CN111688428A - 车辆侧倾驱动机构及设计方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及车辆底盘技术领域，公开了一种车辆侧倾驱动机构及设计方法，车辆侧倾驱动机构包括：车身、平衡杆、曲柄、连杆、摇杆、定位杆、摆臂、拉杆、车轮、减震器，曲柄、连杆、摇杆、定位杆顺序转动连接，形成同一相对运动平面内的曲柄摇杆机构，曲柄与连杆重叠共线为摇杆极限位置I，曲柄与连杆拉伸共线为摇杆极限位置II，摇杆两极限位置对应车辆左、右极限侧倾；提出了车辆侧倾驱动机构各杆长度、侧倾函数、侧倾方向设计方法，同时提供了两种应用车辆侧倾驱动机构的主动侧倾三轮车辆，以便车辆在过弯时或者驶过倾斜路面时车身主动倾斜一定角度来抵抗离心力或侧翻力，保持车辆稳定的行驶姿态。

Description

车辆侧倾驱动机构及设计方法

技术领域

本发明涉及一种车辆侧倾驱动机构及设计方法，属于车辆底盘技术领域，特别涉及车辆侧倾驱动及控制技术范畴。

背景技术

主动侧倾控制系统通过控制车辆在转弯时向转弯内侧倾斜程度，提高了车辆转弯时的操纵稳定性、平顺性、通行速度和安全性，车辆主动侧倾技术可以使车辆在过弯时或者驶过倾斜路面时自动倾斜一定角度，产生一个平衡力矩，来抵抗车辆受到的离心力或侧翻力，以保持车辆稳定的行驶姿态。

车辆主动侧倾技术通常由车身独立侧倾、车身和车轮联动侧倾两种方式实施，前者车身独立侧倾方式，通常由致动器通过减速器减速驱动或者直接驱动车身相对车架转动，其结构简单、造价低，但造成车辆行驶过程中的操纵稳定性、平顺性及安全可靠性较差；后者车身和车轮联动侧倾方式，通常由致动器经过减速器减速驱动或者直接驱动侧倾机构通过悬架运动实现车辆侧倾，车身侧倾、车辆转向和车轮悬架运动相互影响，其结构复杂、造价高，但车辆行驶过程中操纵稳定性、平顺性和安全性较好，适宜于高端车辆；探索车辆主动侧倾驱动方式，研究车辆侧倾传动、控制方法，为降低主动侧倾车辆造价、提高主动侧倾车辆性能具有理论意义和实用价值。

发明内容

本发明目的是要提供一种车辆侧倾驱动机构及设计方法，采用曲柄摇杆机构驱动车辆侧倾运动，由摇杆极限位置实现车辆侧倾限位，应用于车辆在过弯时或者驶过倾斜路面时车辆主动倾斜一定角度来抵抗离心力或侧翻力，以保持车辆稳定的行驶姿态。

为了达到本发明的目的所采取的技术方案如下：

车辆侧倾驱动机构包括：车身(1)、平衡杆(2)、曲柄(3)、连杆(4)、摇杆(5)、定位杆(6)、摆臂(7)、拉杆(8)、车轮(9)、减震器(10)，曲柄(3)、连杆(4)、摇杆(5)、定位杆(6)顺序转动连接，各连接点M、S、T、N处相对转动轴线互相平行，形成同一相对运动平面P内的曲柄摇杆机构MSTN，定位杆(6)上E点与车身(1)转动连接、转动轴线与NM垂直交错且平行于P，定位杆(6)上NM线段位于车身中垂面内，减震器(10)一端与车身(1)在F点转动连接、另一端与定位杆(6)在G点转动连接，由减震器(10)约束定位杆(6)相对车身(1)的转动；两个摆臂(7)分别在A、A′点与车身(1)同轴线L转动连接、L垂直于车身中垂面，两连接点A、A′关于车身中垂面对称，两个摆臂(7)分别在B、B′点与两个车轮(9)转动联接、各车轮轴线平行于L，A′B′与L夹角等于AB与L夹角，A′B′＝AB，平衡杆(2)两端点D、D′由球铰链各连接一个拉杆(8)，两个拉杆(8)的另一端分别在C、C′点与两个摆臂(7)球铰链连接，两个拉杆(8)长度相等，摆臂(7)上球铰链点C位于两平行轴线之外L一侧，两个摆臂(7)上的球铰链点C、C′位置相同，C′A′＝CA、C′B′＝CB，C、C′点距离各摆臂(7)上两平行轴线形成的平面距离相等，两个拉杆(8)受到拉应力作用；平衡杆(2)中点与N重合、以安装角γ与摇杆(5)固定连接，安装角γ所在平面平行于P，组成车辆侧倾驱动机构；

其中：两个车轮轮距s，致动器驱动曲柄相对定位杆绕M点转动、致动角α，摇杆相对定位杆绕N点转动、摆角β＝f(α)，平衡杆转角等于β，通过两个拉杆使两个摆臂相对车身反向转动，两车轮相对车身反向运动、两车轮轴线距离e，车身相对地面侧倾、侧倾角

