專利名稱：獨立懸掛和驅動的不對稱車軸的制作方法
技術領域：
本發(fā)明一般涉及機動車輛的從動車軸，更具體地涉及阻尼式車 軸組，其中車軸彼此間是不對稱的，這種不對稱性能減輕動力跳動。
背景技術：
帶有從動軸獨立懸掛裝置的機動車輛包括一對車軸(也稱作分 離軸或后軸),每個車輪一個車軸，例如1987年10月13頒布的Anderson 的美國專利4,699,235描述的，該專利被轉讓給本專利申請的受讓人，在 此以引用方式將該專利的公開內容并入本文。現(xiàn)在參考圖1來簡要描述專利4,699,235的分離軸驅動系統(tǒng)， 以作為參考，應理解本發(fā)明可以適用于兩輪驅動系統(tǒng)或四輪驅動系統(tǒng)。圖示的是分時四輪驅動車輛的示意平面圖，包括內燃發(fā)動機 10，變速器12和安裝在車輛底盤(未示出)上的分動器14。發(fā)動機10 和變速器12與分動器14 一樣都是眾所周知的組件，分動器14 一般有輸 入軸(未示出)、主輸出軸16和輔助輸出軸18。主輸出軸16被傳動連 接到分動器14中的輸入軸，并通常與輸入軸對準。輔助輸出軸18通過 分動器14中的離合器或類似元件可傳動連接到輸入軸，并通常與輸入軸 偏離。分動器的離合器由適當?shù)倪x擇器機構(未示出)啟動或致動，選 擇器機構通常由車輛駕駛員遠程控制。主輸出軸16 ^d專動連^l妄到后傳動軸20,后傳動軸20又傳動 連接到后差速器22。后差速器件22以眾所周知的方式通過分離軸部件驅 動后輪24。輔助輸出軸18被傳動連接到前傳動軸26,前傳動軸26又傳 動連接到分離軸驅動機構28，以選擇性地通過分離軸部件驅動前輪30。 分離軸驅動機構28通過包括延伸管66上的支架71在內的裝置被附連到 車輛底盤。
5
前輪驅動汽車的適當分離軸部件(通常稱作半軸)是公知的。分離軸部件可以用來將分離軸驅動機構28連接到前輪30。附圖示意性地圖解說明了一種傳動連接到獨立懸掛的轉向車輪的普通類型的車軸，包括車軸76,車軸76的內側端有滑動萬向節(jié)78，外側端有公知的球籠型萬向節(jié)80，滑動萬向節(jié)78適于連接到諸如法蘭72或74的輸出裝置，球籠型萬向節(jié)80適于被連接到車輪30。問題在于，在大量轉矩被施加到車軸上時，車軸經(jīng)常出現(xiàn)"動力跳動(powerhop)"。在車軸的扭轉巻緊(windup )中的低頻(即，低于約20Hz)振蕩周期性地超過輪胎與路面的摩擦時會出現(xiàn)動力跳動。動力跳動產(chǎn)生的振蕩反饋到懸掛裝置和傳動系組件，并且可以被車輛乘客感覺到，乘客可能將該情形描述為"突然一躍"，"砰的一聲"，"突然彈了一下"或"跳動"。車軸一般是由棒鋼材料制成的，因此可用作非常有效的扭轉彈簧。為了降低車軸中不希望的振蕩，標準做法一直是以最小化振蕩的負面影響的方式來調節(jié)車軸的大小(即，增加直徑)，目的是調整諧振頻率，從而降低動力跳動，最小化振蕩是通過增加車軸的總體扭轉剛度來實現(xiàn)的。然而，增加車軸的直徑會帶來需要另外組裝，質量和成本相關的問題，而不能確實解決直接衰減與動力跳動相關的振蕩的核心問題，也就是說造成在硬縱向加速或減速期間沒有阻尼來吸收輪胎的負阻尼特征置于傳動系內的能量。因此，本領域顯然需要這樣一種車軸，它在非常接近振蕩源時是固有地被衰減的，從而降低動力跳動以及相關的傳動系擾動，例如軸閉停(axle shutter)。

發(fā)明內容
本發(fā)明是一種獨立懸掛的從動車軸組，其中幾個車軸彼此之間是不對稱的，其中該不對稱性減輕了動力跳動以及相關的傳動系擾動，
