CN101462488B - 一种用于机动车辆及其驱动系统的装置和方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及为独立悬挂和驱动的车轴提供阻尼的后转矩臂。具体地，提供了一种独立悬挂的从动车轴组，其中车轴是由差速器驱动的，差速器通过后转矩臂刚性连接到机动车辆的车体，从而减轻动力跳动。在车轴彼此间在扭转性方面不对称的情况下，差速器是防滑差速器，其间的相对扭转刚度是不同的，比率大致在约1.4∶1和约2.0∶1之间，其中动力跳动是通过后转矩臂和不对称车轴共同减轻的。

Description

一种用于机动车辆及其驱动系统的装置和方法

相关申请的交叉引用

本专利申请要求2007年12月19日提交的临时专利申请61/014,783的权益，该临时专利申请目前处于未决状态，在此将其整个公开内容并入本文作为参考。 

技术领域

本发明一般涉及机动车辆的从动车轴。更具体地，本发明涉及车轴组，其中这些车轴是通过后差速器模块驱动的，其中动力跳动的减轻是由向后跨在后差速器模块和车体间的转矩臂提供的。 

背景技术

带有从动轴独立悬挂装置的机动车辆包括一对车轴(也称作分离轴或后轴)，每个车轮一个车轴，例如1987年10月13颁布的Anderson的美国专利4,699,235所描述的，该专利已被转让给本专利申请的受让人，在此以引用方式将该专利的公开内容并入本文。 

现在参考图1A来简要描述专利4,699,235的分离轴驱动系统，以作为参考。应理解，本发明可以适用于两轮驱动系统或四轮驱动系统。 

图示的是分时四轮驱动车辆的示意平面图，包括内燃发动机10，变速器12和安装在车辆底盘(未示出)的分动器14。发动机10和变速器12与分动器14一样都是众所周知的组件，分动器14一般有输入轴(未示出)、主输出轴16和辅助输出轴18。主输出轴16被传动连接到分动器14中的输入轴，并通常与输入轴对齐。辅助输出轴18通过分动器14中的离合器或类似元件可从动连接到输入轴，并通常与输入轴偏离。分动器的离合器由适当的选择器机构(未示出)启动或致动的，选择器机构通常由车辆驾驶员远程控制。 

主输出轴16被传动连接到后传动轴20，后传动轴20又传动连接到后差速器22。后差速器22以公知方式通过分离轴部件驱动后轮24。辅助输出轴18被传动连接到前传动轴26，前传动轴26又传动连接到分离轴驱动机构28，以选择性地通过分离轴部件驱动前轮30。分离轴驱动机构28通过包括伸缩管32上的支架34在内的装置被附连到车辆底盘。 

前轮驱动汽车的适当分离轴部件(通常也称作半轴)是公知的。分离轴部件可以用来将分离轴驱动机构28连接到前轮30。附图示意性地图解说明了一种驱动连接到独立悬挂的转向车轮的普通类型的车轴，包括车轴40，车轴40的内侧端有滑动万向节42，外侧端有已知的球笼型万向节44，滑动万向节42适于连接到诸如法兰36或38的输出装置，球笼型万向节44适于被连接到车轮30。 

图1B描述了现有技术的机动车辆驱动系统的机动车辆后悬挂装置52的一个例子，后悬挂装置52包括一对车轴50。车轴50是以两个对称车轴为一组的形式：第一车轴50a和第二车轴50b。后悬挂装置52包括托架54，在这个应用中其通过弹性托架安装件56附连到机动车辆的车架(未示出)。后差速器模块58经由弹性后差速器模块安装件60连接到托架54，并进一步经由等速接头62a，62b分别连接到车轴50的第一车轴50a和第二车轴50b。第一车轴50a和第二车轴50b经由等速接头62a，62b独立悬挂，使它们能独立地沿箭头64a，64b铰接。传动轴66的一端连接到变速器(未示出)，另一端经由等速(或其它类型的)接头68连接到后差速器模块58。 

问题在于，在大转矩被施加到车轴上时，车轴经常出现“动力跳动”。在车轴的扭转卷紧(windup)中的低频率(即，低于约20Hz)振动超过轮胎与路面的摩擦时会出现动力跳动。动力跳动产生的振动反馈传到悬挂装置和传动件组件，并且可以被车辆乘客感觉到，乘客可能将该情形描述为“突然一跃”，“砰的一声”，“突然弹了一下”或“跳动”。 

