一种双横臂独立悬架及汽车的制作方法

本实用新型涉及一种汽车零部件，尤其是涉及一种双横臂独立悬架及汽车。

背景技术：

汽车前轮摆振的故障现象一般通过以下几个方面解决：1、控制轮胎动平衡精度；2、提高铝圈和轮毂的加工安装精度；3、提高轮胎侧偏刚度；4、提高转向系的刚度和阻尼，减少间隙提高加工精度。

陀螺效应是引起前轮摆振的一个非常重要的因素。陀螺效应是由悬架系统本身所决定的，客观存在的，不可抗拒的客观规律，因此也就决定了它是汽车前轮摆振的一个非故障性原因。

目前，陀螺效应理论在汽车领域方面的应用仅仅停留在整体桥悬架结构方面，未见到陀螺效应理论在独立悬架方面的应用，也未见通过优化独立悬架结构降低陀螺效应能量，进而减少车轮摆振故障现象的发生。

技术实现要素：

有鉴于此，本实用新型提供一种双横臂独立悬架及汽车，解决因陀螺效应产生前轮摆振的问题。

为解决上述问题，第一方面，本实用新型提供一种双横臂独立悬架包括上摆臂、下摆臂、转向节和转向横拉杆；

其中，上摆臂的第一控制臂的一端与上摆臂的第二控制臂的一端相连接，同时还连接转向节的第一端，下摆臂的第三控制臂的一端与下摆臂的第四控制臂的一端相连接，同时还连接转向节的第二端，第一控制臂的另一端、第二控制臂的另一端、第三控制臂的另一端与第四控制臂的另一端均连接机架，转向节的第三端连接转向横拉杆的一端，转向横拉杆的另一端连接转向机，转向节的第四端与车轮相连；

其中，第三控制臂与车架的安装点为下摆臂前铰接点，第四控制臂与车架的安装点为下摆臂后铰接点，第一控制臂与车架的安装点为上摆臂前铰接点，第二控制臂与车架的安装点为上摆臂后铰接点，转向横拉杆与转向机的连接点为转向梯形断开点，转向节与转向横拉杆的安装点为转向节臂球销点，上摆臂与转向节的连接点为转向节上球销点，下摆臂与转向节的连接点为转向节下球销点，转向节与车轮的连接点为前轮中心点。

可选地，转向节包括第一连接部、第二连接部和第三连接部，其中，第一连接部的一端连接上摆臂，第一连接部的另一端连接下摆臂，第二连接部的一端连接转向横拉杆，第三连接部的一端连接车轮，第二连接部的另一端和第三连接部的另一端均连接在第一连接部上。

可选地，转向横拉杆的长度346mm±0.5mm。

可选地，转向节连接上摆臂的第一端与连接下摆臂的第二端之间的距离为 309mm±0.5mm。

可选地，转向节的第三端连接下摆臂的长度为149mm±0.5mm；转向节的第三端连接上摆臂的长度为292mm±0.5mm。

可选地，转向节的第四端连接上摆臂的长度为243mm±0.5mm，转向节的第四端连接下摆臂的长度为126mm±0.5mm。

可选地，以主销轴线与车轮旋转轴线的交点为坐标原点，以车辆行驶的前后方向为X轴，左右方相为Y轴，上下方向为Z轴，转向梯型断开点的坐标为-92.324,-376.635,-246.542，转向节臂球销点的坐标为-135.617,-715.679, -301.583，转向节上球销点的坐标为13.481,-640.787,-62.225，转向节下球销点的坐标为-0.14,-711.058,-362.407，前轮中心点的坐标为0,-782.965,-259.218。

可选地，下摆臂前铰接点与下摆臂后铰接点均位于第一直线上，上摆臂前铰点和上摆臂后铰点均位于第二直线上；

其中，第一直线上第一点的坐标为10.39,-354.71,-312.342，第一直线上第二点的坐标为334.852,-369.543,-279.748，第二直线上第三点的坐标为 -163.643,-425.099,-19.698，第二直线上第四点的坐标为95.411,-421.738, -32.134。