例如軸閉4亭。根據(jù)本發(fā)明的一個優(yōu)選形式，不對稱車軸被調整得不對稱，以使它們之間的相對扭轉剛度是不同的，比率大致在約1.4:1到約2.0:1之間?？梢杂扇魏我阎问教峁┻@種不對稱性來改變扭轉剛度，并與車軸的操作負載需求相一致，例如，使幾個車軸長度相同，但橫截面直徑不
6同；或者使車軸的橫截面直徑相同，但長度不同；或者使車軸的實心性不同(即，實心對空心)；或者使車軸的材料成分不同；或者它們的結合。不對稱車軸被可操作地連接到防滑差速器，目的是提供軸與軸的摩擦轉矩耦連，通過這種耦連，在不對稱車軸之間產(chǎn)生異相的轉矩振蕩阻尼。根據(jù)本發(fā)明的一個優(yōu)選形式，不對稱車軸是懸掛在托架中的，托架本身直接或者通過多個彈性托架安裝件連接到車架或車體，彈性托架安裝件的剛度根據(jù)每個具體應用調整，以最大程度地減輕與不對稱車軸結合時的動力跳動。因此，本發(fā)明的目的是提供一種獨立懸掛的從動車軸組，其中車軸彼此之間是不對稱的，其中這種不對稱性減輕了動力跳動和相關的傳動系4尤動，例如軸閉4亭。從下文對優(yōu)選實施例的說明，本發(fā)明的以上這些和附加目的，特征和益處會變得更加清楚。


圖1是根據(jù)現(xiàn)有技術的分時四輪驅動車輛的示意平面圖。
圖2是釆用本發(fā)明的不對稱車軸的車輛后懸掛裝置的示意圖。
圖3是根據(jù)本發(fā)明的第一不對稱車軸的示例的側視圖。
圖3A是沿圖3的線3A-3A觀察的橫截面圖。
圖4是第二不對稱車軸的第 一 示例，其相對于圖3是不對稱的。
圖4A沿圖4的線4A-4A觀察的橫截面圖。
圖5是第二不對稱車軸的第二示例，其相對于圖3是不對稱的。
圖5A是沿圖5的線5A-5A觀察的橫截面圖。
圖5B是第二不對稱車軸的第三示例的橫截面圖，其相對于圖3是不對稱的。圖6是根據(jù)現(xiàn)有技術的對稱車軸組的車軸轉矩與時間關系圖。
圖7是根據(jù)本發(fā)明的不對稱車軸組的轉矩與時間關系圖。
圖8是將對稱車軸組和不對稱車軸組兩者的傳動軸轉矩與時
間關系進行對比的圖。圖9是將帶高阻尼托架安裝件的對稱車軸組，帶最小阻尼托架
安裝件的不對稱車軸組和帶高阻尼托架安裝件的不對稱車軸組三者的傳動軸轉矩與時間關系進行對比的圖。圖10是對于防滑差速器摩擦轉矩各個值的不對稱車軸組的轉矩與時間關系圖。圖UA是后托架安裝件的橫截面圖。
圖IIB是前托架安裝件的橫截面圖。圖12是具有一個不對稱車軸(包括中間動軸)的前輪驅動系統(tǒng)的示意圖。
具體實施例方式現(xiàn)在參考附圖，圖2-圖12描繪了根據(jù)本發(fā)明的獨立懸掛的從動不對稱車軸100， 100'的多個方面。圖2描繪了機動車輛驅動系統(tǒng)的機動車輛后懸掛裝置102的一個示例，其包括不對稱車軸100。不對稱車軸100的形式為一組2個互相不對稱的車軸第一車軸100a和第二車軸100b，其中它們之間的不對稱性使每個車軸相對于另一個車軸的扭轉剛度不同。后懸掛裝置102包括托架104，在這個應用中，托架104通過彈性托架安裝件106被附連到機動車輛的車架(未示出)。后差速器模塊108通過彈性后差速器模塊安裝件IIO連接到托架104,并通過恒速接頭112a, 112b進一步被分別連接到不對稱車軸100的第一車軸100a和第二車軸100b。第一車軸100a和第二車軸100b是通過恒速接頭112a, 112b獨立懸掛的，使它們能夠沿箭頭114a， 114b獨立鉸接。傳動軸116的一端被連接到變速器(未示出)，另一端通過恒速(或其它類型的)接頭118被連接到后差速器模塊。