车轴一般是由棒钢材料制成的，因此可用作非常有效的扭转弹簧。为了降低车轴中不希望的振动，标准做法一直是以最小化振动的负面影响的方式来调节车轴的大小(即，增加直径)，最小化振动是通过增加车轴的总体扭转刚度来实现的，从而降低动力跳动。然而，增加车轴的直径会导致需要另外组装、质量和成本相关的问题，并且不能确实解决与动力跳动相关的直接衰减振动的核心问题，也就是说：在硬纵向加速或减速期间造成没有阻尼来吸收轮胎负阻尼特征置于传动系内的能量。 

图1C是传统的对称车轴的车轴转矩与时间关系图70，其中曲 线72，74分别对应每个车轴，其中每个车轴的扭转刚度为525Nm/deg.(即牛顿米/度)。可以看出，转矩振荡是同相的，动力跳动的条件不能得以减轻，原因是每个车轴的转矩振荡对于彼此是相长的。 

现在参考图1D，显示的是现有技术的实心轴后驱动系统78，它尝试减轻动力跳动，其中前转矩臂80横跨在变速器82和后差速器模块84之间。一对实心车轴86a，86b在没有独立铰接的情况下可操作地连接到后差速器模块84。实心轴后驱动系统78还包括轨迹条87，稳定器88和下控制臂89。 

如图1D中那样，尽管前转矩臂可能会降低实心轴应用中的动力跳动，但这对于图1A和图1B中的独立悬挂的车轴是不适用的。这图解说明在图1E和图1F中。图1E是对称车轴组的车轴转矩与时间关系图90，每个车轴的扭转刚度为525Nm/deg.，传动轴的扭转刚度为138Nm/deg.。曲线92显示了没有阻尼的情况，实际上曲线92显示了转矩振荡的幅度随着时间的增加而增加。图1E是描绘图1E的驱动系统的垂直轮胎力曲线96和描绘轮胎滑动角速度曲线98的图94，两者都是相对于时间的。可以看出，曲线96和98是异相的，其中垂直轮胎力随着轮胎滑动角速度的减小而增加。因此，由于前转矩臂随着动力跳动的衰减而提供负耦连，所以不能减轻独立悬挂的从动车轴的动力跳动；实际上，负耦连实际上可能会加剧动力跳动振荡。在这方面，“负耦连”的意思是垂直轮胎力和车轮角速度是异相的，甚至是反相的；反之“正耦连”的意思是垂直轮胎力和车轮角速度有相似的相位。因此，前转矩臂不适于用来减轻独立悬挂的从动车轴的动力跳动。 

因此，显然需要为独立悬挂提供阻尼的车轴，以便由此降低动力跳动，并降低相关的传动系扰动，例如轴闭停(axle shutter)。 

发明内容

本发明是一种与后转矩臂连接或接口的独立悬挂的从动车轴组，由此减轻动力跳动及相关的传动系扰动，例如轴闭停。 

根据本发明，在独立悬挂的从动车轴组中，刚性后转矩臂的一端被刚性连接到差速器，差速器被传动连接到车轴组，并且刚性后转矩臂在另一端以固定间隔连接到机动车辆车体。后转矩臂提供两个车轴之间振动的正耦连，其中垂直运动和扭转运动到机动车辆车体的直接非线 性耦连使动力跳动振荡衰减。在彼此之间的扭转刚度方面，车轴可以是对称的，或者是不对称的。 

在采用带不对称车轴的后转矩臂的情况下，车轴被调整得不对称，使车轴之间的相对扭转刚度是不同的，比率大致在约1.4∶1到约2.0∶1之间。可以由任何能改变扭转刚度并与车轴的工作负载需求相适应的已知形式来提供这种不对称性，例如车轴长度相同，但横截面直径不同；车轴横截面直径相同，但长度不同；车轴的实心性不同(即，实心与空心)；车轴的材料成分不同；或它们的组合。不对称车轴可操作地连接到防滑差速器，目的是提供轴与轴之间的摩擦转矩耦连，通过这种耦连在不对称车轴之间产生异相的转矩振荡阻尼。例如，不对称车轴是悬挂在托架中的，托架本身直接或经过多个弹性托架安装件连接到车架或车体，对每种具体应用，调整弹性托架安装件的刚度以最大地减轻与车轴的不对称性关联的动力跳动。 

