CN105818627A - 利用凸轮曲线实现独立悬架等效刚度特性的结构和方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开一种利用凸轮曲线实现独立悬架等效刚度特性的结构和方法，将悬架的阻尼减振器与推杆一体化集成，一体化减振器‑推杆总成的上端通过橡胶减震器与车架相连；下端通过凸轮模块与悬架的横臂相连，通过设计凸轮模块的型线实现簧上/簧下质量相对位移与弹簧压缩量满足特定的关系，使得悬架***的等效刚度为定值。利用反转法建立凸轮轮廓曲线与横臂转角、压力角、减振器倾斜角度等参数之间的函数关系，利用matlab编程，对凸轮模块的型线进行迭代求解，得到凸轮模块的理论廓线与实际廓线。通过合理设计凸轮曲线的型线，消除因悬架导向机构设计引致的等效刚度非线性特性。本发明原则上可应用于任意独立悬架导向机构。

Description

利用凸轮曲线实现独立悬架等效刚度特性的结构和方法

技术领域

本发明涉及汽车领域，特别是有关于汽车底盘与传动技术领域，具体涉及采用了凸轮机构式减振装置的独立悬架，如双横臂式独立悬架。

背景技术

车辆悬架主要分为被动、半主动和主动悬架。半主动悬架结构相对简单，成本相对较低，能根据路面和车速变化调整悬架阻尼参数，在一定程度上改善悬架性能。主动悬架能根据路面和车速变化调整悬架主动力，其实质等同于实时调整悬架的刚度和阻尼参数，能最大程度改善悬架性能，但因结构复杂，能耗和成本较高，其应用和推广受到很大的制约。

虽然被动悬架的最优性能通常折衷于某种特定路面和速度条件，但是由于结构简单，成本较低，被动悬架仍然广泛地应用在汽车上。被动悬架又分为非独立悬架和独立悬架。其中，非独立悬架主要应用于货车中，轿车则主要使用独立悬架。装备独立悬架的车辆两侧车轮在一定挠度内相互独立跳动，能够减弱车身和车架振动，提高了平顺性；另一方面，传动***的大部分零部件布置于车身上，可减小非簧载质量，悬架受到的冲击减小，也可以提高车身的平顺性；独立悬架还可以使得车身质心下降，提高了汽车行驶稳定性。综合独立悬架的种种优点，现代汽车驱传动***的设计大多数都是基于独立悬架的基础上开展的。

根据不同的需求，独立悬架衍生出了许多形式，如横臂式独立悬架、纵臂式独立悬架、滑柱连杆式独立悬架、单斜臂式独立悬架等。然而在所有的悬架结构中都存在结构非线性的问题，即悬架弹簧的压缩量与簧上/簧下质量相对位移的传动比随着悬架跳动位置的不同而发生改变，且在簧上/簧下质量相对运动速度保持恒定时，减振器的伸缩速度并不恒定，从而导致悬架***等效刚度和等效阻尼发生改变。

在被动悬架的设计中，悬架的参数折衷于特定的路面和工况达到最优，其参数一旦确定便不发生改变，故通常以平衡位置的等效刚度和等效阻尼作为设计依据。通过调节悬架的刚度和阻尼特性，使得车身响应与地面激励之间的频响特性满足一定要求。如谐振频率应避开人体敏感范围、谐振峰值要尽可能小、轮胎动载应满足安全性要求、悬架动行程要小于悬架的极限行程以减小悬架撞击限位块的概率等。然而，由于悬架***存在运动非线性特性，传统的设计方法有可能造成悬架性能不够优良，如由于减振器阻尼特性曲线匹配不佳造成的大不平度路面下的车身振动大、噪声大；在路面随机激励下，随不平度的增加，车身加速度放大因子曲线峰值变大并往高频移动，若峰值频率处于人体敏感范围中，将影响车辆的舒适性等。考虑悬架***的运动非线性，等效刚度是变化的，即等效弹簧为一非线性弹簧。将非线性弹簧线性化分析可知，悬架等效刚度与弹簧挠度有效值平方成正比，则在不平度和车速增加的情况下，非线性弹簧将导致舒适性下降的程度超过理想线性弹簧，轮胎动载变化在共振区内会变大。综合以上分析，希望被动悬架等效刚度和等效阻尼的非线性因素降到最低，提高悬架的平顺性和安全性。