另外，參考圖3-圖12，將詳細說明不對稱車軸100, 100'的結構和功能。圖3和圖3A示出了第一車軸100a, 100a'，圖中長度L,是預先選定的，橫截面直徑D,也是預先選定的。本領域關于耐久性和轉矩負載處理的選擇準則基本是標準的。在這方面，第一車軸有選定的扭轉剛度T"作為示例，第一車軸100a'由圓柱構形的實心或中空鋼構成，每一端有花鍵122a, 122b，以接合獨立懸掛裝置的等速接頭。與之相比，第二車軸100b相對于第一車軸100a是不對稱的，這樣，其物理性質提供不同的扭轉剛度T2， 丁2可以大于或者小于其中扭轉剛度的比率在約1.4:1和約2.0:1之間。通過例子，第二車軸100b是由圓柱構形的實心或中空鋼構成的，每一端也有花鍵122a，122b，以接合獨立懸掛裝置的等速接頭?，F(xiàn)在將注意力轉向圖4-圖5B，它們是第一車軸100a和第二車軸1 OOb之間的物理差異是如何提供扭轉剛度的期望差異的例子。圖4和圖4A顯示第二車軸100b, 100b'的第一示例，圖中長度L2等于L!;不過橫截面直徑D2與Dt不同(花鍵122a， 122b與圖3的相同)。在所示的例子中，D2>D,，不過，使D^D,當然也是可行的，只需要使D,與D2不同，以提供扭轉剛度的期望差異，其中比率在約1.4:1和2.0:1之間。圖5和圖5A顯示第二車軸100b, 100b"的第二示例，圖中橫截面直徑D2'等于D,;不過長度L2'與L,不同(花鍵122a， 122b與圖3的相同)。在所示的例子中，L2'<L,，不過，使L2'〉L,當然也是可行的，只需要使L,與L2不同，以提供扭轉剛度的期望差異，其中比率在約1.4:1和2.0:1之間。當然，可以以其它方式改變物質性質以達到第一車軸100a和第二車軸100b之間的扭轉剛度差異，例如通過選擇組合橫截面直徑差異，長度差異，實心性差異(即，實心相對中空構造)或材料組分的差異(然而，由于對某一幾何形狀的鋼材，各種鋼都具有大致相同的扭轉剛度，所以代替物本身不可能具有足夠的差異)。由于實心性差異造成的扭轉鋼度不對稱的一個例子通過對比圖3和圖5B進行了顯示，其中第三示例的第二車軸100b， 100b'"是中空的，橫截面直徑可以比D,大或比D！小，長度可以比"大，或者比L,短，從而兩者之間的扭轉剛度是不同的。如前文提到的，第一車軸100a或第二車軸100b，或者它們兩者可以是實心的，或者可以是空心的。不對稱車軸100, IOO'可操作地連接到防滑差速器，防滑差速器可以是機械式的或者是電動式的(例如圖2的108或圖12的306),目的是提供軸與軸之間的機械耦連，通過這種耦連不對稱的車軸之間會出現(xiàn)異相的轉矩振蕩阻尼。防滑差速器中的機械耦連在不對稱車軸之間提供摩擦轉矩耦連，其中例如通過經(jīng)驗性實驗或數(shù)學建模提供最佳摩擦轉矩，該最佳摩擦轉矩對于每種具體應用在不對稱車軸之間的扭轉剛度的某種差異方面是最佳的。在這方面，如果不對稱車軸之間沒有摩擦轉矩耦連，則通過異相的轉矩振蕩，車軸的不對稱性不能提供軸與軸之間的阻尼；另一方面，如果使用普通差速器，而不使用防滑差速器，或者如果耦連不會在不對稱車軸之間滑動，則它們之間的轉矩振蕩會趨于同相，阻尼會被減輕，也就是被減少。圖6是傳統(tǒng)的對稱車軸的車軸轉矩與時間關系圖200，其中曲線202， 204分別對應每一車軸，其中每個車軸的扭轉剛度為525Nm/deg.(即牛頓米/度)?？梢钥闯?，轉矩振蕩是同相的，從而動力跳動的條件不能得以減輕，原因是每個車軸的轉矩振蕩相對于彼此是相長的。