致动角α改变时侧倾角

变化，获得侧倾角

与致动角α关系的侧倾函数

当α＝0时，β＝0摇杆中位，e＝0两车轮共轴线，

车辆不侧倾；当α＝α₁时，曲柄与连杆重叠共线，β＝-β₀摇杆极限位置I；当α＝α₂时，曲柄与连杆拉伸共线，β＝β₀摇杆极限位置II，摇杆两极限位置对应车辆左、右极限侧倾。

上述的车辆侧倾驱动机构中，改变摆臂(7)上球铰链点与轴线L的相对位置，摆臂(7)上球铰链点C位于两平行轴线之间，两个摆臂(7)上的球铰链点C、C′位置相同，C′A′＝CA、C′B′＝CB，C、C′点距离各摆臂(7)上两平行轴线形成的平面距离相等，两个拉杆(8)受到压应力作用，称为内置式车辆侧倾驱动机构，满足侧倾函数

侧倾角

的转向相应改变，实现车辆侧倾。

上述的车辆侧倾驱动机构中，改变曲柄摇杆机构MSTN相对车身的方位，在平行于P的平面内定位杆(6)相对车身(1)绕N点转过180°后与车身转动连接，曲柄摇杆机构MSTN关于N点中心对称设置，称为下垂式车辆侧倾驱动机构，满足同一侧倾函数

实现车辆侧倾，曲柄摇杆机构MSTN倒置，以便降低车辆重心。

车辆侧倾驱动机构设计方法包括：

①车辆侧倾驱动机构转角函数关系

车辆侧倾驱动机构中MSTN属于曲柄摇杆机构，曲柄MS、连杆ST、摇杆NT、定位杆NM各杆长度分别为a、b、c、d，曲柄MS为主动件、输入转角θ₁，摇杆NT为从动件、输出转角θ₃；

车辆侧倾驱动机构输入、输出转角函数关系θ₃＝p(θ₁)：

摇杆极限位置I为曲柄与连杆重叠共线，相对位置关系为：

其中：曲柄与连杆重叠共线时，θ₁₀、θ₃₀为曲柄、摇杆分别与定位杆之间夹角，θ₁₀＞0、θ₃₀＞0；

摇杆极限位置II为曲柄与连杆拉伸共线，摇杆两极限位置夹角2β₀，则θ₃＝θ₃₀～(θ₃₀+2β₀)，与摇杆两极限位置相对应的两曲柄之间夹角α₀，为曲柄摇杆机构极位夹角α₀＜90°；

主动件曲柄输入转角θ₁，取θ₁＝-θ₁₀[(180°+α₀)-θ₁₀]，θ₃与θ₁同向转动；

②车辆侧倾驱动机构关键参数设计

给定：c、β₀、α₀，由函数θ₃＝p(θ₁)，取[θ₁＝-θ₁₀，θ₃＝θ₃₀]和[θ₁＝(180°+α₀)-θ₁₀，θ₃＝θ₃₀+2β₀]，代入方程式θ₃-p(θ₁)＝0，获得摇杆两个极限位置条件：

θ₃₀-p(-θ₁₀)＝0，θ₃₀+2β₀-p(180°+α₀-θ₁₀)＝0；

极位夹角条件：(b-a)²+(b+a)²-2(b-a)(b+a)cosα₀-(2c sinβ₀)²＝0；

三个方程求解三参数：a、b、d，确定车辆侧倾驱动机构各杆长a、b、c、d；

③车辆不侧倾曲柄中位角求解

将θ₃＝θ₃₀+β₀，代入下式：

由θ₁＝q(θ₃)，求解得θ₁₁＝q(θ₃₀+β₀)，曲柄中位角θ₁₁为侧倾角等于0时曲柄与定位杆之间夹角、θ₁₁＞0；

④车辆侧倾驱动机构摆角函数和侧倾函数确定

取：θ₁＝α+θ₁₁，θ₃＝β+(θ₃₀+β₀)，对于函数θ₃＝p(θ₁)，进行参数替换，获得摆角函数β＝f(α)，β与α同向转动；

由于θ₁＝-θ₁₀～[(180°+α₀)-θ₁₀]、且α＝θ₁-θ₁₁，摆角函数β＝f(α)：α＝-(θ₁₀+θ₁₁)时、β＝-β₀，α＝0时、β＝0，α＝(180°+α₀)-(θ₁₀+θ₁₁)时、β＝β₀；摆角函数β＝f(α)取值范围：致动角α＝-(θ₁₀+θ₁₁)～[(180°+α₀)-(θ₁₀+θ₁₁)]，摆角β＝-β₀～β₀；

安装角γ＝θ₃₀+β₀-90°，摇杆极限位置I曲柄转角α₁＝-(θ₁₀+θ₁₁)，摇杆极限位置II曲柄转角α₂＝(180°+α₀)-(θ₁₀+θ₁₁)；车辆侧倾驱动机构的侧倾函数