发明内容

本发明提供一种利用凸轮曲线实现独立悬架等效刚度特性的结构和方法。

本发明的技术方案是：

设计一种结合凸轮机构式减振装置的双横臂独立悬架，包括第一弹性铰、上横臂、第一球铰、转向节、第二球铰、下横臂、第二弹性铰、车架、橡胶减震器、一体化减振器-推杆总成、悬架弹簧、凸轮模块、滚子、滚子轴，上横臂通过第一弹性铰与车架相连，下横臂通过第二弹性铰与车架相连；上横臂通过第一球铰与转向节相连，下横臂通过第二球铰与转向节相连；一体化减振器-推杆总成的上端通过橡胶减震器与车架固联，减振器的轴线与车架相对固定；一体化减振器-推杆总成的下端通过滚子轴与滚子相连，滚子在凸轮模块内可以沿凸轮型线滚动，凸轮模块通过螺钉与下横臂固联。

所述的利用凸轮曲线实现独立悬架等效刚度特性结构的方法，包括下列步骤：

1）通过设计凸轮模块的型线，实现簧上/簧下质量相对位移的变化量与弹簧长度的变化量满足特定的关系，使得悬架***的等效刚度为定值；

所述特定关系下等效刚度；

2）利用反转法建立凸轮轮廓曲线与横臂转角、压力角、一体化减振器-推杆总成斜置角度参数之间的函数关系，利用matlab编程，对凸轮模块的型线进行迭代求解；

3）根据所需等效刚度，代入力矩平衡方程中，得到簧上/簧下质量相对位移与弹簧压缩量所需满足的关系，结合凸轮曲线坐标变换原理、压力角近似计算公式，由matlab迭代程序得到凸轮型线；

与现有技术相比，本发明的卓越功效在于：

（1）利用凸轮曲线的可设计性，实现独立悬架理想等效刚度的特性，原理上可应用于任意独立悬架导向机构；

（2）一体化减振器-推杆总成与悬架的横臂通过凸轮模块连接，从而可以使簧上/簧下质量相对位移的变化量与对应的弹簧压缩量之间满足式（4）的关系，消除悬架结构非线性因素给行驶平顺性和安全性等性能带来的的不利影响；

（3）凸轮模块的型线设计灵活，通过改变型线可实现悬架***不同的等效刚度，为悬架设计提供便利；

（4）悬架主体结构不需要重新设计，凸轮模块结构紧凑，占用空间小，且凸轮模块方便拆卸维修，降低成本。

附图说明

图1是本发明凸轮曲线设计原理图

图2是结合凸轮机构式减振装置的双横臂独立悬架机构示意图

图3是下横臂转角-轮边位移曲线

图4是凸轮理廓线与实际廓线

图5是凸轮型线各点压角-下横臂转角曲线

图6是凸轮验证曲线

图中标号说明：

1——车架； 2——上横臂；

3——转向节； 4——下横臂；

5——橡胶减震器；

501——隔振橡胶块； 502——减震器接头；

6——一体化减振器-推杆总成；

7——悬架弹簧； 8——凸轮模块；

9——滚子； 10——滚子轴；

I——第一弹性铰； II——第二弹性铰；

II——第一球铰； IV——第二球铰。

具体实施方式

本发明将悬架的阻尼减振器与推杆一体化集成，一体化减振器-推杆总成的上端通过橡胶减震器与车架相连，下端通过凸轮模块与悬架的横臂相连，通过设计凸轮模块的型线实现簧上/簧下质量相对位移与弹簧变形量满足特定的关系，使得悬架***的等效刚度为定值。利用反转法建立凸轮轮廓曲线与横臂转角、压力角等参数之间的函数关系，并用matlab编程，对凸轮模块的型线进行迭代求解。