因此，本发明的一个方面是同时实现不对称车轴与后转矩臂的组合，从而由此在包括潮湿路面和干燥路面在内的宽范围的道路状况下，最理想地减轻动力跳动。 

相应地，本发明的目的是在独立悬挂的从动车轴组中提供后转矩臂，后转矩臂被连接在差速器和机动车辆的车架(或车体)之间，并任选地在其中组合车轴彼此之间的扭转刚度的不对称性，其中不管是具有任选的车轴不对称性，还是不具有任选的车轴不对称性的后转矩臂都能减轻动力跳动及相关的传动系扰动，例如轴闭停。 

从下面对优选实施例的说明中，本发明的上述以及其它目的、特征和益处会更清楚。 

附图说明

图1A是根据现有技术的分时四轮驱动车辆的平面示意图。 

图1B是现有技术的采用对称、独立悬挂的从动车轴的车辆的后悬挂装置的示意图。 

图1C是根据现有技术对称车轴组的转矩与时间关系图。 

图1D是采用实心后轴的现有技术车辆的后悬挂装置的示意图，其中没有独立铰接件，示出了运转着的现有技术的前转矩臂。 

图1E是对称车轴组和带前转矩臂的后差速器模块的总转矩与 时间关系图。 

图1F是图1E所示的对称车轴组和带前转矩臂的后差速器模块的垂直轮胎力与时间关系图，显示了随着轮胎滑动角速度的降低，异相的垂直载荷增加。 

图2A是独立悬挂的从动车轴组的后差速器模块的倒置的侧面透视图，特别显示了根据本发明的后转矩臂。 

图2B是独立悬挂的从动车轴组的后差速器模块和根据图2A所示的本发明后转矩臂的底侧透视图。 

图3是根据本发明，对称车轴组和带后转矩臂与不带后转矩臂的后差速器模块的转矩与时间关系图。 

图4A是根据本发明对称车轴组和带后转矩臂的后差速器模块的总转矩与时间关系图。 

图4B是根据本发明对称车轴组和带后转矩臂的后差速器模块的垂直轮胎力与时间关系图，显示了随着轮胎角速度的增加，同相的垂直载荷增加。 

图5是根据本发明采用不对称车轴的车辆的后悬挂装置的示意图。 

图6是根据本发明的第一不对称车轴的一个示例的侧视图。 

图6A是沿图6的线6A-6A观察的横截面视图。 

图7是与图6不对称的第二不对称车轴的第一示例。 

图7A是沿图7的线7A-7A观察的横截面视图。 

图8是与图6不对称的第二不对称车轴的第二示例。 

图8A是沿图8的线8A-8A观察的横截面视图。 

图8B是与图6不对称的第二不对称车轴的第三示例。 

图9是根据本发明的不对称车轴组的车轴转矩与时间关系图。 

图10是将对称车轴组与不对称车轴组的传动轴转矩与时间关系进行对比的图。 

图11是将带高阻尼托架安装件的对称车轴组、带最小阻尼托架安装件的不对称车轴组和带高阻尼托架安装件的不对称车轴组的传动轴转矩与时间的关系进行对比的图。 

图12是对防滑差速器各个值的摩擦转矩的不对称车轴组的转矩与时间关系图。 

图13A是后托架安装件的横截面图。 

图13B是前托架安装件的横截面图。 

图14是前轮驱动系统的示意图，该前轮驱动系统带有包括中间动轴在内的不对称车轴中的一个。 

图15是本发明独立悬挂的不对称车轴和带后转矩臂的独立悬挂的不对称车轴的传动轴转矩与时间关系图。 

图16是本发明独立悬挂的对称车轴、独立悬挂的不对称车轴和带后转矩臂的独立悬挂的不对称车轴的传动轴转矩与时间关系图。 

具体实施方式

现在参考附图，图2-图16描绘了机动车辆驱动系统的各个方面，机动车辆驱动系统具有传动连接到差速器的独立悬挂的从动车轴，其中后转矩臂刚性地连接在差速器和机动车辆的车体之间。 

