managing to have a reduced propensity for overheating. Obviously, this makes for a better performance tyre.

On the issue of wheel size (the diameter, not the width), it is therefore clear that increasing the wheel/tyre diameter combination is beneficial. The reason for this is that the tyre will not have to deform so much to get the required contact patch length, and the percentage of the tyre tread in contact with the road will be less than for a smaller diameter combination.

So, what about tyre pressure? Obviously, tyre pressure plays a very important part, but there are clearly limits on both sides of the tyre pressure equation. At the higher end, there is the maximum tyre pressure that can be sustained before there is damage to the carcass. At the low end, you don't want the sidewall almost collapsing, generating massive heat, and have the tyre slipping on the rim. So, you can play around with tyre pressures to optimise your set-up, but there are limitations.

A simple way to find out approximately what pressure is optimal for your combination is to draw a chalkline across the width of the tyre, drive for a bit, and look at the wear pattern of the chalkmark. Wearing more quickly in the centre indicates pressure that is too high, and wear on the edges indicates too low a pressure.

One issue to consider is that, for wet weather driving, despite what you may have heard, it is better to increase your tyre pressure, not reduce it. The reason is that there is a relationship between tyre pressure and the speed at which there is the onset of aquaplaning. In the Imperial system, the equation is 9 times the square root of the tyre pressure. So, if your tyres are at 25 psi, if you drive into a puddle that is deeper than your tread depth, you will aquaplane at 45 mph (72 km/h), whereas if your tyre pressure was 36psi, you would aquaplane at 54 mph (87 km/h). The advantages are obvious.

As far as tyre profile is concerned, the main benefit is one of handling - the lower sidewalls give reduced sidewall deformation under lateral loading, which results in improved steering response and a more stable contact patch.

Conclusion

Summarizing, what factors are important in terms of tyre grip? Tyre width has no direct relation to the amount of grip generated; it is a secondary factor, and the width basically relates to cooling potential and so the tyre compound that can be used. The size of the contact patch has no bearing on the amount of grip generated at all, apart from the extreme of where the compound is getting so hot that it no longer acts as a solid (and therefore doesn't follow Amonton's Law). The tyre pressure has no direct bearing on the level of grip (apart from aquaplaning), but it does have a bearing on the heating and cooling characteristics of the tyre. Having a lower tyre profile gives improved handling through reduced sidewall stress and improved contact patch shape stability.

Fahrwerkaufbau

Bevor der Fahrwerkaufbau beschrieben wird, sind zwei übergeordnete Klassifizierungen des Pkw, nämlich Fahrzeugklassen und Antriebskonzepte zu erläutern, weil diese eine wesentliche Rolle bei der Festlegung und Diskussion des Fahrwerks spielen.

Fahrzeugklassen

Pkw-Klassen werden nach deren Einsatz und Außenabmessungen definiert. Vor 30 Jahren waren es wenige unterschiedliche Typen: Limousinen der Kompakt-, Mittel- und Oberklasse und einige Derivate wie Kombi, Fließheck, Coupe, Cabriolet, Sportwagen.

Heute ist es nicht mehr so übersichtlich, weil jedes Jahr neue Modellvarianten und sogenannte „Cross overs“ entstehen. Dementsprechend gibt es unterschiedlich detaillierte Klassifizierungen. Die in diesem Buch benutzte Klassifizierung wird in der

Tabelle 1-1

aufgelistet.

Damit nicht für jede dieser Variante ein komplett neues Fahrwerk entwickelt werden muss, wurden Modul- oder Plattformstrategien eingeführt; jeder OEM hat weltweit nur eine begrenzte Anzahl unterschiedlicher Antriebs- und Fahrwerkkonzepte, die er dann mit Anpassungen an die modellspezifische Spur, den Radstand und die Radlasten als ein Baukastensystem bei allen seinen Modellen anwenden kann. Die Fahrwerkkonzepte für Module oder Plattformen richten sich in erster Linie nach den Baureihen und deren

Marktpreis.Es gibt am unteren Ende ein kostengünstig herstellbares Konzept (meist für Front-Quer-Motor mit Frontantrieb, vorne McPherson, hinten Verbundlenkerachse)

und am oberen Ende ein technisch aufwändiges, luxseriöses und teures Konzept (Allradantrieb, vorne und hinten Mehrlenkerachsen wahlweise mit Luftfederung und aktiven Fahrwerksystemen). Die Analyse der Maßvergleiche unterschiedlicher Fahrzeugklassen zeigt, dass diese im Wesentlichen durch die Komfortmasse definiert werden:

• Schulterbreite vorne,
• Fußraum hinten,
• Innenraumlänge (Komfortmaß),
• Kofferraumvolumen.

Die restlichen Maße ergeben sich durch die ergonomischen Grundanforderungen, die in jedem Fahrzeug erfüllt werden müssen. Sport Utility Fahrzeuge (SUVs, MPVs Geländefahrzeuge) zeichnen sich durch eine min. 100 mm größere Bodenfreiheit, Böschungswinkel bis zu 40° und Allradantrieb aus. Auch innerhalb der SUVs gibt es drei unterschiedliche Größen abgeleitet von drei Plattformgrößen, wie z. B. bei BMW X1, X3, X5 oder Audi Q3, Q5, Q7.

VANs sind die Limousinen-Derivate, die besonders durch die großen komfortablen Innenmaße und durch die Möglichkeit, mehr als 5 Personen zu transportieren, gekennzeichnet sind. Auch hier gibt es Mikro-, Mini-, Mittelklasse- und sogar Oberklasse- VANs. In den letzten Jahren sind aus fast allen Volumenmodellen der Kompaktklasse durch die Höherlegung des Fahrzeugbodens und durch die vergrößerte Kopffreiheit neue Derivate entstanden, die besonders für Familien mit Kindern geeignet sind.

Stark im Kommen sind die Stadtfahrzeuge mit den Merkmalen klein, kompakt, wendig, sparsam, niedrigste CO2-Emissionen, kostengünstig. Ein erstes dieser Klasse war in der neueren Fahrzeuggeschichte das Smart City-Coupe aus dem Jahr 1998. Heute gibt viele Wettbewerber (meist aus Japan): Toyota iQ, Urban Cruiser, Fiat 500, Suziki Alto, Nissan Pixo, Hyudai i10 etc. Solche Fahrzeuge eignen sich in besonderem Maß für einen Elektroantrieb.

Eine ganz neue Antriebsklasse bilden die Hybrid- und Elektrofahrzeuge, die zuerst auf Basis vorhandener Plattformen angeboten werden.

Die Transporter bieten in erster Linie viel Platz für Passagiere, aber auch für den kommerziellen Transport von Lasten. Sie umgehen damit die Geschwindigkeitseinschränkungen von Lkws. Sie sind schnell, wendig und kostengünstig, bieten jedoch entsprechend weniger Komfort.

Die US-Alternative zum europäischen Transporter sind die Pick-ups, die neben den zumeist 3 Passagieren auch mittels einer großen, offenen Ladefläche sperrige und schwere Gegenstände transportieren können. Obwohl es keine strikten Regeln gibt, die bestimmen, welche Fahrzeugklassen welche Fahrwerkkonzepte haben müssen, existieren sinnvolle Zuordnungen zwischen Fahrzeugklassen und Fahrwerkkonzepten.

Antriebskonzepte

Der zweitwichtigste, Fahrwerk bestimmende Faktor ist das Antriebskonzept, das die Lage des Antriebsaggregats und der angetriebenen Achsen vorgibt. Es gibt drei grundsätzliche Anordnungen:

• Frontmotoranordnung,
• Mittelmotoranordnung,
• Heckmotoranordnung,

zwei Motoreinbauvarianten:

• Längseinbau,
• Quereinbau

sowie drei Möglichkeiten der Antriebsachsen:

• Antreiben der Vorderräder (Frontantrieb),
• Antreiben der Hinterräder (Heckantrieb) und
• Antreiben aller Räder (Allradantrieb).