圖7是根據(jù)本發(fā)明的不對稱車軸100的車軸轉矩與時間關系圖210，其中曲線212對應第一車軸100a,第一車軸100a的扭轉剛度為270 Nm/deg.，其中曲線214對應第二車軸100b，第二車軸100b的扭轉剛度為525 Nm/deg.?？梢钥闯觯c圖6不同，轉矩振蕩是異相的，從而使動力跳動的條件被減輕，原因是每個車軸的轉矩振蕩相對于彼此是相消的(在動力跳動最容易被車輛乘客感覺到的開始部分，異相的轉矩振蕩是最明顯的)。圖8是傳統(tǒng)的對稱車軸(曲線222 )和根據(jù)本發(fā)明的不對稱車軸100 (曲線224)的傳動軸(見圖2的116)轉矩與時間關系圖220,曲線222中，每個車軸的扭轉剛度為525 Nm/deg.，傳動軸的扭轉剛度為138 Nm/deg.，托架安裝件(見圖2的106 )阻尼是2 Nsec/mm,曲線224中，第一車軸100a的扭轉剛度為270Nm/deg.,第二車軸100b的扭轉剛度為525 Nm/deg.，其中傳動軸的扭轉剛度為138 Nm/deg.,其中托架安裝件阻尼為2 Nsec/mm，電防滑差速器的摩擦轉矩為400Nm?？梢钥闯?，轉矩振蕩的幅度在曲線開始部分222a是高的，這解釋為表明動力跳動是乘客可以感覺到的充分大的幅度。另一方面，曲線開始部分224a比曲線開始部分222a的轉矩振蕩的幅度要低，這解釋為表明動力跳動的幅度不足以由乘客感覺到。結果，曲線224隨后的曲線部分224b的其余幅度比曲線222隨后的曲線部分222b的幅度大這一現(xiàn)象會消失，這是由于這些轉矩振蕩的幅度不會被車輛的乘客感覺到。圖9是傳統(tǒng)的對稱車軸(曲線242)、根據(jù)本發(fā)明的不對稱車軸100 (曲線244)以及根據(jù)本發(fā)明的不對稱車軸100 (曲線246)的傳動軸轉矩與時間關系圖240，曲線242中每個車軸的扭轉剛度為525 Nm/deg.，傳動軸的扭轉剛度為138 Nm/deg.，托架安裝件阻尼是高的，大約為2 Nsec/mm，曲線244中第一車軸100a的扭轉剛度為270Nm/deg.，第二車軸100b的扭轉剛度為525 Nm/deg.，其中傳動軸的扭轉剛度為138Nm/deg.，其中托架安裝件阻尼是最小的，在約10Hz時大約0.2 Nsec/mm左右，曲線246中，第 一車軸100a的扭轉剛度為270Nm/deg.，第二車軸100b的扭轉剛度為525 Nm/deg.，其中傳動軸的扭轉剛度為138Nm/deg.，托架安裝件阻尼是高的，大約2Nsec/mm。可以看出，曲線242的曲線部分242a中轉矩振蕩的幅度是高的，這被解釋為表明動力跳動的幅度足以被乘客感覺到，而曲線244的開始曲線部分244a和曲線246的開始曲線部分246a各自的轉矩4展蕩幅度低到乘客可能感覺不到動力跳動的程度。不過可進一步看出，開始曲線部分244a有相對低的轉矩振蕩幅度，對于接下來的曲線部分244b,轉矩振蕩幅度增加到可以由乘客感覺到的水平。另一方面，曲線246任何地方的轉矩振蕩幅度都很低，這被解釋為表明動力跳動不會被乘客感覺到。因此，根據(jù)應用，可能需要具有帶不對稱車軸100的高阻尼托架安裝件，不過應注意，也存在不利用托架安裝件的應用，但還是會提供不對稱車軸阻尼。防滑差速器摩擦轉矩的影響的一個示例示于圖10中，圖10是根據(jù)本發(fā)明的不對稱車軸100的車軸轉矩與時間關系圖250。在這個示例中，第一車軸100a的扭轉剛度為270Nm/deg.,第二車軸100b的扭轉剛度為525 Nm/deg.，其中傳動軸的扭轉剛度為138 Nm/deg.，托架安裝件阻尼為2 Nsec/mm?？梢钥闯?