首先参考图2A和图2B，机动车辆驱动系统1000具有独立悬挂的从动车轴(例如参见图1B中的50和图5中的100)，它们传动连接到后差速器模块1004，后差速器模块1004又由传动轴(例如图1B中的66和图5中的116那样)驱动。刚性后转矩臂1006连接在后差速器模块1004和机动车辆的车体(即，任何刚性适度的结构件)1008之间。 

本发明的实施方式的一个例子可以通过比较图1B、图5和图2A、图2B来理解。图1B的后差速器模块58或图5的108通过连接到其上的转矩臂支架1010被改进为图2A和图2B的差速器模块1004，例如通过与刚性附连件连接(例如通过栓接或焊接)，其中转矩臂支架有向后方向(即朝向机动车辆的后部)的转矩臂座1012。后转矩臂1006的前端1014被连接到(例如通过一对相互偏置的螺栓1016)转矩臂座1012，使得后转矩臂1006相对于后差速器模块1004刚性的，且不能与之铰接。 

在后差速器模块1004的后方(见图2B中的箭头R，使用“后方”的意思是假定机动车辆的车体有前端和后端，则更靠近车体的后端)，转矩臂连接器1018被附连到机动车辆的车体1008，如在车子底面。转矩臂连接器1018的一个例子是叉形接头1018′，1018′接收后转矩臂1006的后端1020，后转矩臂1006的后端由叉形接头1018′接收，并附连到其上，例如通过通孔螺栓1022。叉形接头1018′在距离车体的固定空间距离处将后转矩臂1004的后端1020连接在连接处，尽管螺栓1022可以铰接，例 如响应如果有托架安装件时托架安装件的动作。仅作为参考图示说明，而不作为限制，后转矩臂的长度可以在30cm和60cm之间。 

操作中，对具有由差速器模块驱动的独立悬挂的车轴的机动车辆驱动系统而言，后转矩臂(即，“后”的含义是连接到差速器模块的车体后方)通过在两个车轴之间提供振动的正耦连而提供转矩振荡阻尼，其中垂直运动和扭转运动到机动车辆车体的直接非线性耦连使动力跳动振荡产生衰减，其中在相对于彼此的扭转刚度方面，车轴可以是对称的，或不对称的。 

根据本发明的后转矩臂关于独立悬挂的从动车轴的动力跳动减轻质量在图3-图4B中进行了展示。 

图3是传统的对称车轴的传动轴转矩与时间关系的图1100，每个车轴的扭转刚度为525Nm/deg.，其中在曲线1102，后转矩手臂是不存在的，在曲线1104，根据本发明的后转矩臂是存在的。可以看出，曲线1104的第一曲线部分1104a比曲线1102的第一曲线部分1102a的转矩振荡的幅度较小。因此，在有后转矩臂存在的情况下，在第一曲线部分1102a机动车辆乘客可以感觉到动力跳动，而在第一曲线部分1104a则感觉不到。曲线1102和曲线1104的其它部分表明在两种情况下，转矩振荡幅度太小而感觉不到，即使在转矩臂存在的情况下可以看出转矩振荡衰减得更快。 

现在将注意力转到图4A和图4B，图4A是对称车轴组的车轴转矩与时间关系的图1120，其中每个车轴的扭转刚度为525Nm/deg.，传动轴扭转刚度为138Nm/deg.。曲线1122表示衰减/阻尼，图中该曲线表示第一曲线部分1122a中，转矩振荡幅度表现出较大，对曲线的其余部分转矩振荡幅度快速下降。图4B是描绘图4A的驱动系统的垂直轮胎力的曲线1132，描绘轮胎滑动角速度的曲线1134的图，两者都是相对于时间的。可以看出，曲线1132和曲线1134是同相的，其中随着轮胎滑动角速度的增加垂直轮胎力也在增加。因此，由于后转矩臂随着动力跳动的衰减，提供正的耦连，所以能够减轻独立悬挂的从动车轴的动力跳动。将图1F和图1E与图4A和图4B比较，有趣的是可以认识到根据本发明的后转矩臂的益处。 

如提到的，后转矩臂可以与独立悬挂的从动车轴一起使用，从动车轴是扭转对称的或不对称的，如在临时专利申请61/014,783中描述 的，该公开在图5-图14中重新图示，之后，在图15和图16，将讨论根据本发明的后转矩臂与不对称车轴一起使用的情况。 