Daraus ergeben sich 3 × 2 × 3 = 18 Möglichkeiten. Davon machen viele jedoch weder wirtschaftlich noch technisch einen Sinn.

Aktuell werden nur sechs der aufgeführten 9 Antriebskonzepte bevorzugt und verstärkt eingesetzt

• Front-Quer-Motoranordnung mit Frontantrieb bei Fahrzeugen bis zur Mittelklasse, wegen der Wirtschaftlichkeit, Fahrstabilität, Seitenwindunempfindlichkeit, Gutmütigkeit, wintertauglichem Fahrverhalten und Raumökonomie,
• Front-Längs-Motoranordnung mit Frontantrieb bei Fahrzeugen ab der Mittelklasse wegen der Fahrstabilität, Gutmütigkeit, wintertauglichem Fahrverhalten und Raumökonomie, Einbaumöglichkeit von großen Motoren und einfache Ergänzung zum Allrad,
• Front-Längs-Motoranordnung mit Heckantrieb bei Fahrzeugen ab der oberen Mittelklasse wegen der Fahrsicherheit, Fahrdynamik, günstigen Achslastverteilung, der von Antriebseinflussen freien Lenkens und schließlich der Einbaumöglichkeit von großen Motoren,
• Allradversionen der drei oberen Anordnungen wegen der Benutzung der gleichen Plattform in mehreren Modellen insbesondere SUVs und wegen der Nachteile des Einachsenantriebs bei Hochmotorisierung,
• Längseinbau von Mittel oder Heckmotoren mit Heckantrieb bei kleinen, sportlichen Fahrzeugen zur Steigerung der Traktion und Fahreigenschaften. Wegen der Einschränkungen an Variabilität und der hohen Kosten ist diese Variante jedoch nicht als Plattform für weitere Derivate geeignet.

Front-Quer-Motor mit Frontantrieb:

Insgesamt wird diese Kombination mit Abstand in den meisten Fahrzeugen eingebaut. Die Vorteile sind: niedrige Kosten, kompakte, leichte Bauweise, stabiles und gutmütiges Fahrverhalten und gute Traktion auch auf schlechten, winterlichen Straßen.

Nachteile ergeben sich durch die mit der Zuladung stark sinkende Traktion und Steigfähigkeit, bei der Unterbringung größerer Motoren und durch den durchdie Beugewinkel der Antriebswellen begrenzten Lenkwinkel.

Als Fahrwerk hat dieses Konzept vorne fast ausschließlich ein McPherson-Federbein, weil dieses, ähnlich wie das Antriebskonzept, kostengünstig, Platz sparend und mit guten Fahreigenschaften gebaut werden kann. Die kinematischen Nachteile (Störkrafthebelarm) bei

stärkeren Motorvarianten lassen sich durch die Auflösung der unteren 3-Punkt-Lenker und die zweiteilige Gestaltung der Radträger (drehbar/nicht drehbar) reduzieren.

An der Hinterachse wird meist die kostengünstige und platzsparende Verbundlenkerachse eingesetzt. Die fahrdynamischen Grenzen der Verbundlenkerachsen werden ab der unteren Mittelklasse häufig durch Verwendung von Mehrlenkerachsen (ein Längslenker und drei Querlenker) ausgeglichen, jedoch mit Kosten-, Gewicht- und Raumnachteilen.

Front-Längs-Motor mit Heckantrieb

:

Diese Kombination wird häufig für die Fahrzeuge ab der Mittelklasse verwendet. Sie ist ab der oberen Mittelklasse als Standard zu sehen, weil sie Packagevorteile bei der zwanglosen Unterbringung von großvolumigen Motoren und fast beliebigen Schalt- und Automatikgetriebevarianten aufweist. Durch die Trennung von gelenkten und angetriebenen Rädern ergeben sich Vorteile im Lenkverhalten. Ausgewogene Gewichts- und Komfortverhältnisse und gute Traktion auf trockenen Fahrbahnen unabhängig von der Zuladung oder in Anhängerbetrieb sind weitere Vorteile.

Auch für die passive Sicherheit (Frontalaufprall) bietet der Längseinbau mit langen Knautschzonen gute Voraussetzungen.

Als Fahrwerk hat dieses Konzept oft Doppelquerlenker an der Vorderachse, z. T. mit der oberen Lenkerebene oberhalb des Reifens und unten mit aufgelösten Lenkern (Trag- und Führungslenker getrennt). An der Hinterachse sind Mehrlenkerachsen in unterschiedlichen Varianten zu finden; mit fünf Lenkern, mit einem 4-Punkt-Trapezlenker plus je einem oberen Querlenker und unteren Schräglenker, alle gelagert auf

einem Achsträger, um den Komfort zu steigern.

Front-Motor mit Allradantrieb

:

Seit der erfolgreichen Einführung des Audi Quattro wird der Allradantrieb immer beliebter. Mit dem Allradantrieb können die Vorteile eines Front- und Heckantriebs kombiniert werden, jedoch zu höheren Kosten, Gewicht und Kraftstoffverbrauch. Die mit Allradantrieb erheblich verbesserte Traktion ist nicht nur außerhalb der festen Straßen vorteilhaft, sondern auch bei Nässe und winterlichen Fahrbahnen sowie bei leistungsstarken Fahrzeugen auf trockener Fahrbahn. Mit fortschreitender Entwicklung von leichteren und leistungsfähigeren

Pkws werden die Traktions- und Fahrverhaltensvorteile des Allradantriebs immer häufiger genutzt. Die sehr hohen Drehmomente der modernen Dieselmotoren erschweren die volle Kraftübertragung vom Reifen zur Fahrbahn, wenn nur eine Achse angetrieben wird. Schon bei einem Motordrehmoment ab 220 Nm lässt sich auf einer nassen Straße (µ < 0,6) erst ab dem zweiten Gang das volle Drehmoment auf die

Fahrbahn übertragen.

Für das Fahrwerk werden die Doppelquerlenker- oder Mehrlenkerachskonzepte, sowohl als Vorder- als auch als Hinterachse eingesetzt. Für die Hinterachse ist ein separater Achsträgerrahmen, in dem ebenfalls das Differential befestigt wird, vorteilhaft.

Fahrwerkkonzeption

Der Begriff „Fahrwerkkonzeption“ wird in diesem Text mit Absicht benutzt, weil das Fahrwerk eine Komposition unterschiedlicher Systeme bedeutet. Zu jedem dieser Systeme lässt sich eine definierte Anzahl von Konzepten zuordnen. Das Fahrwerk hat kein eigenes Konzept aber eine Konzeption, die durch das Zusammenwirken der Konzepte der einzelnen Fahrwerksysteme entsteht.

In den Lastenheften der neuen Pkw-Modelle stehen für die Anforderungen an das Fahrwerk stets ähnliche Formulierungen, nur deren Gewichtungen differenzieren sich je nach Fahrzeugklasse und Fahrzeughersteller deutlich voneinander:

• sicheres, stabiles, voraussehbares Fahrverhalten und Beherrschbarkeit bei allen Fahrbedingungen bis an die physikalischen Grenzen,
• stabile und komfortable Geradeausfahrt in Bezugauf Seitenwind und Fahrbahnunebenheiten,
• präzises (direktes und exaktes), intuitives Lenkverhalten, das sowohl komfortabel und leichtgängig ist, als auch das Gefühl für die Straße vermittelt,
• fein dosierbares, Vertrauen vermittelndes und standfähiges Bremsverhalten: kurze Bremswege, hohe Standfestigkeit, aktive Unterstützung in Notsituationen durch elektronische Radschlupfsysteme,
• komfortables Abrollen bei guter Kontrolle der Aufbaubewegungen; sanftes Schweben über unebenen Straßen,
• ein harmonisches Zusammenspiel aller Eigenschaften, das sowohl Fahrvergnügen als auch ein entspanntes Fahrerlebnis vermittelt.