变量取值范围：α＝-(θ₁₀+θ₁₁)～[(180°+α₀)-(θ₁₀+θ₁₁)]，摇杆两极限位置对应车辆左、右极限侧倾，左、右极限侧倾角相等。

上述的车辆侧倾驱动机构设计方法中，通过摆角函数β＝f(α)中β与α反向传动，实现侧倾函数

侧倾角

的转向相应改变，反向传动车辆侧倾驱动机构设计方法包括：

①车辆侧倾驱动机构转角函数关系

车辆侧倾驱动机构中MSTN属于曲柄摇杆机构，曲柄MS、连杆ST、摇杆NT、定位杆NM各杆长度分别为a、b、c、d，曲柄MS为主动件、输入转角θ₁，摇杆NT为从动件、输出转角θ₃；

车辆侧倾驱动机构输入、输出转角函数关系θ₃＝p(θ₁)：

摇杆极限位置I为曲柄与连杆重叠共线，相对位置关系为：

其中：曲柄与连杆重叠共线时，θ₁₀、θ₃₀为曲柄、摇杆分别与定位杆之间夹角，θ₁₀＞0、θ₃₀＞0；

摇杆极限位置II为曲柄与连杆拉伸共线，摇杆两极限位置夹角2β₀，则θ₃＝θ₃₀～(θ₃₀+2β₀)，与摇杆两极限位置相对应的两曲柄之间夹角α₀，为曲柄摇杆机构极位夹角α₀＜90°；

主动件曲柄输入转角θ₁，取θ₁＝-θ₁₀～[-(180°-α₀)-θ₁₀]，θ₃与θ₁反向转动；

②车辆侧倾驱动机构关键参数设计

给定：c、β₀、α₀，由函数θ₃＝p(θ₁)，取[θ₁＝-θ₁₀，θ₃＝θ₃₀]和[θ₁＝-(180°-α₀)-θ₁₀，θ₃＝θ₃₀+2β₀]，代入方程式θ₃-p(θ₁)＝0，获得摇杆两个极限位置条件：

θ₃₀-p(-θ₁₀)＝0，θ₃₀+2β₀-p(-180°+α₀-θ₁₀)＝0；

极位夹角条件：(b-a)²+(b+a)²-2(b-a)(b+a)cosα₀-(2c sinβ₀)²＝0；

三个方程求解三参数：a、b、d，确定车辆侧倾驱动机构各杆长a、b、c、d：

③车辆不侧倾曲柄中位角求解

将θ₃＝θ₃₀+β₀，代入下式：

由θ₁＝q(θ₃)，求解得θ₁₂＝q(θ₃₀+β₀)，曲柄中位角θ₁₂为侧倾角等于0时曲柄与定位杆之间夹角、θ₁₂＞0；

④车辆侧倾驱动机构摆角函数和侧倾函数确定

取：θ₁＝α-θ₁₂，θ₃＝β+(θ₃₀+β₀)，对于函数θ₃＝p(θ₁)，进行参数替换，获得摆角函数β＝f(α)，β与α反向转动；

由于θ₁＝-θ₁₀～[-(180°-α₀)-θ₁₀]、且α＝θ₁+θ₁₂，摆角函数β＝f(α)：α＝θ₁₂-θ₁₀时、β＝-β₀，α＝0时、β＝0，α＝-(180°-α₀)+θ₁₂-θ₁₀时、β＝β₀；摆角函数β＝f(α)取值范围：致动角α＝(θ₁₂-θ₁₀)～[-(180°-α₀)+θ₁₂-θ₁₀]，摆角β＝-β₀～β₀；

安装角γ＝θ₃₀+β₀-90°，摇杆极限位置I曲柄转角α₁＝θ₁₂-θ₁₀，摇杆极限位置II曲柄转角α₂＝-(180°-α₀)+θ₁₂-θ₁₀；车辆侧倾驱动机构的侧倾函数

变量取值范围：α＝(θ₁₂-θ₁₀)～[-(180°-α₀)+θ₁₂-θ₁₀]，摇杆两极限位置对应车辆左、右极限侧倾，左、右极限侧倾角相等。

上述的车辆侧倾驱动机构设计方法中，通过调整给定参数c、β₀、α₀，满足车辆侧倾驱动机构的不同性能需求：

摇杆长度c：给定一个c值，即可获得一组几何尺寸参数a、b、c、d，选择不同的c值，实现车辆侧倾驱动机构大小的比例缩放，以适应不同载荷车辆的侧倾驱动需求；

最大摆角β₀：给定不同的β₀值，给定了车辆侧倾驱动机构中摇杆的两个极限位置，确定了车辆极限侧倾角，以适应不同性能车辆的侧倾驱动需求；

曲柄摇杆机构极位夹角α₀：给定不同的α₀值，可同时改变右侧倾减速比和左侧倾减速比大小，实现车辆侧倾驱动机构的不同减速比，以适应车辆侧倾驱动的动力配置和响应速度需求。

主动侧倾正三轮车包括：由一组车辆侧倾驱动机构后置，在同一车身上按照给定的轴距单个车轮前置、共用同一车身中垂面，双后轮驱动，前轮转向，车辆侧倾驱动机构控制车辆侧倾，单个前轮与车身一起自适应侧倾，构成具备双后轮驱动、前轮转向特征的主动侧倾正三轮车辆；具备驱动力大，转弯半径小，承载能力大特点。