图5描绘了机动车辆驱动系统的机动车辆后悬挂装置102的一个例子，该机动车辆驱动系统包括不对称车轴100。不对称车轴100的形式为一组两个相互不对称的车轴：第一车轴100a和第二车轴100b，其中它们之间的不对称使得每一个相对于另一个有不同的扭转刚度。后悬挂装置102包括托架104，在本申请中其通过弹性托架安装件106附连到机动车辆的车架(未示出)。后差速器模块108经由弹性后差速器模块座110被连接到托架104，并经由等速接头112a，112b分别进一步连接到不对称车轴100的第一车轴100a和第二车轴100b。第一车轴100a和第二车轴100b是通过等速接头112a和112b独立悬挂的，使得它们能够沿箭头114a，114b独立地铰接。传动轴116的一端被连接到变速器(未示出)，在另一端经由等速(或其它类型的)接头118连接到后差速器模块。 

另外将参考图6-图14详细说明不对称车轴100，100′的结构和功能。 

图6和图6A代表第一车轴100a，100a′，图中长度L₁是预先选定的，横截面直径D₁也是预先选定的。因为在本领域关于耐久性和转矩负载处理的选择标准基本是标准的。在这方面，第一车轴有选定的扭转刚度T₁。通过例子，第一车轴100a′由圆柱构形的实心或中空钢构成，每一端有花键122a，122b，以接合独立悬挂装置的等速接头。 

对比的不同是第二车轴100b相对于第一车轴100a是不对称的，这样其物理性质提供不同的扭转刚度T₂，T₂可以大于或者小于T₁，其中扭转刚度的比率在约1.4∶1和约2.0∶1之间。通过例子，第二车轴100b是由圆柱构形的实心或中空钢构成的，每一端也有花键122a，122b，以接合独立悬挂装置的等速接头。 

现在将注意力转向图7-图8B，它们是第一车轴100a和第二车轴100b之间的物理差异是如何提供扭转刚度的期望差异的例子。 

图7和图7A显示第二车轴100b，100b′的第一示例，图中长度L₂等于L₁；不过横截面直径D₂与D₁不同(花键122a，122b与图3的相同)。在所示的例子中，D₂＞D₁，不过，使D₂＜D₁当然也是可行的，，只需要使D₁与D₂不同，以提供扭转刚度的期望差异，其中比率在约1.4∶1 和约2.0∶1之间。 

图8和图8A显示第二车轴100b，100b′的第二示例，图中横截面直径D₂′等于D₁；不过长度L₂′与L₁不同(花键122a，122b与图3的相同)。在所示的例子中，L₂′＜L₁，不过，使L₂′＞L₁当然也是可行的，只需要使L₁与L₂不同，以提供扭转刚度的期望差异，其中比率在约1.4∶1和约2.0∶1之间。 

当然，可以以其它方式改变物质性质以达到第一车轴100a和第二车轴100b之间的扭转刚度差异，例如通过选择组合横截面直径差异，长度差异，实心性差异(即，实心相对中空构造)或材料成分的差异(然而，由于对某一几何形状的钢材，各种钢都具有大致相同的扭转刚度，所以代替品本身不可能具有足够的差异)。由于实心性差异造成的扭转钢度不对称的一个例子通过对比图6和图8B进行了显示，其中第三示例的第二车轴100b，100b″′是中空的，横截面直径可以比D₁大或比D₁小，长度可以比L₁大，或者比L₁短，从而两者之间的扭转刚度是不同的。如提到的，第一车轴100a或第二车轴100b，或者它们两者可以是实心的，或者可以是空心的。 

不对称车轴100，100′可操作地连接到防滑差速器，防滑差速器可以是机械式或电子式的(例如图5的108或图4的306)，目的是提供轴与轴之间的机械耦连，通过这种耦连不对称的车轴之间会出现异相的转矩振荡阻尼。防滑差速器中的机械耦连在不对称车轴之间提供摩擦转矩耦连，其中例如通过经验性实验或数学建模提供最佳摩擦转矩，该最佳摩擦转矩对于每种具体应用中不对称车轴之间的扭转刚度的某种差异是最佳的。在这方面，如果不对称车轴之间没有摩擦转矩耦连，则通过异相的转矩振荡车轴的不对称性不能提供轴与轴之间的阻尼；另一方面，如果使用普通差速器，而不使用防滑差速器，或者如果耦连不会在不对称车轴之间滑动，则它们之间的转矩振荡会趋于同相，阻尼会被减轻，也就是被减少。 