可选地，转向梯形断开点、转向节臂球销点、转向节上球销点、转向节下球销点、前轮中心点、第一点、第二点、第三点和第四点的Y向坐标同时增加或减少相同数值。

第二方面，本实用新型还提供一种汽车，包括上述双横臂独立悬架。

综上所述，本实用新型的双横臂独立悬架结构能够弱化独立悬架前轮摆振激励源，最大限度的降低这种悬架结构的非故障原因引起的摆振，从而达到降低汽车前轮摆振发生的概率，提高整车的操纵稳定性和舒适性。

附图说明

图1为本实用新型实施例的双横臂式独立悬架结构简图；

图2为本实用新型实施例的A、B悬架的外倾角、前束角和车轮跳动曲线图；

图3为本实用新型实施例的双横臂式独立悬架分析模型；

图4为本实用新型实施例的A、B悬架的陀螺力矩系数。

附图标记说明

1、车架；2、下摆臂；3、转向节；4、转向横拉杆；5、上摆臂；A、下摆臂前铰接点；B、下摆臂后铰接点；C、上摆臂前铰接点；D、上摆臂后铰接点；E、转向梯形断开点；F、转向节臂球销点；G、转向节上球销点；H、转向节下球销点；I、前轮中心点。

具体实施方式

为使本实用新型要解决的技术问题、技术方案和优点更加清楚，下面将结合附图及具体实施例进行详细描述。

参见图1，双横臂独立悬架包括上摆臂5、下摆臂2、转向节3和转向横拉杆4，其中，上摆臂5的第一控制臂的一端与上摆臂5的第二控制臂的一端相连接，同时还连接转向节3的第一端，下摆臂2的第三控制臂的一端与下摆臂2的第四控制臂的一端相连接，同时还连接转向节3的第二端，第一控制臂的另一端、第二控制臂的另一端、第三控制臂的另一端与第四控制臂的另一端均连接车架1，转向节3的第三端连接转向横拉杆4的一端，转向横拉杆4的另一端连接转向机，转向节3的第四端与车轮连接。

本实施例中，第三控制臂与车架1的安装点为下摆臂前铰接点A，第四控制臂与车架1的摆动安装点为下摆臂后铰接点B，第一控制臂与车架1的安装点为上摆臂前铰接点C，第二控制臂与车架1的安装点为上摆臂后铰接点D，转向横拉杆4与转向机的连接点为转向梯形断开点E，转向节3与转向横拉杆 4的安装点为转向节臂球销点F，上摆臂5与转向节3的连接点为转向节上球销点G，下摆臂2与转向节3的连接点为转向节下球销点H，转向节与车轮的连接点为前轮中心点I，前轮中心点I也是前轮的旋转中心。

上述各点(A—I)为悬架及转向系统硬点，硬点是指是总布置设计过程中，为保证零部件之间的协调和装配关系，及造型风格要求所确定的控制点(或坐标)，控制线，控制面及控制结构的总称，其位置对于汽车性能有很大影响，当硬点确定后，独立悬架上下跳动过程中车轮外倾角和前束角的变化趋势就是确定的，二者产生的陀螺力矩在主销轴线上的分量和是产生汽车前轮高速摆振的激励源，引起前轮摆振，因此，通过优化独立悬架与转向机构的硬点，能够降低前轮摆振产生的概率。

本实施例中，转向横拉杆长度346mm±0.5mm。

本实施例中，转向节3包括第一连接部、第二连接部和第三连接部，其中，第一连接部的一端连接上摆臂，第一连接部的另一端连接下摆臂，第二连接部的一端连接转向横拉杆，第三连接部的一端连接车轮，第二连接部的另一端和第三连接部的另一端均连接在第一连接部上。

转向节中连接上摆臂的第一端与连接下摆臂的第二端之间的距离为 309mm±0.5mm，转向节的第三端连接上摆臂的长度(即转向节的第一端与第三端之间的距离)为292mm±0.5mm，转向节的第三端连接下摆臂的长度(即转向节的第二端与第三端之间的距离)为149mm±0.5mm，转向节的第四端连接上摆臂的长度(即转向节的第一端与第四端之间的距离)为243mm±0.5mm，转向节的第四端连接下摆臂的长度(即转向节的第二端与第四端之间的距离) 为126mm±0.5mm。