主动侧倾倒三轮车包括：由一组车辆侧倾驱动机构前置，在同一车身上按照给定的轴距单个车轮后置、共用同一车身中垂面，双前轮驱动，后轮转向，车辆侧倾驱动机构控制车辆侧倾，单个后轮与车身一起自适应侧倾，构成具备双前轮驱动、后轮转向特征的主动侧倾倒三轮车辆，具备地面适应性好，机动、灵活特点。

本发明的有益效果在于，所提出的一种车辆侧倾驱动机构及设计方法，采用曲柄摇杆机构驱动车辆侧倾运动，由摇杆极限位置实现车辆侧倾限位，由极位夹角实现不同的减速比，同时提供了同向和反向两种传动方式，应用于车辆在过弯时或者驶过倾斜路面时车辆主动倾斜一定角度来抵抗离心力或侧翻力，保持车辆稳定的行驶姿态。

附图说明

图1为车辆侧倾驱动机构简图；

图2为车辆侧倾驱动机构在车身中垂面投影简图；

图3为内置式车辆侧倾驱动机构简图；

图4为内置式车辆侧倾驱动机构在车身中垂面投影简图；

图5为下垂式车辆侧倾驱动机构简图；

图6为车辆侧倾驱动机构侧倾原理图；

图7为车辆侧倾驱动机构设计原理图；

图8为反向传动车辆侧倾驱动机构设计原理图；

图9为主动侧倾正三轮车组成原理图；

图10为主动侧倾倒三轮车组成原理图；

图11为主动侧倾倒三轮车另一方式组成原理图；

图中：1--车身，2--平衡杆，3--曲柄，4--连杆，5--摇杆，6--定位杆，7--摆臂，8--拉杆，9--车轮，10--减震器。

具体实施方式

下面根据附图对本发明的实施例进行描述。

图1所示的车辆侧倾驱动机构简图，车辆侧倾驱动机构包括：车身(1)、平衡杆(2)、曲柄(3)、连杆(4)、摇杆(5)、定位杆(6)、摆臂(7)、拉杆(8)、车轮(9)、减震器(10)，曲柄(3)、连杆(4)、摇杆(5)、定位杆(6)顺序转动连接，各连接点M、S、T、N处相对转动轴线互相平行，形成同一相对运动平面P内的曲柄摇杆机构MSTN，定位杆(6)上E点与车身(1)转动连接、转动轴线与NM垂直交错且平行于P，定位杆(6)上NM线段位于车身中垂面内，定位杆(6)上E、N、M点形成三角形，三角形ENM所在平面垂直于平面P、且三角形ENM位于车身中垂面内，定位杆(6)在车身中垂面内相对车身(1)转动，减震器(10)一端与车身(1)在F点转动连接、另一端与定位杆(6)在G点转动连接，由减震器(10)约束定位杆(6)相对车身(1)的转动(如图2所示)；两个摆臂(7)分别在A、A′点与车身(1)同轴线L转动连接、L垂直于车身中垂面，两连接点A、A′关于车身中垂面对称，两个摆臂(7)分别在B、B′点与两个车轮(9)转动联接、各车轮轴线平行于L，A′B′与L夹角等于AB与L夹角δ、δ≤90°，A′B′＝AB，平衡杆(2)两端点D、D′由球铰链各连接一个拉杆(8)，两个拉杆(8)的另一端分别在C、C′点与两个摆臂(7)球铰链连接，两个拉杆(8)长度相等，C′D′＝CD，摆臂(7)上球铰链点C位于两平行轴线之外L一侧，两个摆臂(7)上的球铰链点C、C′位置相同，C′A′＝CA、C′B′＝CB，C、C′点距离各摆臂(7)上两平行轴线形成的平面距离相等，两个拉杆(8)受到拉应力作用；平衡杆(2)中点与N重合、以安装角γ与摇杆(5)固定连接，安装角γ所在平面平行于P，∠DNT＝γ、γ＝θ₃₀+β₀-90°，γ＞0时、DN线位于MSTN之内，T点位于平衡杆(2)的下方；γ＜0时、DN线位于MSTN之外，T点位于平衡杆(2)的上方，组成车辆侧倾驱动机构；

其中：两个车轮轮距s，s＝2(K+ABcosδ)+AA′，K为车轮(9)的半轴长，致动器驱动曲柄相对定位杆绕M点转动、致动角α，摇杆相对定位杆绕N点转动、摆角β＝f(α)，平衡杆转角等于β，通过两个拉杆使两个摆臂相对车身反向转动，两车轮相对车身反向运动、两车轮轴线距离e，车身相对地面侧倾、侧倾角