图9是根据本发明的不对称车轴100的车轴转矩与时间关系的图210，其中曲线212是第一车轴100a的，第一车轴100a的扭转刚度为270Nm/deg.，其中曲线214是第二车轴100b的，第二车轴100b的扭转刚度为Nm/deg.。可以看出，与图1C不同，转矩振荡是异相的，从而使动力跳动的条件被减轻，原因是每个车轴的转矩振荡相对于彼此是相消 的(在动力跳动的开始部分，异相的转矩振荡是最明显的，此时动力跳动最可能被车辆乘客感觉到)。 

图10是传统的对称车轴(曲线222)和根据本发明的不对称车轴100(曲线224)的传动轴(见图5的116)转矩与时间关系的图220，传统的对称车轴中，每个车轴的扭转刚度为525Nm/deg.，其中传动轴的扭转刚度为138Nm/deg.，其中托架安装件(见图2的106)阻尼是2Nsec/mm，不对称车轴100中，第一车轴100a的扭转刚度为270Nm/deg.，第二车轴100b的扭转刚度为525Nm/deg.，其中传动轴的扭转刚度为138Nm/deg.，其中托架安装件阻尼为2Nsec/mm，电防滑差速器的摩擦转矩为400Nm。可以看出，转矩振荡的幅度在曲线开始部分222a是高的，这解释为表明动力跳动是乘客可以感觉到的充分大的幅度。另一方面，曲线开始部分224a比曲线开始部分222a的转矩振荡的幅度要低，这解释为表明动力跳动的幅度不足以由乘客感觉到。曲线224的随后的曲线部分224b的剩余幅度比曲线222的随后的曲线部分222b的大结果会消失，这是由于这些转矩振荡的幅度不会被车辆的乘客感觉到。 

图11是对传统的对称车轴(曲线242)、根据本发明的不对称车轴100(曲线244)以及根据本发明的不对称车轴100(曲线246)的传动轴转矩与时间关系的图240，曲线242中每个车轴的扭转刚度为525Nm/deg.，传动轴的扭转刚度为138Nm/deg.，托架安装件阻尼是高的，大约为2Nsec/mm，曲线244中第一车轴100a的扭转刚度为270Nm/deg.，第二车轴100b的扭转刚度为525Nm/deg.，其中传动轴的的扭转刚度为138Nm/deg.，其中托架安装件阻尼是最小的，在大约10Hz下大约为0.2Nsec/mm，曲线246中，第一车轴100a的扭转刚度为270Nm/deg.，第二车轴100b的扭转刚度为525Nm/deg.，其中传动轴的的扭转刚度为138Nm/deg.，托架安装件阻尼是高的，大约2Nsec/mm。可以看出，曲线242的曲线部分242a中转矩振荡的幅度是高的，这被解释为表明动力跳动的幅度足以由乘客感觉到，而曲线244的开始曲线部分244a和曲线246的开始曲线部分246a各自的转矩振荡幅度低到乘客可能感觉不到动力跳动的程度。不过可进一步看出，尽管开始曲线部分244a有相对低的转矩振荡幅度，但对于接下来的曲线部分244b，转矩振荡幅度增加到可以由乘客感觉到的水平。另一方面，曲线246任何地方的转矩振荡幅度都很低，这被解释为表明动力跳动不会被乘客感觉到。因此，根据应用，可 能需要具有带不对称车轴100的高阻尼托架安装件；不过应注意也存在不利用托架安装件的应用，但还是会提供不对称车轴阻尼。 

防滑差速器摩擦转矩的影响的一个示例示于图12中，图12是根据本发明对不对称车轴100的车轴转矩与时间关系的图250。在这个示例中，第一车轴100a的扭转刚度为270Nm/deg.，第二车轴100b的扭转刚度为525Nm/deg.，其中传动轴的扭转刚度为138Nm/deg.，托架安装件阻尼为2Nsec/mm。可以看出，对曲线252来说，100Nm的摩擦转矩可能太低，对曲线254来说，400Nm的摩擦转矩可能是最佳的，对曲线256来说，2000Nm的摩擦转矩可能太高。 