本实施例中，第一端与第二端均位于第一连接部上，第三端为第二连接部连接转向节横拉杆的一端，第四端为第三连接部连接车轮的一端，本实施例中并不具体限定转向节的具体结构，例如转向节中第二连接部、第三连接部与第一连接部焊接、或螺丝连接、或锻造成型、或铸造成型的位置。

本实施例中，以主销轴线与车轮旋转轴线的交点为坐标原点，若主销轴线与车轮旋转线为异面直线，主销轴线沿汽车行驶的前后方向平移至与车轮旋转轴线相交，选取交点为坐标原点。

车辆行驶在地平面上，以汽车的前后方向为X轴，左右方相为Y轴，上下方向为Z轴，其中，X轴以向后为正，即以汽车后退的方向为正；Y轴以向左为正，即驾驶员座位所在方向为正；Z轴以向上为正，Z轴即为铅垂线。

优选的硬点位置具体如下：

转向梯形断开点的坐标为(-92.324,-376.635,-246.542)，转向节臂球销点的坐标为(-135.617,-715.679,-301.583)，转向节上球销点的坐标为(13.481, -640.787,-62.225)，转向节下球销点的坐标为(-0.14,-711.058,-362.407)，前轮中心点的坐标为(0,-782.965,-259.218)。

本实施例中，下摆臂前铰接点与下摆臂后铰接点均位于第一直线上，上摆臂前铰点和上摆臂后铰点均位于第二直线上。

其中，第一直线上第一点的坐标为10.39,-354.71,-312.342，第一直线上第二点的坐标为334.852,-369.543,-279.748，第二直线上第三点的坐标为 -163.643,-425.099,-19.698，第二直线上第四点的坐标为95.411,-421.738, -32.134。

本实施例中，转向梯型断开点、转向节臂球销点、转向节上球销点、转向节下球销点、前轮中心点、第一点、第二点、第三点和第四点的Y向坐标同时增加或减少相同数值，即在保证上述各点相互位置的前提下，调整Y向坐标能够缩短或增加轮距，将整个独立悬架沿着车辆左右方向移动。

本实施例中，可以选取下摆臂前铰接点的坐标为(10.39,-354.71,-312.342)，下摆臂后铰接点的坐标为(334.852,-369.543,-279.748)，上摆臂前铰接点的坐标为(-163.643,-425.099,-19.698)，上摆臂后铰接点的坐标为(95.411,-421.738, -32.134)，即下摆臂前铰接点为第一直线上的第一点，下摆臂后铰接点为第一直线上的第二点，上摆臂前铰接点为第二直线上的第三点，上摆臂后铰接点为第二直线上的第四点。

当下摆臂前铰接点、下摆臂后铰接点、上摆臂前铰接点和上摆臂后铰接点选取上述坐标时，上摆臂第一控制臂长度282mm，上摆臂第二控制臂236mm，上摆臂第一控制臂与第二控制臂的安装间距为259mm，下摆臂第三控制臂长度360mm，下摆臂第四控制臂长度为485mm，下摆臂第三控制臂与第四控制臂的安装间距为326mm，上述长度为保留整数位后的结果。

需要说明的是，下摆臂前铰接点与下摆臂后铰接点也可以选取第一直线上的其他点，同样的，上摆臂前铰点和上摆臂后铰点也可以选取第二直线上的其他点。本实施例中，只限定转向梯型断开点、转向节臂球销点、转向节上球销点、转向节下球销点和前轮中心点的相对位置，下摆臂前铰接点、下摆臂后铰接点、上摆臂前铰接点和上摆臂后铰接点可以沿第一直线和第二直线变化。

参见图2，图中的为A、B悬架外倾角、前束角与车轮跳动曲线，其中，本实施例中，A悬架与B悬架均为选取两款实车中的双横臂独立悬架，通过将悬架硬点导入adams软件中运行KC分析可以生成悬架跳动时车辆外倾角和前束角的变化曲线。

