[发明专利]货车前轮摆振系统横向减振器最佳速度特性的设计方法

权利要求书

1.货车前轮摆振系统横向减振器最佳速度特性的设计方法，其具体步骤如下：

(1)确定横向减振器的最优阻尼系数C：

①横向减振器最小临界阻尼系数C_min的设计：

I步骤：根据转向横拉杆当量角刚度K₁，前轮转向系统转向柱当量角刚度K₃；转向横拉杆等效角阻尼系数C₁，转向柱等效角阻尼系数C₃；待设计横向减振器的阻尼系数C；车辆悬架系统垂向刚度K₂，减振器等效阻尼系数C₂；轮胎垂向刚度K_t，侧向刚度ρ，侧偏刚度k，机械拖矩β；左、右前轮绕主销的转动惯量I，车轮绕自身轴线的转动惯量I_w，前桥绕侧倾轴线的转动惯量J；转向节的臂长d₁，梯形臂的臂长d₂，横向减振器的摆臂T，前悬架两弹簧中心之间的距离B_f，主销中心到车轮中心平面的距离L，轮距B，车轮半径R；主销后倾角α；轮胎滚动阻力系数f；车辆行驶速度v；利用货车前轮摆振系统三自由度行驶振动模型，以左前轮的摆振角θ₁、右前轮的摆振角θ₂，车身的侧倾角ψ为坐标，确定赫尔维茨稳定性判据的特征方程式，即：

a₀s⁸+a₁s⁷+a₂s⁶+a₃s⁵+a₄s⁴+a₅s³+a₆s²+a₇s+a₈＝0；

式中，

a₀＝JI²k²；

a₁＝2JIk²C+I²k²q₉+2I²Jkρv+JIk²(q₂+q₆)；

a₂＝I²k²q₁₂+C²Jk²+2CIk²q₉+(2JIkρv+Jk²q₂+CJk²+Ik²q₉)(q₂+q₆)+JIk²(q₃+q₇)+JI²ρ²v²+(2I²kq₉+4CIJk)ρv+2JIβk²q₈ρ；

a₃＝(Ik²q₉+CJk²+2IJkρv)(q₃+q₇)+Jk(kq₃+2ρvq₂)(q₆-q₂)+Jk²q₂(q₇-q₃)+2Ik²q₀(q₀+Rβρ)+[k²q₂q₉+Ik²q₁₂+Ck²q₉+IJρ²v²+Jk²βρq₈+2kρv(CJ+Iq₉)](q₂+q₆)+Ck²(Cq₉+2Iq₁₂)+2kρ(βkq₈+Cv)(CJ+Iq₉)+2JIkq₈ρv(k+βρ)+Iρ²v²(2CJ+Iq₉)+2I²kq₁₂ρv；

a₄＝k²q₀(q₀+Rβρ)(3q₂+q₆)+kq₂(kq₂+2Jρv)(q₇-q₃)+2βk²q₈ρ(Cq₉+Jβρq₈)+[k²(q₃q₉+q₂q₁₂)+2kρv(Jq₃+q₂q₉)+Jq₂ρ²v²](q₆-q₂)+Iρ²v²(2Jkq₈+Iq₁₂)+[ρ²v²(JC+Iq₉)+Jkq₈ρv²(k+βρ)+βk²q₈q₉ρ+2kρv(Cq₉+Iq₁₂)](q₆+q₂)+Cρ²v²(CJ+2Iq₉)+k²q₁₂(2Iq₈βρ+C²)+(2q₀k²+2Rβk²ρ)(Cq₀-Iq₁)+[Ck²q₉+Ik²(q₁₂+q₃)+IJρ²v²+Jk²βρq₈+2kρv(CJ+Iq₉)](q₃+q₇)+[2IRkq₀ρv+2kq₈ρv(CJ+Iq₉)](k+βρ)+kρv(2C²q₉+4Iq₀²+CIq₁₂)；