在使用弹性托架安装件106的情况下，托架安装件的刚度是通过配置和橡胶的选择来调节的。通过示例说明，弹性托架安装件描绘于图13A和图13B，其中图13A描绘后托架安装件106′，图13B描述前托架安装件106″。每一托架安装件106，106″分别由上金属垫圈106a，106′，下金属垫圈106b，106b′，橡胶芯106c，106c′和外套管106d，106d′构成。 

图14是前轮驱动系统300的示意描述，前轮驱动系统300包括发动机302，变速器304，防滑差速器306和不对称车轴100′。第一车轴100a，100a″例如象图6中描绘的一样。第二车轴100b，100b″″是第二车轴组件100c和中间动轴组件100d的组合，中间动轴组件100d传动连接到(通过例子如在托架安装件106″′)第二车轴组件。应理解，第一车轴和第二车轴之间的不对称性包括第一车轴100a，100a″相对于第二车轴100b，100b″″的每个，或者相对于第二车轴组件100c和中间动轴组件100d的物理性质(即，长度，横截面直径，实心性，组成等)。 

通过举例说明，但不是限制，下面的例子只是出于参考目的给出的。 例子 

不对称车轴的第一车轴100a的扭转刚度为270Nm/deg.(右手边车轴的在花键之间的直径为35mm，长度为0.6米，由实心300M型钢制成)，第二车轴100b的扭转刚度为525Nm/deg.(左手边车轴在花键之间的直径为55mm，长度为0.52米，由空心，壁厚为8mm的300M型钢制成)；传动轴的扭转刚度为138Nm/deg.；防滑差速器的摩擦转矩为400Nm；托架安装件的垂直阻尼为2Nsec/mm。 

现在转到图15和图16，它们描绘了根据本发明的后转矩臂与 上述不对称车轴结合使用时的有益方面。 

图15是根据本发明带后转矩臂1006和不带后转矩臂1006的不对称车轴100的车轴转矩与时间关系的图1130。在这个例子中，第一车轴100a的扭转刚度为270Nm/deg.，第二车轴100b的扭转刚度为525Nm/deg.，其中传动轴的扭转刚度为138Nm/deg.，并且其中托架安装件阻尼为2Nsec/mm。曲线1132是不带后转矩臂的不对称车轴的，曲线1134是根据本发明带后转矩臂的不对称车轴的。可以看出，曲线1134与曲线1132相比，具有优异的转矩振荡阻尼。 

图16是和图15一样的图1140，其中不带后转矩臂的图15的不对称车轴(曲线1142)和带根据本发明的后转矩臂的图15的不对称车轴(曲线1144)与不带后转矩臂的对称车轴相比较(1446)，每个车轴的扭转刚度为525Nm/deg.。可以看出曲线1144与曲线1142相比，具有优异的转矩振荡阻尼，其中曲线1142在转矩振荡阻尼上明显优于传统的对称车轴组的曲线1146。 

不过情况是，不管是不对称车轴还是后转矩臂都可以单独使用，使用两者的协同效果是同时具有减轻动力跳动的一定益处。下面的表表示本发明是如何能够减轻各种路况的动力跳动，其中进行了一系列测试，对于干燥路面和潮湿路面的动力跳动感觉进行了主观判断。 表车轴类型    后转矩臂    干燥路面    潮湿路面 对称        无          明显        明显 不对称      无          消除        明显 对称        有          明显        消除 不对称      有          消除        消除 

对于本发明所属技术领域的技术人员而言，上述优选实施例可以被改变或改进。这种改变或改进可以在不偏离本发明的范围下实现，本发明的范围应仅由所附权利要求的范围限定。 

Claims (17)

1.一种机动车辆及其驱动系统，包括：

车体，其具有车体前端和相对设置的车体后端；

第一车轴；

第二车轴，其中所述第一车轴和第二车轴相对于所述车体是独立悬挂的；

差速器，其传动连接到所述第一车轴和第二车轴；和

刚性转矩臂，其具有转矩臂前端和相对设置的转矩臂后端，所述转矩臂前端刚性地连接到所述差速器，所述转矩臂后端在比所述差速器更靠近所述车体后端的位置处连接到所述车体，所述转矩臂后端在该连接中被保持成与所述车体相隔一固定的空间距离。