，對曲線252來說，100Nm的摩擦轉矩可能太低，對曲線254來說，400 Nm的摩擦轉矩可能是最佳的，對曲線256來說，2000Nm的摩擦轉矩可能太高。在使用彈性托架安裝件106的情況下，托架安裝件的剛度是通過配置和橡膠的選擇來調節(jié)的。通過示例說明，彈性托架安裝件描繪于圖IIA和圖11B,其中圖IIA描述后托架安裝件106',圖11B描述前托架安裝件106"。每一托架安裝件106, 106"分別由上金屬墊圏106a, 106a'，下金屬墊圏106b, 106b'，橡膠芯106c， 106c'和外套管106d, 106d'構成。圖12是前4侖驅動系統(tǒng)300的示意描述，前輪驅動系統(tǒng)300包括發(fā)動機302,變速器304，防滑差速器306和不對稱車軸100'。第一車軸100a, 100a"例如象描繪于圖3中一樣。第二車軸100b, 100b""是第二車軸組件100c和中間動軸組件100d的組合，中間動軸組件100d傳動連接到(通過例子如在托架安裝件106'")第二車軸組件。應理解，第一車軸和第二車軸之間的不對稱性包括第一車軸100a,100a"相對于第二車軸100b， 100b""的每個，或者相對于第二車軸組件100c和中間動軸組件100d的物理性質(即，長度，橫截面直徑，實心性，組成等)。舉例而言，但并非限制性的，下面的例子只是出于參考目的給出的。
例子1不對稱車軸的第一車軸100a的扭轉剛度為270Nm/deg.(右手邊車軸在花鍵之間的直徑為35 mm,長度為0.6米，由實心300M型鋼制成)，第二車軸100b的扭轉剛度為525 Nm/deg.(左手邊車軸在花鍵之間的直徑為55 mm,長度為0.52米，由空心的壁厚8mm的300M型鋼制成)；傳動軸的扭轉剛度為138Nm/deg.;防滑差速器的摩擦轉矩為400 Nm;托架安裝件的垂直阻尼為2Nsec/mm。對于本發(fā)明所屬技術領域的技術人員而言，上述優(yōu)選實施例可以被改變或改進。這種改變或改進可以在不偏離本發(fā)明的范圍下實現(xiàn)，本發(fā)明的范圍應該僅由所附權利要求的范圍限定。
1權利要求
1. 一種阻尼式獨立懸掛的車軸組，包括第一車軸，其具有第一扭轉剛度；和第二車軸，其具有第二扭轉剛度；其中，所述第一扭轉剛度和所述第二扭轉剛度之間的扭轉剛度差異定義為所述第一扭轉剛度和所述第二扭轉剛度之間的比率，并且其中所述比率基本上大于約1.4:1。
2. 根據(jù)權利要求1所述的阻尼式車軸組，其中所述第一車軸具有第一組物理性質，所述第二車軸具有第二組物理性質，其中所述物理性質之間的差異提供了所述扭轉剛度差異。
3. 根據(jù)權利要求2所述的阻尼式車軸組，其中所述比率基本上在約1.4:1到約2.0:1之間。
4.根據(jù)權利要求3所述的阻尼式車軸組，其中所述物理性質之間的差異是所述第一車軸和所述第二車軸分別在橫截面直徑、長度、實心性和成分中的至少一個方面的相對差異。
5. 根據(jù)權利要求2所述的阻尼式車軸組，其中所述第二車軸包括第二車軸組件；和中間動軸組件，其傳動連接到所述第二車軸組件；其中所述差異是由所述第二車軸組件和所述中間動軸組件的所選的物理性質造成的。
6. 根據(jù)權利要求5所述的阻尼式車軸組，其中所述比率基本上在約1.4:1到約2.0:1之間。
7.根據(jù)權利要求6所述的阻尼式車軸組，其中所述物理性質之間的差異是所述第一車軸和所述第二車軸分別在橫截面直徑、長度、實心性和成分中的至少一個方面的相對差異。