通过合理设计凸轮曲线的型线，实现独立悬架理想等效刚度的特性，消除悬架运动非线性给行驶平顺性和安全性等带来的不良影响，原理上可应用于任意独立悬架导向机构。

利用凸轮曲线实现独立悬架理想等效刚度特性的结构和方法，原则上可应用于任意独立悬架导向机构。

本发明以双横臂独立悬架为具体实施例子。

一种结合了凸轮机构式减振装置的双横臂独立悬架，包括第一弹性铰、上横臂、第一球铰、转向节、第二球铰、下横臂、第二弹性铰、车架、橡胶减震器、一体化减振器-推杆总成、悬架弹簧、凸轮模块、滚子、滚子轴。其中，上横臂通过第一弹性铰与车架相连，下横臂通过第二弹性铰与车架相连。转向节通过第一球铰和第二球铰与上横臂、下横臂相连。一体化减振器-推杆总成与悬架弹簧构成悬架***的缓冲元件。其中，一体化减振器-推杆总成的上端通过橡胶减震器与车架固联，一方面使得减振器的轴线与车架相对固定，另一方面可以缓冲一体化减振器-推杆总成与车架之间的冲击；其下端通过滚子轴与滚子相连，滚子轴与滚子之间通过轴承连接以减小摩擦。滚子在凸轮模块内可以沿凸轮型线滚动，滚子表面与凸轮模块内表面可采用工程硬塑料以减小滚子滚动造成的磨损。凸轮模块通过螺钉与下横臂固联。

在车辆运行过程中，上横臂与转向节可绕第一球铰相对转动，上横臂与车架可绕第一弹性铰相对转动；下横臂与转向节可绕第二球铰相对转动，下横臂与车架可绕第二弹性铰相对转动；一体化减振器-推杆总成的轴线相对车架固定，悬架在跳动时减振器沿轴线方向伸缩；悬架弹簧安装在一体化减振器-推杆总成的弹簧支座之间；滚子通过滚子轴与一体化减振器-推杆总成相连，在悬架运动时滚子沿凸轮模块型线滚动。

凸轮曲线的设计方法简图如图1所示，其中滚子中心轨迹即构成凸轮曲线，一体化减振器-推杆总成等效为直动从动件。悬架横臂的回转中心为点，当从动件在位置1时，设滚子中心的初始位置为凸轮曲线的起始点。当悬架横臂绕点按逆时针旋转角度（逆时针为正）后，利用运动相对性，相当于从动件绕点顺时针旋转角度，到达图2中位置2，与大小相等，方向相反。滚子中心到达凸轮曲线上点，滚子中心的运动可看作由点先绕点反转角度到达点后再沿从动件导轨移动后到达点，即在横臂转动角度后从动件（一体化减振器-推杆总成）的伸缩量为。

利用坐标变换以及平移变换，点的坐标如式（1）所示：

其中，为从动件绕点的反转角度，顺时针为正；为一体化减振器-推杆总成与下横臂的夹角；、为起始点的坐标。

如图1所示，一体化减振器-推杆总成相对转动中心的偏置距离为，由于其轴线相对车架固定，则保持不变；车轮接地点相对横臂转动中心的力臂为，悬架在运动过程中存在侧向滑移量，而侧向滑移量在悬架结构优化后一般都小于0.5，相对于悬架的轮边位移或弹簧压缩量而言，侧向滑移量非常小，故不考虑侧向滑移量给力臂带来的影响。

忽略凸轮和滚子之间的摩擦力，可得轮边力与弹簧力的力矩平衡关系：

其中，为簧上/簧下质量相对位移的变化量；为悬架弹簧长度对应的变化量；即弹簧总的变形量；为悬架弹簧力对应的变化量；为轮边力对应的变化量；为轮边等效刚度；为悬架弹簧的刚度；为静平衡位置转动中心到从动件的垂足和凸轮起始点的距离；为滚子与凸轮之间的压力角，这里规定压力角逆时针为负。

根据凸轮的设计要求，应使得悬架***轮边等效刚度恒为定值，为便于式（2）的化简，简化凸轮设计过程，假设悬架***等效刚度如式（3）所示：

将式（3）带入式（2），可得到簧上/簧下质量相对位移的变化量与对应的弹簧压缩量应满足式（4）的关系：

凸轮曲线的压力角如式（5）所示：

其中，为凸轮曲线上相邻两点间横坐标的变化量；为凸轮曲线上相邻两点间纵坐标的变化量。

联立式（1）、式（4）以及式（5）得到凸轮曲线的求取方程组如式（6）所示：

由式（6）可看出，需要求解的未知量有，因此，可先确定凸轮曲线的起始点的坐标，通过ADAMS等仿真软件得到悬架轮边位移与摆臂转角之间的关系，最后根据式（6）由matlab编程对凸轮曲线进行迭代求解。需要注意的是，轮边位移的离散间隔必须足够小，否则根据式（5）所求得的压力角与实际之间的误差将增大，导致凸轮曲线精度下降。