Das Erreichen (oder nicht Erreichen) dieser Anforderungen hängt davon ab, ob die richtigen Konzepte für jedes Fahrwerksystem ausgewählt, aneinander angepasst und abgestimmt sind.

Die Festlegung der einzelnen Systemkonzepte für das Fahrwerk wird sehr stark beeinflusst von der gewählten Fahrzeugklasse, dem Antriebskonzept, den Außen- und Innenabmessungen (Packageanforderungen), den Komfortanforderungen sowie vom angestrebten Fahrdynamik- und Lenkverhalten. Dazu kommen auchdie üblichen Anforderungen wie niedriges Gewicht, niedrige Kosten, Montierbarkeit, Service, Reparaturfreundlichkeit, Recyclebarkeit usw.

Die Fahrwerkkonzeption wird bestimmt durch:

• Vorderachskonzept,
• Hinterachskonzept,
• Federungs- und Dämpfungskonzept,
• Lenkungskonzept,
• Konzept der Bremsanlage,
• Fahrwerk-Regelungskonzept.

Sie wird vervollständigt durch die Festlegungen von:

• Rad und Reifen,
• Radlagerung und Radträger,
• Anbindung zum Aufbau (Achsträger),
• Achsantrieb,
• Pedalerie, Lenkrad (Bedienelemente),
• Aggregatelagerung,
• Achsträger.

In den Folgekapiteln dieses Textes werden diese Konzepte und Komponenten ausführlich beschrieben.

Fahrwerk-Kinematikauslegung

Die Fahrwerkauslegung wird nach der Verabschiedung des Fahrwerklastenheftes und Festlegung der Konzepte für die einzelnen Fahrwerksysteme sowie nicht systemgebundenen Komponenten definiert.

Im Prozess der Fahrwerksauslegung erfolgt die Festlegung der Abmessungen, Toleranzen, Materialien, Oberflächen, Fertigungsverfahren, Verbindungsverfahren aller Baugruppen und Einzelteile.

Im ersten Schritt wird die Kinematik ausgelegt und optimiert, was eine funktionelle Konstruktion bedeutet. Im nächsten Schritt werden die einzelnen Komponenten (Lenker und Gelenke) mit ihren Bauräumen entsprechend den Belastungen sowie Steifigkeiten dimensioniert und in mehreren Iterationen optimiert, was eine gestalterische Konstruktion bedeutet.

Die Kinematikauslegung des Fahrwerks ist gleichbedeutend mit der Kinematik der Radaufhängung und Lenkung, weil diese eine kinematische Kette bilden.

Kinematik der Radaufhängung

Wegen der Bedeutung der Stellung des Reifens zur Fahrbahn spielt die kinematische Analyse der Aufhängung eine sehr wichtige Rolle. Sie steht am Anfang der Fahrwerkentwicklung, unmittelbar nach der Festlegung des Radaufhängungskonzepts.

Für weitere Beschreibungen ist zuerst ein Koordinatensystem für das Fahrzeug zu definieren, auf das sich dann die Anordnung der Radaufhängung bezieht. Bild 1-21 zeigt das rechtshändige, fahrzeuggebundene Koordinatensystem nach ISO 88551.3 / DIN 70000.

Die x-Achse weist in der Fahrzeugmittelebene nach vorn, die y-Achse nach links und die z-Achse nach oben. Der Koordinatenmittelpunkt befindet sich meist in der Vorderachsebene, auf der Fahrbahn. Andere mögliche Lagen für den Koordinatenursprung sind der vorderste Karosseriepunkt oder der für fahrdynamische Untersuchungen häufig verwendete Fahrzeugschwerpunkt. Für die Beschreibung der Radkinematik wird dieses System auf die Mitte der Radaufstandfläche in Konstruktionslage und auf die Radachse parallel verschoben, um die Radbewegungen ausgehend aus der Radruhelage zu beschreiben.

Die Kinematik der Radaufhängung bestimmt die räumliche Bewegung des Rades bei Federung und Lenkung. Durch das gewählte Aufhängungskonzept liegen Anzahl und Relativanordnung (Topologie) der Kinematikpunkte fest. Die weiteren Festlegungen aus dem Fahrwerklastenheft wie Radstand, Spurweite, Reifen- und Felgengrößen ermöglichen die Positionierung der Kinematikpunkte relativ zum Fahrzeug.

Für die Berechnung einiger Kenngrößen wie Bremsnickausgleich usw. werden außerdem die Lage des Schwerpunkts, Achslasten, Bremskraftverteilung und Antriebskraftverteilung (bei Allradantrieb) benötigt. Da die Kinematik sich mit der Beladung ändert, wird für die Auslegung eine Referenzlage definiert (Leerzustand oder häufiger ein Zustand mit geringer Beladung z. B. 2 Personen), die Konstruktionslage oder kurz „K0-Lage“ genannt wird.

Kenngrößen des Fahrwerks am Fahrzeug

Im Folgenden werden alle fahrwerkspezifischen Kenngrößen beschrieben und erläutert.

Radstand l (wheelbase, empattement):

Abstand der Radaufstandspunkte der Vorder- und Hinterräder in der x-y-Ebene (Bild 1-22).

Radaufstandspunkt (wheel contact point, point decontact de la roue avec la chausée):

Schnittpunkt der Radmittelebene mit der Projektion der Raddrehachse auf die Fahrbahnebene.

Langer Radstand bedeutet:

• mehr Raum für Passagiere,
• besserer Fahrkomfort (geringes Nicken),
• bessere Fahrsicherheit.

Kurzer Radstand dagegen bedeutet :

• bessere Handlichkeit (Kurven, Parken),
• geringere Kosten und Gewicht.

Typische Werte:

• 2100 bis 3500 mm, Mittelwert: 2500 mm
• Radstand/Fahrzeuglänge: 0,6 ±0,07

Allgemeine Empfehlung

: Das Radstand/Fahrzeugverhältnis sollte möglichst groß sein. Für Kleinfahrzeuge soll das Verhältnis Radstand/Fahrzeuglänge nahe 0,7 liegen.

Radstandsänderung (wheelbase changes, modification de l´empattement)

:

Durch die Federbewegung des Rades können sich der Aufstandspunkt und damit der Radstand ändern (Bild 1-23).

Vorteile (wenn sich das Rad nach hinten bewegt):

• Fahrwerk weicht horizontal Stößen aus,
• positiv (komfortabel) für die Federung,
• Verbesserung des Abrollkomforts.

Nachteile:

• Drehzahlen der Räder ständig schwanken,
• Drehschwingungen im Antriebstrang,
• Raddrehzahlsignale (ABS) verfälscht,
• Bremstrampeln kann angefacht werden.

Typische Werte:

• im Allgemeinen sehr klein, bis 20 mm.

Bemerkung: In Längsrichtung elastisch gelagerte Achsträger vergrößern die Radstandsänderungen.

Spurweite s (track width, écartement des roues):

Abstand der Radaufstandspunkte einer Achse in der Projektion auf die y-z-Ebene (Bild 1-24).

Vorteile einer breiten Spurweite:

• besseres Fahrverhalten,
• besserer Fahrkomfort (geringes Wanken),
• besseres Design.

Nachteile:

• große Fahrzeugbreite,
• höherer Luftwiderstand,
• stärkeres Verziehen bei ungleichen Bremskräften.

Typische Werte:

• 1210 bis 1650 mm,
• Spurweite/Fahrzeugbreite: 0,80 bis 0,86.

Bemerkung: Spurweite der Vorder- bzw. Hinterräder können unterschiedlich sein.

Spurweitenänderung (wheel track change, modification de l´écartement des roues):

Durch Sturzänderung des Rades und kinematische Einflüsse während der Radbewegung ändert sich der Aufstandspunkt und damit die Spurweite (Bild 1-25).