a₅＝q₉ρ²v²(C²+2Ikq₈)+[(2kq₀²ρv+Rρvq₀k)(k+βρ)-k²q₁(Rβρ+q₀)](3q₂+q₆)+[(CJ+Iq₉)ρ²v²+(k+βρ)Jkρvq₈+k²q₉(βρq₈+q₃)+2kρv(Cq₉+Iq₁₂)](q₃+q₇)+ρv[(Cq₉+Iq₁₂)ρv+2kq₁₂(q₂+C)+kq₈q₉(k+βρ)+(Jkq₈-q₂q₉)ρv](q₂+q₆)+[(Jq₂ρv+2kq₂q₉ρv+2Jkq₃)ρv+k²q₂q₁₂](q₇-q₃)+k²β²ρ²q₈(2Rq₀+q₈q₉)+q₃[(Jρv+2kq₉)ρv+k²q₁₂](q₆-q₂)+2k²βρ(Cq₈q₁₂-CRq₁+q₈q₀²)+2kρv[q₈(Cq₉+Iq₁₂)+R(k+βρ)](Cq₀-Iq₁)+k²q₀(Rβρ+q₀)(q₇+3q₃)+2Jkq₈ρv²(Cρ+βkq₈)+2Iq₀ρ²v²(Rk+q₀)+2Cq₁₂ρv(Ck+Iρv)-2Ck²q₀q₁；

a₆＝ρv[(q₀+Rk)q₀ρv-2kq₀q₁-Rkq₁(Rk+βρ)](q₆+3q₂)-4Ckq₀q₁ρv+ρv[(q₃q₉+q₂q₁₂)ρv+2kq₃q₁₂](q₆-q₂)+2βk²q₈ρ²v(2Rq₀+q₈q₉)+ρv[(q₂q₉+Jq₃)ρv+2k(q₃q₉+q₂q₁₂)](q₇-q₃)-2βq₁q₈ρk²(q₀+Rβρ)+[(Cq₉+Iq₁₂+Jkq₈)ρ²v²+kq₈q₉ρv(k+βρ)+kq₁₂ρ(2Cv+βkq₈)](q₇+q₃)+ρv[(Cq₁₂+kq₈q₉)ρv+kq₈q₁₂(k+βρ)](q₆+q₂)+2ρ²v²(q₀+Rk)(Cq₀-Iq₁)+[2kq₀²ρv-k²q₁(q₀+Rρ)+Rkq₀ρv(kq₀+βρ)](q₇+3q₃)+2kq₈ρ²v²(Cq₉+Iq₁₂)+ρv[2kq₈(Cq₁₂+q₀²)-2CRkq₁](k+βρ)+(C²q₁₂+Jk²q₈²)ρ²v²+β²k²q₈²q₁₂ρ²；

a₇＝[(q₀ρv-2kq₁+Rkρv)q₀ρv-Rkq₁v(k+βρ)](3q₃+q₇)-2kq₀q₁q₈ρv(k+βρ)+[(Cq₁₂+q₃q₉+kq₈q₉)ρ²v²+kq₈q₁₂ρv(k+βρ)](q₃+q₇)+kq₈ρ²v²(kq₈q₉+2Cq₁₂)+2ρ²v²(kq₈q₀-Cq₁)(q₀+Rk)+2βk²q₈ρ²v(q₈q₁₂-2Rq₁)+kq₈q₁₂ρ²v²(q₂+q₆)-q₁ρ²v²(q₀+Rk)(3q₂+q₆)+q₁₂ρv(q₂ρv+2kq₃)(q₇-q₃)+q₃q₁₂ρ²v²(q₆-q₂)；

a₈＝kq₈q₁₂ρ²v²(q₃+q₇)-q₁ρ²v²(q₀+Rk)(3q₃+q₇)+(kq₈q₁₂-2Rkq₁-2q₀q₁)kq₈ρ²v²+q₃q₁₂ρ²v²(q₇-q₃)；