(如图6所示)，

致动角α改变时侧倾角

变化，获得侧倾角

与致动角α关系的侧倾函数

当α＝0时，β＝0摇杆中位，e＝0两车轮共轴线，

车辆不侧倾；当α＝α₁时，曲柄与连杆重叠共线，β＝-β₀摇杆极限位置I；当α＝α₂时，曲柄与连杆拉伸共线，β＝β₀摇杆极限位置II，摇杆两极限位置对应车辆左、右极限侧倾。球铰链选用杆端关节轴承、或者向心关节轴承，致动器选用电磁式致动器、或者机电式致动器、或者电液式致动器，均可以实现车辆侧倾。

对于图1、图2所示的车辆侧倾驱动机构，侧倾角

与摆角β转动方向相同，摇杆极限位置I对应车辆右极限侧倾，摇杆极限位置II对应车辆左极限侧倾。

图3所示的内置式车辆侧倾驱动机构简图，上述的车辆侧倾驱动机构中，改变摆臂(7)上球铰链点与轴线L的相对位置，摆臂(7)上球铰链点C位于两平行轴线之间，两个摆臂(7)上的球铰链点C、C′位置相同，C′A′＝CA、C′B′＝CB，C、C′点距离各摆臂(7)上两平行轴线形成的平面距离相等，两个拉杆(8)受到压应力作用，称为内置式车辆侧倾驱动机构(如图4所示)，满足侧倾函数

侧倾角

的转向相应改变，实现车辆侧倾。对于图3、图4所示的内置式车辆侧倾驱动机构，侧倾角

与摆角β转动方向相反，摇杆极限位置I对应车辆左极限侧倾，摇杆极限位置II对应车辆右极限侧倾。

图5所示的下垂式车辆侧倾驱动机构简图，上述的车辆侧倾驱动机构中，改变曲柄摇杆机构MSTN相对车身的方位，在平行于P的平面内定位杆(6)相对车身(1)绕N点转过180°后与车身转动连接，曲柄摇杆机构MSTN关于N点中心对称设置，平衡杆(2)中点与N重合、以安装角γ与摇杆(5)固定连接，安装角γ所在平面平行于P，∠D′NT＝γ、γ＝θ₃₀+β₀-90°，γ＞0时、D′N线位于MSTN之内，T点位于平衡杆(2)的上方；γ＜0时、D′N线位于MSTN之外，T点位于平衡杆(2)的下方，称为下垂式车辆侧倾驱动机构，满足同一侧倾函数

实现车辆侧倾，曲柄摇杆机构MSTN倒置，以便降低车辆重心。图5所示的下垂式车辆侧倾驱动机构中，侧倾角

与摆角β转动方向相同，摇杆极限位置I对应车辆右极限侧倾，摇杆极限位置II对应车辆左极限侧倾。

图7所示的车辆侧倾驱动机构设计原理图，车辆侧倾驱动机构设计方法包括：

①车辆侧倾驱动机构转角函数关系

车辆侧倾驱动机构中MSTN属于曲柄摇杆机构，曲柄MS、连杆ST、摇杆NT、定位杆NM各杆长度分别为a、b、c、d，曲柄MS为主动件、输入转角θ₁，摇杆NT为从动件、输出转角θ₃；

车辆侧倾驱动机构输入、输出转角函数关系θ₃＝p(θ₁)：

摇杆极限位置I为曲柄与连杆重叠共线，相对位置关系为：

其中：曲柄与连杆重叠共线时，θ₁₀、θ₃₀为曲柄、摇杆分别与定位杆之间夹角，θ₁₀＞0、θ₃₀＞0；

摇杆极限位置II为曲柄与连杆拉伸共线，摇杆两极限位置夹角2β₀，则θ₃＝θ₃₀～(θ₃₀+2β₀)，与摇杆两极限位置相对应的两曲柄之间夹角α₀，为曲柄摇杆机构极位夹角α₀＜90°；

取NM为x坐标轴正向，主动件曲柄输入转角θ₁，取θ₁＝-θ₁₀～[(180°+α₀)-θ₁₀]，θ₃与θ₁同向转动；对于转角θ₁、θ₃逆时针转动为正，顺时针转动为负；

②车辆侧倾驱动机构关键参数设计

给定：c、β₀、α₀，由函数θ₃＝p(θ₁)，取[θ₁＝-θ₁₀，θ₃＝θ₃₀]和[θ₁＝(180°+α₀)-θ₁₀，θ₃＝θ₃₀+2β₀]，代入方程式θ₃-p(θ₁)＝0，获得摇杆两个极限位置条件：