以下将对的选取进行分析：

1)避免凸轮曲线函数出现非映射关系

由图1可得，若，，即式（1）的始终成立，因此，若，将出现同一对应两个的情况。

为使得曲线合理，当时，应使凸轮曲线的起始点在垂直方向上偏置一定距离；或者将一体化减振器-推杆总成倾斜布置，使得。从图1可看出，在垂直方向上偏置或一体化减振器-推杆总成倾斜布置的物理意义在于，使得悬架在上行或下行的过程中，起始点不会越过在垂直于减振器轴线的方向上其所能到达的最远点。即应满足：

显然，当时，在垂直方向上偏置将给凸轮设计及结构的可靠性带来不利影响。而一体化减振器-推杆总成倾斜布置一方面将增加悬架的侧向刚度，另一方面也使得起始点不会越过在垂直于减振器轴线的方向上其所能到达的最远点。因此，应使一体化减振器-推杆总成倾斜一定的角度，并且应尽可能小，这也与实际悬架减振器的安装相符合。为简化设计，增加结构可靠性，一般取。

2）避免凸轮压力角过大

对于此凸轮结构，滚子相当于与凸轮内表面接触，故凸轮曲线的压力角满足：

取悬架静平衡位置压力角作为的选取依据，由上述分析可知，比较合理，故，代入公式（4）得：

静平衡位置的压力角满足：

即推杆滚子和凸轮型线的压力角在静平衡位置的压力角与的选取无关，当悬架结构参数确定后，凸轮曲线初始位置的压力角为定值。

通过以上推导，凸轮型线的设计过程如下：

1)为了增加悬架的侧向刚度，同时根据式（7）的要求，将一体化减振器-推杆总成倾斜布置，总成与摆臂的夹角为，则可得，，斜置的角度不能过大，否则将造成偏距过小，则悬架刚度过大，对弹簧的要求增加；

2)根据式（7）的要求，选取，为简化设计的过程，同时增加结构的可靠性，可取；

3)根据式（6），由matlab程序对凸轮曲线进行迭代求解；

4)验证凸轮曲线的准确性，检查凸轮与滚子之间的压力角是否小于许用压力角。

本发明将凸轮机构应用于推杆与下横臂的连接位置，由于一体化减振器-推杆总成上端相对传统双横臂独立悬架减少一个转动自由度，固在凸轮机构的滚子处增加一个平移自由度，滚子相对滚子轴的转动为局部自由度，故整个悬架***的自由度不变，满足悬架的运动需求。通过控制凸轮模块的型线可以消除轮边位移和弹簧压缩量间的非线性关系，从而消除悬架结构设计非线性造成的悬架结构非线性和悬架性能的不良影响。

如附图2所示，一种结合了凸轮机构式减振装置的双横臂独立悬架，包括车架1、上横臂2、转向节3、下横臂4、橡胶减震器5、一体化减振器-推杆总成6、悬架弹簧7、凸轮模块8、滚子9、滚子轴10、隔振橡胶块501、减震器接头502、第一弹性铰I、第二弹性铰II、第一球铰III、第二球铰IV。

上横臂2通过第一弹性铰III与车架1相连，下横臂4通过第二弹性铰II与车架1相连。上横臂2通过第一球铰III与转向节3相连，下横臂2通过第二球铰IV与转向节3相连。一体化减振器-推杆总成6的上端通过橡胶减震器5与车架1固联，一方面使得一体化减振器-推杆总成6的轴线与车架1相对固定，另一方面可以缓冲一体化减振器-推杆总成6与车架1之间的冲击；其下端通过滚子轴10与滚子9相连，滚子轴10与滚子9之间通过轴承连接以减小摩擦，且滚子轴10的轴线与弹性铰II的轴线平行，使得一体化减振器-推杆总成6可沿其轴线方向伸缩。滚子9在凸轮模块8内可以沿凸轮型线滚动，滚子9表面与凸轮模块8内表面可采用工程硬塑料以减小滚子9滚动造成的磨损。凸轮模块8通过螺钉与下横臂4固联。