其中，

q₀＝I_wv/R；q₁＝BLK_t(α-f)/2+ραR²；q₂＝C₁d₂²；q₃＝K₁d₂²；q₄＝C₃d₁²；q₅＝K₃d₁²；q₆＝q₂+q₄；q₇＝q₃+q₅；q₈＝αR+β；q₉＝C₂B_f²/2；q₁₀＝K₂B_f²/2；q₁₁＝K_tB²/2+2ρR²；q₁₂＝q₁₀+q₁₁；

II步骤：根据I步骤中所确定的特征方程式，利用赫尔维茨稳定性判据及货车前轮摆振系统稳定性的临界条件，求解关于C的行列式方程的正实数根，便可得到横向减振器的最小临界阻尼系数C_min；

②确定横向减振器的最大临界阻尼系数C_max：

根据转向系统的角传动比i_w，液压助力转向器作用力F_h，转向盘角速度轮胎与底面积间的滑动摩擦系数f_s，转向轴负荷G，轮胎气压P，横向减振器的摆臂T，及转向横拉杆到主销的力臂长度d₃，利用轮胎原地转向阻力、横向减振器阻尼力和液压助力转向器力之间的关系，确定横向减振器的最大临界阻尼系数C_max，即：

Cmax=(3Fhd3P-fsG3P)iw6PT2θ·w;]]>

③确定横向减振器的最优阻尼系数C：

根据①步骤中所确定的最小临界阻尼系数C_min，及②步骤中所确定的最大临界阻尼系数C_max，利用黄金分割原理，确定横向减振器的最优阻尼系数C，即：

C＝C_min+(1-0.618)(C_max-C_min)；

(2)确定横向减振器复原行程的初次开阀阻尼力F_k1：

根据横向减振器复原行程的初次开阀速度V_k1，及步骤(1)中所确定的最优阻尼系数C，确定横向减振器复原行程的初次开阀阻尼力F_k1，即：

F_k1＝CV_k1；

(3)确定横向减振器复原行程的最大开阀阻尼力F_k2：

A步骤：根据横向减振器复原行程的平安比η，及步骤(1)中所确定的最优阻尼系数C，确定横向减振器复原行程最大开阀前特性曲线的斜率k₂，即：

k₂＝C/η；

B步骤：根据横向减振器复原行程的初次开阀速度V_k1、最大开阀速度V_k2，A步骤中所确定的横向减振器复原行程最大开阀前特性曲线的斜率k₂，及步骤(2)中所确定的横向减振器复原行程的初次开阀阻尼力F_k1，确定横向减振器复原行程的最大开阀阻尼力F_k2，即：

F_k2＝F_k1+k₂(V_k2-V_k1)；

(4)确定横向减振器压缩行程的初次开阀阻尼力F_k1y：

根据横向减振器的双向比β_b，压缩行程的初次开阀速度V_k1y，及步骤(1)中所确定的最优阻尼系数C，确定横向减振器压缩行程的初次开阀阻尼力F_k1y，即：

F_k1y＝β_bCV_k1y；

(5)确定横向减振器压缩行程的最大开阀阻尼力F_k2y：

根据横向减振器的双向比β_b，压缩行程的初次开阀速度V_k1y、最大开阀速度V_k2y，步骤(3)中A步骤所确定的横向减振器复原行程最大开阀前特性曲线的斜率k₂，及步骤(4)中确定的横向减振器压缩行程的初次开阀阻尼力F_k1y，确定横向减振器压缩行程的最大开阀阻尼力F_k2y，即：

F_k2y＝F_k1y+β_bk₂(V_k2y-V_k1y)；

(6)横向减振器最佳速度特性曲线的设计：

根据横向减振器复原行程的初次开阀速度V_k1、最大开阀速度V_k2，压缩行程的初次开阀速度V_k1y、最大开阀速度V_k2y，步骤(2)中所确定的横向减振器复原行程的初次开阀阻尼力F_k1，步骤(3)中确定的横向减振器复原行程的最大开阀阻尼力F_k2，步骤(4)中确定的横向减振器压缩行程的初次开阀阻尼力F_k1y，及步骤(5)中确定的横向减振器压缩行程的最大开阀阻尼力F_k2y，设计得到横向减振器的最佳速度特性曲线。