θ₃₀-p(-θ₁₀)＝0，θ₃₀+2β₀-p(180°+α₀-θ₁₀)＝0；

极位夹角条件：(b-a)²+(b+a)²-2(b-a)(b+a)cosα₀-(2c sinβ₀)²＝0；

三个方程求解三参数：a、b、d，确定车辆侧倾驱动机构各杆长a、b、c、d；

③车辆不侧倾曲柄中位角求解

将θ₃＝θ₃₀+β₀，代入下式：

由θ₁＝q(θ₃)，求解得θ₁₁＝q(θ₃₀+β₀)，曲柄中位角θ₁₁为侧倾角等于0时曲柄与定位杆之间夹角、θ₁₁＞0；

④车辆侧倾驱动机构摆角函数和侧倾函数确定

取：θ₁＝α+θ₁₁，θ₃＝β+(θ₃₀+β₀)，对于函数θ₃＝p(θ₁)，进行参数替换，获得摆角函数β＝f(α)，β与α同向转动；

由于θ₁＝-θ₁₀～[(180°+α₀)-θ₁₀]、且α＝θ₁-θ₁₁，摆角函数β＝f(α)：α＝-(θ₁₀+θ₁₁)时、β＝-β₀，α＝0时、β＝0，α＝(180°+α₀)-(θ₁₀+θ₁₁)时、β＝β₀；摆角函数β＝f(α)取值范围：致动角α＝-(θ₁₀+θ₁₁)～[(180°+α₀)-(θ₁₀+θ₁₁)]，摆角β＝-β₀～β₀；对于转角α、β逆时针转动为正，顺时针转动为负；

安装角γ＝θ₃₀+β₀-90°，摇杆极限位置I曲柄转角α₁＝-(θ₁₀+θ₁₁)，摇杆极限位置II曲柄转角α₂＝(180°+α₀)-(θ₁₀+θ₁₁)；车辆侧倾驱动机构的侧倾函数

变量取值范围：α＝-(θ₁₀+θ₁₁)～[(180°+α₀)-(θ₁₀+θ₁₁)]，摇杆两极限位置对应车辆左、右极限侧倾，左、右极限侧倾角相等；

⑤车辆侧倾驱动机构性能实现

通过调整给定参数c、β₀、α₀，满足车辆侧倾驱动机构的不同性能需求：

摇杆长度c：给定一个c值，即可获得一组几何尺寸参数a、b、c、d，选择不同的c值，实现车辆侧倾驱动机构大小的比例缩放，以适应不同载荷车辆的侧倾驱动需求；

最大摆角β₀：给定不同的β₀值，给定了车辆侧倾驱动机构中摇杆的两个极限位置，确定了车辆极限侧倾角，以适应不同性能车辆的侧倾驱动需求；

曲柄摇杆机构极位夹角α₀：给定不同的α₀值，可同时改变右侧倾减速比和左侧倾减速比大小，实现车辆侧倾驱动机构的不同减速比，以适应车辆侧倾驱动的动力配置和响应速度需求。

设计示例1：给定：摇杆长度c＝60mm，最大摆角β₀＝30°，曲柄摇杆机构极位夹角α₀＝10°；

通过计算求得：摇杆极限位置I相对位置关系θ₁₀＝30.5875°、θ₃₀＝55.7874°，曲柄中位角θ₁₁＝73.6645°；

车辆侧倾驱动机构各杆长a＝28.0425mm、b＝125.5506mm、c＝60mm、d＝117.6760mm；

安装角γ＝-4.2126°，摇杆极限位置I曲柄转角α₁＝-104.2520°，摇杆极限位置II曲柄转角α₂＝85.7480°；侧倾函数

变量取值范围：α＝-104.2520°～85.7480°。

设计示例2：给定：摇杆长度c＝120mm，最大摆角β₀＝45°，曲柄摇杆机构极位夹角α₀＝20°；

通过计算求得：摇杆极限位置I相对位置关系θ₁₀＝35.0719°、θ₃₀＝48.2192°，曲柄中位角θ₁₁＝80.1141°；

车辆侧倾驱动机构各杆长a＝75.8697mm、b＝231.6011mm、c＝120mm、d＝207.4093mm；

安装角γ＝3.2192°，摇杆极限位置I曲柄转角α₁＝-115.1861°，摇杆极限位置II曲柄转角α₂＝84.8139°；侧倾函数

变量取值范围：α＝-115.1861°～84.8139°。

图8所示的反向传动车辆侧倾驱动机构设计原理图，上述的车辆侧倾驱动机构设计方法中，通过摆角函数β＝f(α)中β与α反向传动，实现侧倾函数

侧倾角

的转向相应改变，反向传动车辆侧倾驱动机构设计方法包括：

①车辆侧倾驱动机构转角函数关系

车辆侧倾驱动机构中MSTN属于曲柄摇杆机构，曲柄MS、连杆ST、摇杆NT、定位杆NM各杆长度分别为a、b、c、d，曲柄MS为主动件、输入转角θ₁，摇杆NT为从动件、输出转角θ₃；

车辆侧倾驱动机构输入、输出转角函数关系θ₃＝p(θ₁)：

摇杆极限位置I为曲柄与连杆重叠共线，相对位置关系为：

其中：曲柄与连杆重叠共线时，θ₁₀、θ₃₀为曲柄、摇杆分别与定位杆之间夹角，θ₁₀＞0、θ₃₀＞0；

摇杆极限位置II为曲柄与连杆拉伸共线，摇杆两极限位置夹角2β₀，则θ₃＝θ₃₀～(θ₃₀+2β₀)，与摇杆两极限位置相对应的两曲柄之间夹角α₀，为曲柄摇杆机构极位夹角α₀＜90°；

