杜树浩 李晓波 李勇 李强华 吕永英

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雨刮系统的功能是刮扫挡风玻璃表面的雨、雪、灰尘等杂物，以便给驾乘人员提供清晰的视野。雨刮系统传动机构的运动特性影响整个雨刮系统运行的寿命和舒适性，如果传动机构尺寸设计不合理，刮臂刮刷往复摆动产生的冲击力，会造成传动机构和电机运动机构的过度磨损，轻者产生冲击噪声降低舒适性，严重情况下刮刷过刮与a柱或进气格栅干涉，甚至出现断裂，造成雨刮系统不能正常工作，影响行车安全。

首先研究平面四连杆机构的尺寸计算，图1为平面四连杆机构模型，曲柄ab绕点a做360度转动，摇臂dc绕点d做往复摆动，ad为机架，bc为摇杆。在雨刮的实际设计中，曲柄ab长度一般为ab=45mm，机架ad受空间限制为固定值，ad=221.194mm，摇臂dc的摆动角度α为设计要求值，α=80°，需计算摇臂dc和摇杆bc的长度，理论上dc和bc的尺寸有无数种组合。

图1 平面四连杆机构模型

图1中给出了该机构运行的两个极限位 置abcd和abcd， 此 时，ab、bc、ab、bc共线，传动角γ=γ。由 于bc=bc

因此，cc=bb=2×ab=90mm

de为等腰三角形dcc的高和角平分线，因此，

经过以上过程，计算出摇臂dc和摇杆bc的长度尺寸，然后做出两个极限位置abcd和abcd。计算求出de的长度和∠ade，则可画出de的位置，再连接ae，过e点沿直线ae做出ec和ec，确定c点和c点，直线ae和圆交点为b和b。至此，求解出了两个极限位置abc1d和abcd。

雨刮系统是空间四连杆结构，摇臂和曲柄的旋转平面不共面且呈一定角度，如图2所示3d模型中，将平面四连杆结构的摇臂和摇杆投影到空间四连杆机构的摇臂旋转平面上，dc和dc的投影dc'和dc'长度不相 等，bc和bc的 投 影bc'和bc'长度也不相等。以dc'和dc'的平均值为新的摇臂长度，bc'和bc'的平均值为新的摇杆长度，然后计算得出摆角值。本示例中摆角初次计算值为80.013°。

图2 空间四连杆机构模型

摇臂尺寸与摆角值成反比，根据摆角初次计算值与设计要求值的差值，对摇臂尺寸按反比例求值，然后求出摆角二次计算值，……，经过多次迭代计算，逐渐逼近设计要求值。表1为迭代计算数据和结果，经过n次迭代后（一般n≤3），摆角值为80.005°，精度已经很高。

表1 迭代计算数据和结果

实际工程应用，摇臂尺寸制造公差为±0.1mm，摇杆尺寸制造公差为±0.5mm，因此采用round函数保留小数点后一位数。同时，以0.1mm作为摇臂尺寸修正值，0.5mm做为摇杆尺寸修正值，进行修正，修正后的摆角值为79.961°，与设计值（80°）之间误差为0.1°以内，满足工程需求。

如图3所示为并联式雨刮系统模型简图，由于刮臂刮刷转动惯量产生冲击力，在两极限位置换向时产生冲击噪声和机构的磨损。

图3 并联式雨刮系统模型简图

在一般平动中的冲击是用冲量p来描述的。

根据冲量定理：p=f·t=m·v。

冲击力：f=mdv/dt=mα

在雨刮的运行中采用转动惯量m代替质量m，角速度ω代替平动速度v。得到冲量p=mω。对于单一质点m相对于某一转动轴来说m=mr2。

因此对于转动来说：p=m·ω=mr2ω

冲击力：f=mr2dω/dt=mr2α

由此可知刮臂刮刷的冲击力与刮臂刮刷的质量m、旋转半径r的平方、角加速度α成正比关系。

如图4所示为串联式传动机构模型简图，该传动机构是两组空间四连杆机构串联组成的，曲柄驱动主驾侧摇臂摆动，主驾侧摇臂再驱动副驾侧摇臂摆动。因此，主驾侧承受冲击力由两部分组成，一是主刮臂刮刷运动直接产生的冲击力，二是副驾侧刮臂刮刷运动冲击力经副摇杆传递给主驾侧的力。而曲柄承受的冲击力为主驾侧承受冲击力经主摇杆传递给曲柄的力。主驾侧摇臂是三角形结构，该夹角的存在会造成二级四连杆机构角加速度的畸变，使得曲柄承受冲击力的计算变得复杂，与角加速度和传动角有直接关系。

图4 串联式传动机构模型简图

为了平衡初始和极限位置的运动冲击磨损，应尽可能使两位置的冲击力比值=1，同时尽可能使两位置的传动角比值=1，因为传动角过小，四连杆机构的刚性则越差，由于刮臂刮刷的惯性影响造成摆角变化范围越大。根据笔者积累的经验，对于串联式传动机构，0.8＜冲击力初始/极限＜1.2，且各位置传动角0.9＜γ＜1.1。

按上文介绍的几何计算方法，结合catia的超级副本功能，建立了一个串联式传动机构尺寸计算优化模型，如图5所示，该模型输入曲柄长度和摆角要求值，则可计算出摇臂和摇杆尺寸，以及摆角模拟值，同时给出初始/极限位置冲击力比值和传动角比值（电机转速为60转/分钟），参数如表2所示。

图5 串联式传动机构尺寸计算优化模型

表2 串联式传动机构尺寸计算案列

如图6所示为并联式传动机构模型简图，该传动机构是两组空间四连杆机构并联组成的，两组机构共用曲柄。主驾侧承受主刮臂刮刷运动冲击力，副驾侧承受副刮臂刮刷运动冲击力，曲柄则承受主副冲击力的叠加力。同样的，与角加速度和传动角有直接关系，只是比串联式结构的叠加关系稍简单。

图6 并联式传动机构模型简图

此外，由于主副刮的刮拭角度是一般是不同的，两侧的摇臂和曲柄也不是对称关系，摇臂的尺寸有差异，因此主副两组四连杆机构存在相位差的问题。如果相位差过大，主副刮刷在运行过程中不同步，则会出现干涉现象，因此应尽可能减小相位差。

本文同样建立了一个并联式传动机构尺寸计算优化模型，如图7所示，该模型功能与串联式相同，参数如表3所示。另外，该模型还可以输出主副刮刷之间最小距离的变化曲线，以便分析是否存在干涉现象，如图8所示。

图7 并联式传动机构尺寸计算优化模型

表3 并联式传动机构尺寸计算案列

图8 主副间距变化曲线

本文建立了一种计算空间四连杆尺寸和摆角的几何方法，并以最小冲击力比值和最小传动角比值为优化目标，创建了catia参数化计算模型，对雨刮系统常用的串联式和并联式两种机构进行优化设计。应用本文研究成果，可降低雨刮系统运行时对传动机构的冲击力，提高了雨刮系统的运行寿命和舒适性。已成功应用于比亚迪、一汽、北汽、广汽三菱等十多个车型，取得了很好的工程应用效果。