2.根据权利要求1所述的机动车辆及其驱动系统，其中所述转矩臂后端通过连接到叉形接头而被连接到所述车体，其中所述叉形接头被连接到所述车体。

3.根据权利要求2所述的机动车辆及其驱动系统，其中所述转矩臂后端到所述叉形接头的连接是枢转连接。

4.根据权利要求1所述的机动车辆及其驱动系统，其中：

所述差速器是防滑差速器；

所述第一车轴具有第一扭转刚度；和

所述第二车轴具有第二扭转刚度；

其中所述第一扭转刚度和所述第二扭转刚度之间的扭转刚度差异定义为所述第一扭转刚度和所述第二扭转刚度之间的比率，并且所述比率在1.4∶1和2.0∶1之间；和

其中所述防滑差速器提供了相对于所述第一车轴和第二车轴的预定摩擦转矩。

5.根据权利要求4所述的机动车辆及其驱动系统，其中所述摩擦转矩大于100Nm而小于2000Nm。

6.根据权利要求5所述的机动车辆及其驱动系统，其中所述转矩臂后端通过连接到叉形接头而被连接到所述车体，其中所述叉形接头被连接到所述车体，并且其中所述转矩臂后端到所述叉形接头的连接是枢转连接。

7.根据权利要求4所述的机动车辆及其驱动系统，其中所述第一车轴具有第一组物理性质，所述第二车轴具有第二组物理性质，其中所述物理性质之间的差异提供所述扭转刚度差异。

8.根据权利要求7所述的机动车辆及其驱动系统，其中所述物理性质之间的差异是所述第一车轴和所述第二车轴分别在横截面直径、长度、实心性和成分中至少一方面的相对差异。

9.根据权利要求8所述的机动车辆及其驱动系统，其中所述摩擦转矩大于100Nm而小于2000Nm。

10.根据权利要求9所述的机动车辆及其驱动系统，其中所述转矩臂后端通过连接到叉形接头而被连接到所述车体，其中所述叉形接头被连接到所述车体，并且其中所述转矩臂后端到所述叉形接头的连接是枢转连接。

11.根据权利要求4所述的机动车辆及其驱动系统，其中所述第二车轴包括：

第二车轴组件；和

中间动轴组件，其被传动连接到所述第二车轴组件；

其中所述差异由所述第二车轴组件和所述中间动轴组件的所选的物理性质提供。

12.根据权利要求11所述的机动车辆及其驱动系统，其中所述物理性质之间的差异是所述第一车轴和所述第二车轴分别在横截面直径、长度、实心性和成分中至少一方面的相对差异。

13.根据权利要求12所述的机动车辆及其驱动系统，其中所述摩擦转矩大于100Nm而小于2000Nm。

14.根据权利要求13所述的机动车辆及其驱动系统，其中所述转矩臂后端通过连接到叉形接头而被连接到所述车体，其中所述叉形接头被连接到所述车体，并且其中所述转矩臂后端到所述叉形接头的连接是枢转连接。

15.一种减轻机动车辆的独立悬挂的从动车轴组的动力跳动的方法，包括以下步骤：

提供所述机动车辆的车体；

提供相对于所述车体独立悬挂的第一车轴和第二车轴；

提供传动连接到所述第一车轴和第二车轴的差速器；

提供刚性后转矩臂；

将所述后转矩臂刚性地连接到所述差速器；和

在从所述差速器向后的后车体方向上，将所述后转矩臂连接到距所述车体的固定间隔处；

其中所述后转矩臂被选择成使随时间变化的转矩振荡相对于所述第一车轴和第二车轴是异相的。

16.根据权利要求15所述的方法，其中提供所述第一车轴和第二车轴的步骤进一步包括：

选择所述第一车轴的第一扭转刚度；

选择所述第二车轴的第二扭转刚度；

其中所述第一车轴的第一扭转刚度与所述第二车轴的第二扭转刚度之间的扭转刚度差异定义为所述第一扭转刚度和所述第二扭转刚度之间的比率，并且其中所述比率在1.4∶1和2.0∶1之间。

17.根据权利要求16所述的方法，其中提供差速器的步骤包括：

提供防滑差速器；

选择所述防滑差速器的摩擦转矩；和

为所述防滑差速器提供所选的摩擦转矩；

其中所述后转矩臂和所述扭转刚度差异被选择成响应所述比率和所选的摩擦转矩，使随时间变化的转矩振荡相对于所述第一车轴和第二车轴是大致异相的。

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