取NM为x坐标轴正向，主动件曲柄输入转角θ₁，取θ₁＝-θ₁₀～[-(180°-α₀)-θ₁₀]，θ₃与θ₁反向转动；对于转角θ₁、θ₃逆时针转动为正，顺时针转动为负；

②车辆侧倾驱动机构关键参数设计

给定：c、β₀、α₀，由函数θ₃＝p(θ₁)，取[θ₁＝-θ₁₀，θ₃＝θ₃₀]和[θ₁＝-(180°-α₀)-θ₁₀，θ₃＝θ₃₀+2β₀]，代入方程式θ₃-p(θ₁)＝0，获得摇杆两个极限位置条件：

θ₃₀-p(-θ₁₀)＝0，θ₃₀+2β₀-p(-180°+α₀-θ₁₀)＝0；

极位夹角条件：(b-a)²+(b+a)²-2(b-a)(b+a)cosα₀-(2c sinβ₀)²＝0；

三个方程求解三参数：a、b、d，确定车辆侧倾驱动机构各杆长a、b、c、d；

③车辆不侧倾曲柄中位角求解

将θ₃＝θ₃₀+β₀，代入下式：

由θ₁＝q(θ₃)，求解得θ₁₂＝q(θ₃₀+β₀)，曲柄中位角θ₁₂为侧倾角等于0时曲柄与定位杆之间夹角、θ₁₂＞0；

④车辆侧倾驱动机构摆角函数和侧倾函数确定

取：θ₁＝α-θ₁₂，θ₃＝β+(θ₃₀+β₀)，对于函数θ₃＝p(θ₁)，进行参数替换，获得摆角函数β＝f(α)，β与α反向转动；

由于θ₁＝-θ₁₀～[-(180°-α₀)-θ₁₀]、且α＝θ₁+θ₁₂，摆角函数β＝f(α)：α＝θ₁₂-θ₁₀时、β＝-β₀，α＝0时、β＝0，α＝-(180°-α₀)+θ₁₂-θ₁₀时、β＝β₀；摆角函数β＝f(α)取值范围：致动角α＝(θ₁₂-θ₁₀)～[-(180°-α₀)+θ₁₂-θ₁₀]，摆角β＝-β₀～β₀；对于转角α、β逆时针转动为正，顺时针转动为负；

安装角γ＝θ₃₀+β₀-90°，摇杆极限位置I曲柄转角α₁＝θ₁₂-θ₁₀，摇杆极限位置II曲柄转角α₂＝-(180°-α₀)+θ₁₂-θ₁₀；车辆侧倾驱动机构的侧倾函数

变量取值范围：α＝(θ₁₂-θ₁₀)～[-(180°-α₀)+θ₁₂-θ₁₀]，摇杆两极限位置对应车辆左、右极限侧倾，左、右极限侧倾角相等。

⑤车辆侧倾驱动机构性能实现

通过调整给定参数c、β₀、α₀，满足车辆侧倾驱动机构的不同性能需求：

摇杆长度c：给定一个c值，即可获得一组几何尺寸参数a、b、c、d，选择不同的c值，实现车辆侧倾驱动机构大小的比例缩放，以适应不同载荷车辆的侧倾驱动需求；

最大摆角β₀：给定不同的β₀值，给定了车辆侧倾驱动机构中摇杆的两个极限位置，确定了车辆极限侧倾角，以适应不同性能车辆的侧倾驱动需求；

曲柄摇杆机构极位夹角α₀：给定不同的α₀值，可同时改变右侧倾减速比和左侧倾减速比大小，实现车辆侧倾驱动机构的不同减速比，以适应车辆侧倾驱动的动力配置和响应速度需求。

设计示例3：给定：摇杆长度c＝100mm，最大摆角β₀＝30°，曲柄摇杆机构极位夹角α₀＝15°；

通过计算求得：摇杆极限位置I相对位置关系θ₁₀＝34.4069°、θ₃₀＝65.1522°，曲柄中位角θ₁₂＝131.6859°；

车辆侧倾驱动机构各杆长a＝42.7407mm、b＝203.3285mm、c＝100mm、d＝174.5132mm；

安装角γ＝5.1522°，摇杆极限位置I曲柄转角α₁＝97.2790°，摇杆极限位置II曲柄转角α₂＝-67.7210°；侧倾函数

变量取值范围：α＝97.2790°～-67.7210°。

设计示例4：给定：摇杆长度c＝200mm，最大摆角β₀＝40°，曲柄摇杆机构极位夹角α₀＝20°；

通过计算求得：摇杆极限位置I相对位置关系θ₁₀＝33.7778°、θ₃₀＝60.9510°，曲柄中位角θ₁₂＝134.3817°；

车辆侧倾驱动机构各杆长a＝107.2859mm、b＝421.7629mm、c＝200mm、d＝358.5046mm；

安装角γ＝10.9510°，摇杆极限位置I曲柄转角α₁＝100.6039°，摇杆极限位置II曲柄转角α₂＝-59.3961°；侧倾函数

变量取值范围：α＝100.6039°～-59.3961°。

图9所示的主动侧倾正三轮车组成原理图，主动侧倾正三轮车包括：由一组车辆侧倾驱动机构后置，在同一车身上按照给定的轴距W单个车轮前置、共用同一车身中垂面，双后轮轮毂电机驱动，前轮转向，车辆侧倾驱动机构控制车辆侧倾，单个前轮与车身一起自适应侧倾，构成具备双后轮驱动、前轮转向特征的主动侧倾正三轮车辆；具备驱动力大，转弯半径小，承载能力大特点。