Nachteile:

• Querschlupf am Reifenlatsch beeinträchtigt die Kraftübertragung,
• Geradeausfahrt wird gestört,
• Reifenverschleiß erhöht sich,
• Rollwiderstand steigt,
• negative Rückwirkung auf die Lenkung entstehen.

Typische Werte:

• im Allgemeinen sehr klein, bis 20 mm.

Allgemeine Empfehlung

: Spurweitenänderung besonders um die K0 Lage herum möglichst gering halten.

Fahrzeug Schwerpunktlage S (center of gravity, position du centre de gravité):

Der fiktive Punkt, in dem die Gesamtfahrzeugmasse auf einem Punkt konzentriert angenommen werden kann (Bild 1-26).

Niedrige Schwerpunktlage bedeutet:

• gutes Fahrverhalten und hohe Fahrsicherheit,
• geringes Wanken und Nicken,
• geringe Radlastschwankung bei Steigungen und beim Bremsen.

Hohe Schwerpunktlage ergibt:

• bessere Hinterachsbelastung bei Steigung.

Typische Werte:

• 1000 bis 1750 mm hinter der Vorderachse,
• 300 bis 750 mm über der Fahrbahn.

Bemerkungen

: Die Schwerpunktlage ist abhängig von der Fahrzeugbeladung und bestimmt die Achslastverteilung. Sie ist besonders für die Trägheitskräfte von Bedeutung, weil diese immer am Schwerpunkt des Fahrzeugs einwirken.

Achslastverteilung

: Das Verhältnis der auf das Gesamtgewicht bezogenen Achslasten an Vorder- und Hinterachse. Die Achslastanteile werden meist in % angegeben.

Typische Werte in der K0-Lage sind:

• 44 % : 56 % bis 60 % : 40 %.

Allgemeine Empfehlung:

Die Achslastverteilung sollte aus Traktionsgründen bei einem Frontantriebler etwa bei 55 % / 45 % und bei einem Heckantriebler etwa bei 50 % / 50 % liegen.

Anmerkung:

Die Achslastverteilung hat einen großen Einfluss auf das Eigenlenkverhalten. Für ein neutrales Eigenlenkverhalten ist eine gleichverteilte Achslast günstig. Soll ein tendenziell untersteuerndes Fahrverhalten erzielt werden, ist eine hohe Vorderachslast günstig.

Diese grundlegenden Daten sind Voraussetzungen für die kinematische Auslegung der Radaufhängung. Ziel der Auslegung ist die Ermittlung aller Kinematikpunkte, die auch als hard points bekannt sind, sodass die Anforderungen an das Fahrwerk erfüllt werden. Mit der Festlegung der Kinematikpunkte liegen auch die Lenkerlängen, jedoch noch nicht die Lenkerquerschnitte und das Package fest.

Momentanpole der Radaufhängung

Die meisten Radaufhängungen führen komplizierte räumliche Bewegungen aus. Diese Bewegungen lassen sich veranschaulichen, wenn sie in zwei Ebenen (Ansichten) dargestellt werden. Jeder starre Körper (z. B. der Radträger) einer kinematischen Kette hat bei seiner Bewegung einen momentanen räumlichen Punkt, der sich nicht bewegt (v = 0); der Körper dreht sich um diesen Punkt mit der Drehgeschwindigkeit OMEGA.

Dieser Punkt wird „Momentanpol P“ genannt. Der Momentanpol lässt sich einfach finden und ersetzt augenblicklich alle Glieder einer Kette. Mit der Kenntnis des Momentanpols und der Winkelgeschwindigkeit, kann man nun die Bewegungsrichtung eines jeden Punktes auf dem Bauteil (senkrecht zur Verbindungslinie Punkt – Momentanpol), dessen Geschwindigkeit (Abstand zum Momentanpol multipliziert mit der Winkelgeschwindigkeit) und dessen Querbeschleunigung (Quadrat der Winkelgeschwindigkeit, dividiert durch den Abstand zum Momentanpol) ermitteln. Die räumliche Bewegung der Radaufhängung (Radmittelpunkt und Radaufstandspunkt) kann in die Längs- und Querebenen projiziert werden (Seitenansicht und Ansicht von hinten). Es ist zweckmäßig, das momentane Zentrum der Drehpunkte in beiden Ebenen, d. h. die Längs- und Querpole des Rades, zu kennen. Da die Momentanpole sich gegenüber dem Aufbau nicht bewegen, können sie als die Verbindungsstellen

der Radaufhängung zum Aufbau angenommen werden, d. h. der Aufbau stützt sich über diese Punkte auf die Räder bzw. Fahrbahn (Bild 1-27).

Radhubkinematik

Die Radbewegung kann im einfachsten Fall auf eine Linear- oder Drehbewegung zurückgeführt werden. Diese Art der Radbewegung wird erreicht, wenn das Rad sich linear/ vertikal bewegt (Drehschubgelenk) oder um die Quer-, Längs- oder Schrägachse mit einem Längs-, Quer- oder Schräglenker dreht. Bei diesen einfachsten Radaufhängungen (Bild 1-28) werden die Lenker am Radträger ohne Gelenk (unmittelbar) fest verbunden. Die Rad mitte bewegt sich in einer Ebene entlang einer Kurve.

Eine derartige Radaufhängung kann aber die Anforderungen an das heutige Fahrwerk nicht erfüllen. Besseren Komfort und Fahrdynamik erreicht man, wenn der Lenker gelenkig (mittelbar) am Radträger befestigt wird und weitere Radführungselemente hinzukommen. Dann entsteht z. B. eine McPherson- Aufhängung (ein Dreieckslenker und ein Drehschubgelenk, das sogenannte „Federbein“) oder eine Doppelquerlenkeraufhängung (zwei Querlenker übereinander) (Bild 1-29, a und b).

Der Radmittelpunkt bewegt sich jedoch immer noch in einer Ebene.

Noch aufwändiger werden die Aufhängungen, wenn die Drehachsen schräg angeordnet sind oder die Dreipunktlenker aufgelöst werden (Bild 1-29, c) oder aber in die untere Ebene ein Vierpunktlenker eingebaut wird.

Für die nicht angetriebenen Achsen genügen die ebenen oder sphärischen Aufhängungen (siehe auch Bild 4-34), weil die dabei frei wählbaren zwei bzw. drei voneinander unabhängige Parameter ausreichen, die Kinematik der Aufhängung zu optimieren.

Bei den modernen Radführungen an angetriebenen Achsen durchläuft der Radträger eine räumliche Koppelbewegung beim Ein- und Ausfedern.

Die räumliche Bewegung lässt sich durch fünf voneinander unabhängige Parameter beschreiben, die ausschließlich von der Kinematik der Aufhängung abhängig sind.

Der

Sturzwinkel

(die vertikale Neigung des Rades zur Fahrbahn) beeinflusst die Übertragbarkeit der Seitenkräfte. Der

Schrägfederungswinkel

beeinflusst die Übertragung der Längskräfte. Das

Rollzentrum

sagt etwas über die Art der Seitenkraftabstützung. Die

Vorspuränderung

bestimmt das Eigenlenkverhalten beim Ein- und Ausfedern und zusammen mit der

Sturzänderung

beeinflusst sie das Seitenführungsvermögen

der Radaufhängung in den Grenzsituationen. Sie ist von erheblicher Bedeutung für die Fahrstabilität.

Um diese Zusammenhänge besser zu verstehen, werden zuerst diese Kenngrößen definiert und deren Einfluss und Bedeutung erläutert.

Kenngrößen der Radhubkinematik

Die Lage des Rades wird durch viele Kenngrößen definiert. Diese sind abhängig von der Art der Kinematikkette, den kinematischen Abmessungen und von dem momentanen Federungsstand des Rades.

Radhub s (wheel travel, course de la roue)

Radhub, Federweg: Der Verschiebeweg s des Radaufstandpunktes, den das Rad von der Konstruktionslage aus zurücklegt. Positiv beim Einfedern, negativ beim Ausfedern des Rades.