在车辆运行过程中，上横臂2与转向节3可绕第一球铰III相对转动，上横臂2与车架1可绕第一弹性铰I相对转动；下横臂4与转向节3可绕第二球铰IV相对转动，下横臂4与车架1可绕第二弹性铰II相对转动；一体化减振器-推杆总成6的轴线相对车架1固定，悬架在跳动时一体化减振器-推杆总成6沿轴线方向伸缩；悬架弹簧7安装在一体化减振器-推杆总成6的弹簧支座601之间，在悬架跳动时充当缓冲功能；滚子9通过滚子轴10与一体化减振器-推杆总成6相连，在悬架运动时滚子9沿凸轮模块8的型线滚动，同时滚子9与滚子轴10相对转动。

本发明将凸轮机构应用于一体化减振器-推杆总成与下横臂的连接位置，通过控制凸轮模块的型线可以消除悬架结构非线性对悬架性能的不良影响。

以下将结合某一双横臂悬架对凸轮曲线的求解进行详细说明。

以轮胎侧向滑移量最小为优化目标，结合ADAMS/Insight对双横臂悬架进行优化，不考虑轮胎纵向刚度、主销定位参数变化等因素，即悬架连杆所在平面与地面垂直。悬架的基本结构参数如表1所示：

轮胎接地点相对下横臂转动中心点的力臂，凸轮起始点距转动中心的距离占下横臂长度的比例为0.85，即点的坐标为，一体化减振器-推杆总成与下横臂的夹角，则一体化减振器-推杆总成与转动中心的垂直距离。

由ADMAS的运动学仿真得到轮边位移与下横臂转角的关系，为使得压力角的计算准确，取仿真的步长对应的轮边位移量，轮边位移与下横臂转角的关系如图3所示。

根据式（6）编写程序对凸轮曲线各点进行迭代求解，得到凸轮理论廓线及实际廓线如图4，凸轮理论廓线各点的坐标如表2所示：

凸轮型线各点的压力角与下横臂转角的关系如图5,许用压力角的范围一般为，可见所设计凸轮满足设计要求。将悬架各结构参数代入式（9）得凸轮初始点处的理论压力角为，由图5所得凸轮起始点压力角为，相对误差为0.25%，误差的原因是压力角的计算由凸轮相邻两点坐标求得，其计算精度与数据点的分辨率有关，这里每0.1mm的轮边位移量取一个数据点作为凸轮曲线的迭代数据。

根据上述凸轮曲线的设计说明，轮边位移的变化量和弹簧长度的变化量需满足式（4）的要求，令，则，由于ADAMS的步长对应的轮边位移量，则弹簧长度的变化量应满足式（10）的要求：

凸轮的验证曲线如图6所示，可看出所设计凸轮满足要求。

Claims (2)

1.一种利用凸轮曲线实现独立悬架等效刚度特性的结构，设计一种结合凸轮机构式减振装置的双横臂独立悬架，包括第一弹性铰、上横臂、第一球铰、转向节、第二球铰、下横臂、第二弹性铰、车架、橡胶减震器、一体化减振器-推杆总成、悬架弹簧、凸轮模块、滚子、滚子轴，上横臂通过第一弹性铰与车架相连，下横臂通过第二弹性铰与车架相连；上横臂通过第一球铰与转向节相连，下横臂通过第二球铰与转向节相连；一体化减振器-推杆总成的上端通过橡胶减震器与车架固联，减振器的轴线与车架相对固定；一体化减振器-推杆总成的下端通过滚子轴与滚子相连，滚子在凸轮模块内可以沿凸轮型线滚动，凸轮模块通过螺钉与下横臂固联。

2.按权利要求1所述的利用凸轮曲线实现独立悬架等效刚度特性结构的方法，包括下列步骤：

1）通过设计凸轮模块的型线，实现簧上/簧下质量相对位移的变化量与弹簧长度的变化量满足特定的关系，使得悬架***的等效刚度为定值；

所述特定关系下等效刚度；

2）利用反转法建立凸轮轮廓曲线与横臂转角、压力角、一体化减振器-推杆总成斜置角度参数之间的函数关系，利用matlab编程，对凸轮模块的型线进行迭代求解；

3）根据所需等效刚度，代入力矩平衡方程中，得到簧上/簧下质量相对位移与弹簧压缩量所需满足的关系，结合凸轮曲线坐标变换原理、压力角近似计算公式，由matlab迭代程序得到凸轮型线。