本实施例中，B悬架结构中的硬点位置为上述优选的硬点位置，A悬架的硬点位置如下：

下摆臂前铰接点的坐标为(-225.4,-359.4,-83.5)，下摆臂后铰接点的坐标为(144.6,-359.4,-72.8)，上摆臂前铰接点的坐标为(-161.807,-410.8,390.727)，上摆臂后铰接点的坐标为(84.119,-410.8,327.196)，转向梯型断开点的坐标为 (-142.5,-392.2,28.0)，转向节臂球销点的坐标为(-136.0,-731.6,26.1)，转向节上球销点的坐标为(29.0,-617.9,371.1)，转向节下球销点的坐标为(-5.0, -715.03,-92.132)，前轮中心点的坐标为(0,-790,0)。

参见图3，外倾角的变化率会产生绕Z轴的第一陀螺力矩，前束角的变化率会产生绕X轴的第二陀螺力矩，这两者的陀螺力矩计算公式分别为：

其中，M_z为绕Z轴的第一陀螺力矩，M_x为绕X轴的第二陀螺力矩，J为车轮对其旋转轴线的转动惯量，V为车辆前进行驶速度，R为车轮滚动半径，为车轮外倾角的变化率，为车轮前束角的变化率。

主销轴线(AO)延长交地面于R，其中，δ为主销与X轴夹角，θ为主销与Z轴夹角，α为主销内倾角，β为主销后倾角，则有：

将外倾角的变化率产生的绕Z轴的第一陀螺力矩和前束角的变化率产生的绕X轴的第二陀螺力矩全部向主销上进行投影求矢量和，其中，矢量和可以分解为轴向分量和与法向分量和，投影的轴向分量和的计算公式为：

其中，为第一陀螺力矩和第二陀螺力矩在主销投影的轴向分量和，作用在车轮上，驱动车轮绕主销旋转，即为陀螺效应引起前轮摆振的激励源。

需要说明的是，另一个方向的分量合成(法向分量和)与本实施例关注的内容无关，在此略去。

图2中，A悬架的外倾角(点线)和前束角(点画线)均是单调递减函数，外倾角与前束角随着车轮的抬高而减小，其中外倾角变化梯度最大，前束角变化梯度最小。A悬架的外倾角和前束角产生的陀螺力矩在主销轴线上的投影方向相同，处于数值增大的叠加状态。

B悬架的外倾角(实线)变化平缓且存在拐点，从-25mm到9mm区间处于单调递增，从9mm到25mm区间为单调递减，变化梯度较小，前束角(虚线)为单调递减变化，变化梯度较大。

因此在拐点左侧，外倾角和前束角产生的陀螺力矩在主销轴线上的投影方向相反，处于数值减少相互抵消的叠加状态，在拐点右侧，外倾角和前束角产生的陀螺力矩在主销轴线上的投影方向相同，处于数值增大的叠加状态。

通过调整车轮外倾角和前束角的变化趋势，优化拐点的位置可以使整车在高速工况下，悬架上下跳动工作区域的陀螺力矩最小。

参见图4，图中横轴为车轮上下跳动量，纵轴为陀螺力矩系数，在悬架跳动周期相同的情况下，A、B悬架在车轮处于平衡位置的瞬间陀螺力矩系数分别为-21.22和2.49，正负号仅仅表示陀螺力矩方向相反。

在同样条件下A悬架产生的陀螺力矩比B悬架大8.52倍，即A悬架在车轮上下跳动时，产生的绕主销旋转的驱动激励力矩比B悬架大8.52倍。所以 A悬架摆振能量比B悬架大8.52倍。这就是同样情况下装有A悬架的整车更容易出现前轮高速摆振的原因。

其中，上述B悬架硬点坐标点即为本实施例中给出的硬点结构，A悬架坐标点是对照组。

综上所述，悬架及转向系统硬点布置确定车轮外倾角和前束角的变化趋势和变化梯度，本实施例通过采用小的车轮外倾角变化梯度(且存在拐点)和小的前束角变化梯度且两者之间产生的陀螺力矩相互抵消的设计方法得到的独立悬架结构，能够达到了降低摆振能量和摆振概率的目标，提高整车的操纵稳定性，舒适性和安全性。

以上所述是本实用新型的优选实施方式，应当指出，对于本技术领域的普通技术人员来说，在不脱离本实用新型所述原理的前提下，还可以作出若干改进。