Typische Werte der maximalen Federwege aus der Konstruktionslage:

• Einfederung 60 bis 100 mm,
• Ausfederung 70 bis 120 mm.

Bemerkungen

: Die SUVs und Geländefahrzeuge haben deutlich größere Federwege (über 100 mm Einfederweg). Auch die Fahrzeuge der Premiumklasse haben aus Komfortgründen größere Federwege, weil dadurch die Aufbaufeder weicher ausgelegt werden kann ohne bei höheren Lasten zu früh in den Einsatzbereich der Zusatzfeder zu kommen.

Eine Niveauregelung gleicht den Federwegverlust durch Beladung aus. Die Radhübe können kleiner ausgelegt werden und die Änderungen der kinematischen Kenngrößen bleiben geringer

Spurwinkel DELTA (toe angle, angle de pincement):

Der Winkel zwischen den Schnittlinien der Radmittelebenen beider Räder mit der Fahrbahnebene ohne Lenkeinschlag. Positiv wenn die Winkelspitze in die Fahrtrichtung zeigt (Bild 1-30).

Vorspur (toe-in, pincement des roues):

Differenz der Abstände der Felgenhörner hinter und vor den Radmittelpunkten der Räder einer Achse, wenn der Abstand vorn kleiner ist als der Abstand hinten.

Nachspur (toe-out, contre pincement des roues):

Wie oben, jedoch ist der Abstand der Felgenhörner vorn größer als der Abstand hinten.

Die Spur beeinflusst die Geradeausfahrt, das Kurvenverhalten und die Fahrwerkabstimmung.

Typische Werte für den Spurwinkel in der K0-Lage

• Vorderachse bei Hinterradantrieb 0° bis +30’,
• Vorderachse bei Vorderradantrieb –30’ bis +20’,
• für die Hinterachse max. –10’ bis +20’.

Anmerkungen:

Den geringsten Reifenverschleiß und Rollwiderstand hat ein genau geradeaus rollendes Rad. Bei Geradeausfahrt führt ein zu großer positiver Vorspurwinkel zu einem Reifenverschleiß auf den Außenschultern. Häufig wird bewusst ein geringer statischer

Vorspurwinkel eingestellt, um die Fahrstabilität während des Geradeausfahrens zu verbessern.

In der Literatur wird für jedes Rad auch ein eigener Spurwinkel definiert. In diesem Fall ist der Gesamtspurwinkel die Summe beider Radspurwinkel.

Allgemeine Empfehlung: An der Hinterachse sollte beim Bremsen und bei Kurvenfahrt das kurvenäußere Rad in Vorspur gehen. Dadurch kann einer durch die veränderte Achslastverteilung beim Bremsen hervorgerufenen Übersteuertendenz entgegengewirkt werden und das Fahrverhalten über einen weiten Querbeschleunigungsbereich neutral gehalten werden. Parallel dazu können die Vorderräder beim Bremsen und in der Kurvenfahrt in Nachspur gehen.

Sturz GAMMA (camber, carrossage):

Der Winkel zwischen der Radmittelebene und einer zur Fahrbahn senkrechten Ebene, die parallel zur Schnittlinie der Radmittelebene

mit der Fahrbahnebene verläuft (Bild 1-31). Der Sturz beeinflusst den Seitenkraftaufbau und damit die Querdynamik.

Der Sturz ist positiv definiert, wenn das Rad nach außen geneigt ist. Er ist negativ, wenn das Rad nach innen geneigt ist. Ein negativer Sturz am Kurvenaußenrad erzeugt Sturzseitenkräfte, die die Querführung der Achse verbessern. Für eine gute Seitenkraftübertragung sollte das Rad auch unter Seitenkraft nie in positive Sturz gehen.

Ein größerer Sturzwinkel verursacht Reifenverschleiß und höheren Rollwiderstand.

Typische Werte in der Konstruktionslage:

• –2° bis 0°.

Bemerkungen

: Der negative Sturz trägt zur Reifenseitenführung in den Kurven bei. Der Sturz ändert sich bei einer Einzelradaufhängung mit der Federbewegung, daher auch mit der Beladung.

Sturzseitenkraft und Sturzmoment entstehen, weil durch den Sturzwinkel der Reifen wie ein Kegel um den Schnittpunkt zwischen Fahrbahn und Radachse rollt. Das Rad ist dann bestrebt, mit einem Kreisbogen um die Spitze des Kegels zu rollen (Bild 1-32).

Durch einen positiven Sturz ergeben sich Sturzseitenkräfte nach außen. D. h., um die Lenkachse wird ständig ein kleines Giermoment erzeugt, das dann dem Flattern des Rades, das um die Lenkachse wegen des Spiels oder der Elastizitäten am Lenkstrang entstehen kann, entgegen wirkt (Vorspannen).

Unter Einfluss der Längs- und Querneigung der Lenkachse ändert sich der Sturz auch beim Lenken. Die Lenkachsenquerneigung verursacht in der Kurve an den beiden Rädern eine Änderung des Radsturzes in positiver Richtung. Für das Kurveninnenrad wirkt es günstig, weil der negative Sturz, der durch die Wankbewegung des Aufbaues entsteht, kompensiert wird. Für das Kurvenaußenrad überlagern sich beide Effekte

und es entsteht ein größerer positiver Sturz, der die Spursteife des Reifens senkt.

Die Lenkachsenlängsneigung verursacht beim Kurvenaußenrad einen negativen und beim Kurveninnenrad einen positiven Sturz. Die ungünstigen Auswirkungen auf das Außenrad werden dadurch verringert.

Allgemeine Empfehlung

: Um das Rad bei Kurvenfahrt auch unter Wankwinkel möglichst Vertikal zur Fahrbahn zu halten, sollte über dem Einfedern ein zunehmender negativer Sturz eingestellt werden. Damit kann eine Beeinträchtigung der Seitenführung durch zu hohe Sturzwinkel verhindert werden.

Wankpol (roll center, centre de roulis)

Wankpol/Momentanzentrum: der momentane Drehpunkt des Aufbaus in einer Achsebene, um den sich der Aufbau bei Wankbewegungen seitlich neigt (Bild 1-33).

Hoher Wankpol (oberhalb der Fahrbahn) bedeutet:

• Aufbau wankt weniger, weil der Hebelarm Wankpol zum Schwerpunkt klein ist.

Tiefer Wankpol (an oder unter der Fahrbahn) erzeugt:

• geringe Spurweiten und Sturzänderung.

Typische Werte in der Konstruktionslage:

• an der Hinterachse 80 bis 250 mm,
• an der Vorderachse 0 bis 130 mm.

Bemerkungen:

Bei Einzelradaufhängungen bewegen sich die Wankpole mit einseitiger Federung auch seitlich und die Seitenkraft am kurvenäußeren Rad kann dadurch ein Ausfedern verursachen, welches auch als unerwünschter Aufstützeffekt bekannt ist. Der Wankpol

beeinflusst die Radlaständerungen bei Kurvenfahrt und damit das Eigenlenkverhalten.

Wankachse (roll axis, axe de roulis)

Wankachse/Rollachse: die Verbindungslinie der vorderen und hinteren Wankpole. Der Aufbau wankt um diese Achse, wenn an dem Schwerpunkt Seitenkräfte (Zentrifugalkraft in den Kurven etc.) eingeleitet werden (Bild 1-34).

Typische Werte in der Konstruktionslage:

• leichte Neigung nach vorne max. 6° (neue Quellen empfehlen 0°).