8. —種驅動系統(tǒng)，包括防滑差速器；第一車軸，其傳動連接到所述差速器，所述第一車軸具有第一扭轉剛度；和第二車軸，其傳動連接到所述差速器，所述第二車軸具有第二扭轉剛度；其中，所述第 一扭轉剛度和所述第二扭轉剛度之間的扭轉剛度差異定義為所述第 一扭轉剛度和所述第二扭轉剛度之間的比率，并且其中所述比率基本上大于約1.4:1;和其中所述防滑差速器提供相對于所述第一車軸和第二車軸的預定摩擦轉矩。
9. 根據(jù)權利要求8所述的驅動系統(tǒng)，其中所述比率基本上在約1.4:1到約2.0:1之間。
10. 根據(jù)權利要求8所述的驅動系統(tǒng)，進一步包括托架；和多個托架安裝件，用來將所述托架安裝到機動車輛的車架上；其中所述多個托架安裝件具有范圍基本上在約2Nsec/mm內的豎直剛度。
11. 根據(jù)權利要求IO所述的驅動系統(tǒng)，其中所述比率基本上在約1.4:1到約2.0:1之間。
12. 根據(jù)權利要求8所述的驅動系統(tǒng)，其中響應所述比率和所述預定摩擦轉矩，隨時間變化的轉矩振蕩相對于所述第 一車軸和第二車軸是大致異相的。
13. 根據(jù)權利要求12所述的驅動系統(tǒng)，其中所述摩擦轉矩大于大約100 Nm而小于約2000 Nm。
14.根據(jù)權利要求13所述的驅動系統(tǒng)，其中所述摩擦轉矩基本上約為400Nm/deg.。
15. 根據(jù)權利要求14所述的驅動系統(tǒng)，其中所述比率基本上在約 1.4:1到約2,0:1之間。
16. 根據(jù)權利要求8所述的驅動系統(tǒng)，其中所述第二車軸包括 第二車軸組件；和中間動軸組件，其傳動連接到所述第二車軸組件； 其中所述差異是由所述第二車軸組件和所述中間動軸組件的所 選的物理性質提供的。
17. 根據(jù)權利要求16所述的驅動系統(tǒng)，其中所述比率基本上在約 1.4:1到約2.0:1之間。
18. —種減輕獨立懸掛的從動車軸組動力跳動的方法，包括以下 步驟選擇車軸組中第 一車軸的第 一扭轉剛度和車軸組中第二車軸的 第二扭轉剛度之間的扭轉剛度差異，其中所述扭轉剛度差異定義為所 述第一扭轉剛度和所述第二扭轉剛度之間的比率，并且其中所述比率基本上大于約1.4:1;提供具有預定第一扭轉剛度的第一車軸；和 提供具有預定第二扭轉剛度的第二車軸。
19. 根據(jù)權利要求18所述的方法，進一步包括 選擇防滑差速器的摩擦轉矩； 提供具有所選摩擦轉矩的防滑差速器；和 將所述第一車軸和第二車軸傳動連接到所述防滑差速器；其中所述扭轉剛度差異被選擇成響應所述比率和所選的摩擦轉 矩，使隨時間變化的轉矩振蕩相對于所述第一車軸和第二車軸是大致 異相的。
20. 根據(jù)權利要求19所述的方法，其中選擇步驟將所述比率選擇 為基本上在大約1.4:1到大約2.0:1之間。
全文摘要
本發(fā)明涉及獨立懸掛和驅動的不對稱車軸。具體地，提供了一種獨立懸掛的從動車軸組，其中車軸彼此之間是不對稱的，這種不對稱性減輕了動力跳動。不對稱車軸被選擇為不對稱的，以使它們之間的相對扭轉剛度不同，比率大致在約1.4∶1和約2.0∶1之間?？梢杂扇魏我阎问教峁┻@種不對稱性，以改變扭轉剛度，并與車軸的操作負載需求相一致，例如，使車軸長度相同，但橫截面直徑不同；或者使車軸的橫截面直徑相同，但長度不同；或者使車軸的長度和橫截面直徑都不相同。
文檔編號B60B35/12GK101462464SQ20081017806
公開日2009年6月24日 申請日期2008年12月19日 優(yōu)先權日2007年12月19日
發(fā)明者D·W·米克斯, Y·-J·塞奧 申請人:通用汽車環(huán)球科技運作公司