Bemerkungen

: Durch die Neigung der Wankachse lässt sich die Verteilung der Wankabstützung auf die Vorder- und Hinterachse beeinflussen. Liegt der hintere Wankpol höher, ist die Wankabstützung hinten auch höher mit dadurch entstehenden höheren Radlastdifferenzen, die wiederum das Seitenführungspotenzial reduzieren. Das heißt, das Eigenlenkverhalten verändert sich in Richtung Übersteuern. Da die Wankpole sich beim Federn ändern, ändert sich die Wankachsenneigung mit dem Beladungszustand. Dies muss bei der kinematischen Auslegung berücksichtigt werden.

Schrägfederung EPSILON (diagonal springing, suspension oblique):

Winkel auf der x-z-Ebene zwischen der Bewegungsrichtung des Radmittelpunktes beim Federn und der z-Achse (Bild 1-35).

Bemerkungen

: Eine Schrägfederung, bei der sich das Rad beim Einfedern nach hinten bewegt und so dem Hindernis ergänzend zur Längsfederung nachgibt, unterstützt einen guten Fahrkomfort. An der Vorderachse steht diese Auslegung allerdings einen guten Bremsnickausgleich im Wege. Bei normalen Geschwindigkeiten auftretende, hochfrequente Stöße können allein durch die Schrägfederung nicht ausgeglichen werden. Sie stellt aber den Antriebsstützwinkel für den Antrieb über die Gelenkwellen dar und kann die Radaufhängung von Momenten frei halten.

Bremsnickausgleich XBR (anti dive, compensation du tangage au freinage):

Anteil der Abstützung der beim Bremsen entstehenden Nickmomente durch die Lenker der Radaufhängung (tatsächlicher Bremsabstützwinkel

bzw. optimaler Bremsabstützwinkel). Der verbleibende Anteil wird durch die Federung aufgefangen (vordere Federn werden belastet und die hinteren entlastet) (Bild 1-36). Der Federkraftdifferenz mal dem Radstand entspricht das unabgestützte Bremsnickmoment.

Hoher Bremsnickausgleich bedeutet:

• Fahrzeugaufbau nickt beim Bremsen weniger.

Typische Werte in der Konstruktionslage:

• 60 bis 80 %.

Bemerkungen

: Das Nickmoment ergibt sich aus der gefederten Masse, der Schwerpunktlage, dem Radstand und der Verzögerung. Beim Bremsen ergibt sich eine Radlastverschiebung, die ohne Bremsnickausgleich die Aufbaufederung vorn zum Ein- und hinten zum Ausfedern

veranlasst. Die Bremskräfte am Radaufstandspunkt und deren Hebelarme um den kinematischen Längspol der Radaufhängung wirken der Nickbewegung entgegen. Bei positivem Bremsstützwinkel an der Vorderachse führt die Bremskraft zu einem ausfedernden

Moment und an der Radaufhängung hinten zu einem einfedernden Moment. Der Bremsstützwinkel hängt allein von der Kinematik der Aufhängung ab und beschreibt die Neigung des Polstrahls vom Radaufstandspunkt zum Längspol.

Anfahrnickausgleich XAN (anti squat, compensation du tangage à l´accélération):

Anteil der Abstützung der beim Beschleunigen entstehenden Nickmomente durch die Lenker (tatsächlicher Anfahrabstützwinkel bzw. optimaler Anfahrabstützwinkel) (Bild 1-37). Den verbleibenden Anteil fängt die Federung auf (das Fahrzeug nickt nach hinten).

Hoher Anfahrnickausgleich bedeutet:

• Fahrzeug nickt beim Anfahren weniger.

Typische Werte in der Konstruktionslage:

• 60 bis 80 %.

Bemerkungen

: Die Antriebskraft greift über die Gelenkwelle an der Radmitte an. Das Versatzmoment von der Radmitte zum Radaufstandspunkt ist das Antriebsmoment und wird am Achsgetriebe abgestützt; das Rad bleibt gegenüber der Aufhängung drehbar

und der Radaufstandspunkt dreht sich nicht mehr um den Längspol, sondern bewegt sich parallel zur Radmitte. Wie beim Bremsnickausgleich wird auch beim Anfahrnickausgleich die Längskraft am Radaufstandspunkt, hier die Antriebskraft, genutzt um einem Aus-, bzw. Einfedern entgegenzuwirken. Entsprechend wirkt der Anfahrausgleich nur an einer angetriebenen Achse. Der Anfahrstützwinkel beschreibt die Neigung der Polstrahls von Radmittelpunkt (bei Starrachse von Radaufstandspunkt) zum Längspol der Radaufhängung. Bei Starrachsen stützt sich das Antriebmoment am Achskörper ab; Antriebstützwinkel und Bremsstützwinkel sind in diesem Fall identisch.

Kenngrößen der Lenkkinematik

Die Vorderräder sind um eine senkrechte Lenkachse drehbar gelagert. Deshalb muss die Vorderradaufhängung einen zusätzlichen Freiheitsgrad aufweisen. Die Lenkung muss nicht nur die Führung des Fahrzeugs ermöglichen sondern auch ständig eine Rückmeldung über Fahrzustand und Seitenkräfte an den Fahrer geben, um ihm die Fahrzeugführung zu erleichtern. Dies lässt sich vor allem mit einer ausgewogenen Anordnung

der Lenkdrehachse erreichen.

Lenkachse (king pin axis, essieu directeur):

die (virtuelle) Achse, um die sich das Rad beim Lenken dreht (frühere Achsschenkelachse) (Bild 1-38).

Bemerkungen

: Die Lenkachse ergibt sich bei üblichen Vorderachsen durch die Verbindungslinie zwischen den oberen und unteren Drehgelenkpunkten. Sie liegt in der Regel konstruktionsbedingt immer an der Radinnenseite, räumlich leicht geneigt zur Vertikalachse. Die

Neigung ist zweckmäßigerweise nach hinten und nach innen gerichtet, um dem Fahrzeug hohe Fahrstabilität zu verleihen und Lenkradrückstellung zu gewährleisten. Die Lage und die Neigungen der Lenkachse werden mit den Kenngrößen Spreizungswinkel, Lenkrollradius

und Nachlaufwinkel, Nachlaufstrecke definiert.

Lenkachsenspreizung DELTA (king pin inclination, inclination de pivot de fusée):

Neigungswinkel der Lenkachse zu einer Senkrechten auf der Fahrbahn in der y-z-Ebene (Bild 1-39). Positiv, wenn die Achse innen nach geneigt ist.

Typische Werte in der Konstruktionslage:

• Hinterradantrieb mit Motor vorn 5 bis 9°,
• Hinterradantrieb mit Motor hinten 5 bis 13°,
• Vorderradantrieb mit Motor vorn 8 bis 16°.

Bemerkungen

: Der Abstand der Lenkachse zur Radmittelebene sollte gering gehalten werden, um die Hebelarme der am Rad angreifenden Kräfte gering zu halten. Deshalb wird der untere, in der Radschüssel liegende Gelenkpunkt soweit wie möglich nach aussen

gelegt. Je nach Aufhängungstyp ist dies beim oberen Gelenkpunkt nur eingeschränkt möglich und es ergibt sich schon aus diesen Zwängen ein Spreizungswinkel. Die Spreizung bestimmt den Lenkrollradius und unterstützt damit die Lenkrückstellung. Sie hat außerdem Einfluss auf die Spurstangenlänge und die Nachlaufänderung.

Allgemeine Empfehlung

: Die Spreizung sollte sich mit der Radfederung möglichst wenig ändern, da sich mit einer Spreizungsänderung der Störkrafthebelarm verändert. Bei unterschiedlichen Einfederungen links/ rechts, z. B bei Kurvenfahrt können dann unerwünschte Lenkmomente entstehen (Torquesteer).

Lenkrollradius rs (scrub radius, déport au sol): INFO: Dieser Text entstand vor der Einführung des weiter oben genannten ISO Standarts

Abstand des Schnittpunktes der Lenkachse mit der Fahrbahnebene zur Schnittlinie der Radmittelebene mit der Fahrbahn (Bild 1-39).

Positiver Lenkrollradius, wenn der Lenkachsenschnittpunkt mit der Fahrbahn von der Radmittelebene aus nach innen, negativer Lenkrollradius, wenn er von der Radmittelebene aus nach außen liegt.

Typische Werte in der Konstruktionslage:

• –20 bis +80 mm.

Bemerkungen

: Durch den negativen Lenkrollradius bei µ-Split-Bremsung wird ein Lenkmoment und damit ein Lenkwinkel erzeugt, der dem durch ?-Split entstehenden Giermoment entgegen wirkt und das Fahrzeug stabilisiert (Bild 1-40). Der Lenkrollradius kann sich

für unterschiedliche Reifenbreiten ändern.

Allgemeine Empfehlung

: Heute wird der Lenkrollradius wegen ABS meist nahe 0 mm (center point steering) eingestellt, um den Einfluss der individuellen Radregelungen (ABS) auf das Lenkmoment auszuschalten.

Nachlaufwinkel TAU (caster angle, angle de chasse):

Neigungswinkel der Lenkachse zur Senkrechten auf die Fahrbahn in der x-z-Ebene (Bild 1-41). Positiv definiert, wenn die Achse nach hinten geneigt ist.

Typische Werte in der Konstruktionslage:

• Hinterradantrieb mit Motor vorn 1 bis 10°,
• Hinterradantrieb mit Motor hinten 3 bis 15°,
• Vorderradantrieb mit Motor vorn 1 bis 5°.

Bemerkungen: Durch Nachlauf und Spreizung wird der Aufbau beim Lenken angehoben, wodurch ein (Gewichts-) Lenkrückstellmoment erzeugt wird.

Der Nachlaufwinkel bestimmt zusammen mit dem Nachlaufversatz die Nachlaufstrecke.

Der Nachlaufwinkel erzeugt am kurvenäußeren eingeschlagenen Rad einen negativen Sturz, der die Seitenkraftübertragung begünstigt.

Allgemeine Empfehlung

: Der Nachlaufwinkel sollte sich mit der Radfederung möglichst wenig ändern, weil sich zugleich die Nachlaufstrecke ändert.

Nachlaufstrecke (Nachlauf) n (caster trail, chasse):

Abstand in x-Richtung zwischen dem Durchstoß der Lenkachse mit der Fahrbahn und der Senkrechten zur Fahrbahn am Radaufstandspunkt (Bild 1-41). Der Nachlauf wird positiv definiert, wenn der Schnittpunkt vor dem Radaufstandspunkt liegt.

Typische Werte in der Konstruktionslage:

• bei mechanischer Lenkung: 0 bis 10 mm,
• bei Servolenkung: 10 bis 40 mm.

Bemerkungen:

Die Nachlaufstrecke ist sehr wichtig für die Spurhaltungsstabilität und die Lenkrückstellung, weil beim positiven Nachlauf das Rad genau wie bei einem Nachlaufrad, hinter der Lenkachse und dadurch immer in der Spur bleibt. Dieser Effekt entsteht durch

ein Rückstellmoment infolge der Querkräfte, die am Reifenlatsch angreifen.

Die Nachlaufstrecke gewährleistet über die Seitenkräfte bei Kurvenfahrt die Lenkrückstellung. Mit zunehmendem Lenkwinkel reduziert sich die Nachlaufstrecke, weshalb bei großen Lenkausschlägen auf ausreichende Rückstellung geachtet werden muss. Ein zu großer Nachlauf verschlechtert auf der anderen Seite das Seitenwindverhalten und das Zurückschlagen der Lenkung bei der Fahrt über ein Hindernis in

der Kurve, was als „kick back“ bezeichnet wird.

Nachlaufversatz (Radversetzung) lNLV (spindle offset, déport de chasse):

horizontaler Abstand, der sich zwischen dem Radmittelpunkt und der Lenkachse auf der x-z-Ebene am Radmittelpunkt ergibt. Er wird

positiv gezählt, wenn der Radmittelpunkt hinter der Lenkachse liegt (Bild 1-42).

Typische Werte in der Konstruktionslage:

• 35 bis 65 mm.

Bemerkungen

: Der Nachlaufversatz ermöglicht, den Nachlauf unabhängig vom Nachlaufwinkel auszulegen. Beim Durchfedern dreht sich der Radträger in der Seitenansicht um seinen Längspol; Nachlaufwinkel und -strecke ändern sich. Diese sind zu begrenzen, um das Rückstellverhalten nicht zu sehr zu beeinflussen, indem der Längspol weit genug entfernt von der Radmitte liegt. Dies schränkt jedoch die Größe der Stützwinkel ein.

Störkrafthebelarm rBR und rAN (lateral offset on the ground, bras de levier de la force perturbatrice)

Störkrafthebelarm beim Bremsen rBR: der senkrechte Abstand vom Radaufstandspunkt zur Lenkachse. Der Störkrafthebelarm entspricht dem Lenkrollradius multipliziert mit dem Kosinus des Nachlaufwinkels und des Spreizungswinkels (Bild 1-43).

Störkrafthebelarm beim Antreiben rAN: der senkrechte Abstand vom Radmittelpunkt zur Lenkachse. Die beim Bremsen und Anfahren entstehenden Längskräfte verursachen ein Drehmoment um die Lenkachse, die dann störend auf das Lenksystem wirken. Diese sind proportional abhängig von den Störkrafthebelarmen.

Typische Werte in der Konstruktionslage:

10 bis 50 mm.Bemerkungen:

Die in der Kurvenfahrt auftretende Antriebsmomentdifferenz zwischen den Rädern verursacht durch den Störkrafthebelarm Lenkmomente und Lenkradschwingungen. Ein kleiner Störkrafthebelarm ist daher besonders bei den frontangetriebenen

Fahrzeugen erwünscht.

Spurstangenweg (tie rod stroke, course de la barre de direction):

der Verschiebeweg, den die Zahnstange der Lenkung (resp. Innengelenk der Spurstange) aus der 0-Position zurücklegt. Er wird positiv gezählt, wenn die Bewegung nach links und negativ gezählt, wenn die Bewegung nach rechts zeigt.

Typische Werte in der Konstruktionslage:

• 140 bis 180 mm Gesamtweg.

Bemerkungen

: Der Spurstangenweg ist nur indirekt von Bedeutung, wichtiger sind die Radlenkwinkel die sich zusammen mit den Spurhebelarmen ergeben. Große Wege bedeuten jedoch lange und schwere Lenkgetriebe und dementsprechend kurze Spurstangen, die

zu vermeiden sind.

Radlenkwinkel DELTA (steer angle, angle de braquage des roues):

Winkel zwischen der x-Achse des Fahrzeugkoordinatensystems und der Schnittlinie der Radmittelebene mit der Fahrbahnebene (Bild 1-44).

Die mit einer Radführung maximal möglichen Radlenkwinkel zeigen, wie stark die Räder zu lenken sind. Wegen der Lenkkinematik und der Ackermann-Bedingung haben die beiden Räder einer gelenkten Achse voneinander abweichende Lenkwinkel.

Typische Werte für die maximalen Lenkwinkel in der Konstruktionslage:

• 30° bis 43° in beiden Richtungen.

Bemerkungen

: Ein großer Radlenkwinkel reduziert den Wendekreis, erleichtert das Parken, benötigt jedoch größere Lenkraddrehungen. Die Lenkraddrehwinkel und Lenkgetriebeübersetzung bestimmen den Radlenkwinkel.

Der Radlenkwinkel wird begrenzt durch den Freiraum im Radkasten und durch die Anordnung der Aufhängung sowie den zulässigen Beugewinkeln der Seitenwellen.

Schräglaufwinkel ALPHA (tire side slip angle, inclinaison de l´ace – pivot d´essieu):

der Winkel zwischen dem Geschwindigkeitsvektor des Rades entlang der Radmittelebene und der tatsächlichen Bewegungsrichtung

des Fahrzeugs im Radaufstandspunkt (Bild 1-44).

Der Schräglaufwinkel entsteht immer dann, wenn an der Radaufstandsfläche Seitenkräfte einwirken. Um diese Kräfte auf der Fahrbahn abstützen zu können, ist ein Querschlupf in der Reifenlauffläche notwendig. Dadurch läuft der Reifen schräg.

Typische Werte im „normalen“ Fahrbetrieb:

• max. 12°. Bei einer Fahrzeugquerbeschleunigung von 0,4g bleibt dieser Wert unter 4°.

Bemerkungen

: Der Schräglaufwinkel bestimmt, zusammen mit den Reifen- und Fahrbahneigenschaften, die Höhe der noch übertragbaren Seitenkraft und hat eine große Wirkung auf das Eigenlenkverhalten des Fahrzeugs bei Kurvenfahrten.

Ackermannwinkel DELTA_AM (Ackerman angle, angle de Jeantaud):

der Vorderradlenkwinkel, um ein frontgelenktes Fahrzeug ohne Seitenkraft und damit ohne Schräglaufwinkel, d. h., bei sehr langsamer Fahrt, um eine Kurve zu führen (Bild 1-45). Da die beiden Räder auf unterschiedlichen Kurvenradien laufen, müssen sie auch unterschiedliche Ackermannwinkel aufweisen (Lenkwinkel am Innenrad muss größer sein als am Außenrad).

Der Ackermann-Anteil ist das prozentuale Verhältnis aus tatsächlich vorhandenem Lenkdifferenzwinkel und dem nach Ackermann berechneten idealen Differenzwinkel:

(DELTA_innen / DELTA_außen) / (DELTA_innen - DELTA_AM,außen)*100Bemerkungen

: Die Einhaltung des Ackermann-Gesetzes erhöht den Wendekreis, weil der Einschlagwinkel des Innenrades (DELTA_innen-max) durch den Radkasten begrenzt ist (sonst müsste der Fußraum zur Seite hin stark eingeschränkt werden). Beim Vorderradantrieb bestimmen die zulässigen Beugungswinkel der Antriebsgelenke den maximalen Lenkwinkel. Deshalb wird eine Abweichung von 10 % oder bis zu 3° bewusst in Kauf genommen, weil pro Grad Lenkfehler eine Wendekreisverkürzug von 0,1 m erreicht wird. Außerdem kann das weniger eingeschlagene Außenrad nur eine kleinere Seitenkraft übertragen. Der in der Kurvenfahrt entstehende Schräglaufwinkel reduziert den Ackermannwinkel, sodass der Fehler dann nicht so sehr von Bedeutung ist.

Wendekreis Rw (turning radius, cercle de braquage):

der Kreisbogen, den die am weitesten nach außen vorstehenden Fahrzeugteile beim größten Lenkanschlag beschreiben (Bild 1-46).

Spurkreis RS:

der Kreisbogen, den der äußere Radaufstandspunkt beim max. Lenkanschlag beschreibt. Ein kleiner Wendekreis verbessert die Manövrierfähigkeit des Fahrzeugs. Dazu muss der Radstand möglichst klein und der Lenkanschlag möglichst groß sein.

Typische Werte in der Konstruktionslage:

• 10 bis 12 m, jedoch abhängig von Radstand,
• Wendekreis/Radstand: 4,0 bis 4,2.

Raderhebungskurven

Die meisten der oben erläuterten kinematischen Kenngrößen sind nicht konstant sondern ändern sich entsprechend der kinematischen Auslegung mit dem Durchfedern und Lenken des Rades. Die sich damit ergebenden Radstellungsänderungen sind neben der Grundabstimmung des Fahrwerks in Konstruktionslage von besonderer Bedeutung für das Fahrverhalten in den unterschiedlichen Fahrbedingungen und bei

Annäherung an den Grenzbereich. Die Radstellungsänderungen (Spurweite, Spur und Sturz) werden in als „Raderhebungskurven“ bezeichneten Diagrammen als Funktion des Radhubes oder des Lenkwinkels dargestellt. Im Bild 1-47 sind auch die durch Elastizitäten in der Radführung verursachten Veränderungen in den Radkenngrößen bei Geradeausfahrt, beim Bremsen und Beschleunigen sowie in der Kreisfahrt angezeigt.

Kinematische Spuränderung – Optimierungskriterien für den Spurverlauf

Zur gezielten Beeinflussung des Lenkverhaltens werden bei vielen Fahrzeugen kinematische Spuränderungen beim Einfedern eingesetzt. Bei konzeptbedingt zum Übersteuern neigenden Fahrzeugen lässt sich die für die Fahrstabilität günstige Untersteuerungstendenz durch Optimierung der Spuränderung sicherstellen. Dazu werden die Radaufhängungen so ausgelegt, dass die Vorderräder beim Einfedern in die Nachspur und die Hinterräder in die Vorspur gehen. Bei Kurvenfahrt treten durch die Wankneigung des Aufbaus kinematische Spuränderungen auf, die gezielt das Eigenlenkverhalten des Fahrzeugs beeinflussen.

An der Hinterachse sollen die Lenkwinkeländerungen beim Ein- und Ausfedern möglichst gering gehalten werden, da sich durch übermäßige Radstellungsänderungen das Geradeauslaufverhalten verschlechtern kann. Ein kinematisches Wanklenken der Hinterräder ist dann sinnvoll, wenn dadurch unerwünschte Lenkeffekte, z. B. durch Elastizitäten, kompensiert werden können. Bei der kinematischen Auslegung muss ein

Optimum durch Zusammenwirken von Wank- und Elastizitätslenken gefunden werden.

Im Allgemeinen kann gesagt werden, dass die Spuränderung möglichst klein gehalten werden (weniger als 0,5°) und beim Einfedern und beim Bremsen an der Vorderachse in die Nachspur und an der Hinterachse in die Vorspur gehen sollen (Bild 1-47).

Kinematische Sturzänderung – Optimierungskriterien für den Sturzverlauf

Gehen die Räder bei Kurvenfahrt kurvenaußen in negativen Sturz, werden die Seitenkräfte an der Achse um die durch den Sturz zusätzlich übertragbaren Seitenkräfte erhöht und der Schräglaufwinkel nimmt ab. Diese Tendenz sorgt, bezogen auf das Gesamtfahrzeug, bei negativem Sturz an der Vorderachse für weniger und an der Hinterachse für mehr Untersteuern. Um eine gute Seitenführung zu erzielen, sollte

durch Optimierung der Radaufhängungskinematik am kurvenäußeren Rad ein negativer Sturz entstehen (Bild 1-47). Dies bedeutet jedoch eine starke, negative Sturzänderung zum Aufbau, die bei Einfederungen in Geradeausfahrt mit Nachteilen wie Reifenverschleiß und Lenkungsunruhe verbunden sein kann.

Im Allgemeinen kann gesagt werden, dass die Sturzänderung beim Einfedern sowohl an der Vorderachse als auch an der Hinterachse ins Negative gehen sollen und um die Konstruktionslage möglichst kleine Änderungen erfahren sollen (Bild 1-47).

Fahrzeuge mit Heckantrieb, die unter Einfluss von Antriebskräften konzeptionell zum Übersteuern tendieren, weisen in der Regel negative Sturzwinkel an den Hinterrädern auf. Zur Erhöhung der Untersteuertendenz sind daher nur geringe kinematische Sturzänderungen

erforderlich, wenn in der Konstruktionslage bereits relativ große negative Sturzwinkel vorgesehen wurden.

Kinematische Kennwerte aktueller Fahrzeugsmodelle

Die Tabelle 1-5 zeigt eine Auswahl der kinematischen Kennwerte aktueller Fahrzeuge und verdeutlicht die Unterschiede der ausgewählten Modelle. Da nicht alle Kenngrößen in der freien Literatur zu finden sind, sind viele Felder leer.