图10、图11所示的主动侧倾倒三轮车组成原理图，主动侧倾倒三轮车包括：由一组车辆侧倾驱动机构前置，在同一车身上按照给定的轴距W单个车轮后置、共用同一车身中垂面，双前轮轮毂电机驱动，后轮转向，车辆侧倾驱动机构控制车辆侧倾，单个后轮与车身一起自适应侧倾，构成具备双前轮驱动、后轮转向特征的主动侧倾倒三轮车辆，具备地面适应性好，机动、灵活特点。图10所示的主动侧倾倒三轮车组成原理图中，曲柄摇杆机构MSTN前置，车辆安全性好、内部空间大；图11所示的主动侧倾倒三轮车另一方式组成原理图中，曲柄摇杆机构MSTN后置，双前轮摆动空间大，车辆左、右极限侧倾角大，车辆侧倾性能好。

设车辆行驶速度v、重力加速度g，车辆在弯道行驶时，由单轮转向给出转向角θ，转弯半径r＝W/tanθ，满足转弯时力平衡条件：

由

解出侧倾角

由侧倾函数

解出致动角α，由致动器产生致动角α控制车辆侧倾驱动机构运动，实现车辆侧倾、抵抗转弯离心力，以保持车辆弯道行驶的稳定性；车辆在横向坡度地面行驶时，由倾角传感器动态读取地面横向坡度角u，取侧倾角

由侧倾函数

解出致动角α，由致动器产生致动角α控制车辆侧倾驱动机构运动，实现车辆侧倾、抵抗地形变化引起车辆侧翻力，以保持车辆稳定的行驶姿态。

通过以上实施例，本发明所提出的一种车辆侧倾驱动机构及设计方法，采用曲柄摇杆机构驱动车辆侧倾运动，由摇杆极限位置实现侧倾限位，由极位夹角实现不同的减速比，同时提供了同向和反向两种传动方式及设计方法，应用于车辆在过弯时或者驶过倾斜路面时车身主动倾斜一定角度来抵抗离心力或侧翻力，保持车辆稳定的行驶姿态。

Claims (8)

1.车辆侧倾驱动机构，其特征在于，包括：车身、平衡杆、曲柄、连杆、摇杆、定位杆、摆臂、拉杆、车轮、减震器，曲柄、连杆、摇杆、定位杆顺序转动连接，各连接点M、S、T、N处相对转动轴线互相平行，形成同一相对运动平面P内的曲柄摇杆机构MSTN，定位杆与车身转动连接、转动轴线与NM垂直交错且平行于P，定位杆上NM线段位于车身中垂面内，减震器一端与车身转动连接、另一端与定位杆转动连接，由减震器约束定位杆相对车身的转动；两个摆臂分别在A、A′点与车身同轴线L转动连接、L垂直于车身中垂面，两连接点A、A′关于车身中垂面对称，两个摆臂分别在B、B′点与两个车轮转动联接、各车轮轴线平行于L，A′B′与L夹角等于AB与L夹角，A′B′＝AB，平衡杆两端点由球铰链各连接一个拉杆，两个拉杆的另一端分别与两个摆臂球铰链连接，两个拉杆长度相等，摆臂上球铰链点位于两平行轴线之外L一侧，两个摆臂上的球铰链点位置相同，两个拉杆受到拉应力作用；平衡杆中点与N重合、以安装角γ与摇杆固定连接，安装角γ所在平面平行于P；

其中：两个车轮轮距s，致动器驱动曲柄相对定位杆绕M点转动、致动角α，摇杆相对定位杆绕N点转动、摆角β＝f(α)，平衡杆转角等于β，通过两个拉杆使两个摆臂相对车身反向转动，两车轮相对车身反向运动、两车轮轴线距离e，车身相对地面侧倾、侧倾角

致动角α改变时侧倾角

变化，获得侧倾角

与致动角α关系的侧倾函数

当α＝0时，β＝0摇杆中位，e＝0两车轮共轴线，

车辆不侧倾；当α＝α₁时，曲柄与连杆重叠共线，β＝-β₀摇杆极限位置I；当α＝α₂时，曲柄与连杆拉伸共线，β＝β₀摇杆极限位置II，摇杆两极限位置对应车辆左、右极限侧倾。

2.根据权利要求1所述的车辆侧倾驱动机构，改变摆臂上球铰链点与轴线L的相对位置，其特征在于，包括：摆臂上球铰链点位于两平行轴线之间，两个摆臂上的球铰链点位置相同，两个拉杆受到压应力作用，满足侧倾函数

侧倾角

的转向相应改变，实现车辆侧倾。

3.根据权利要求1或2所述的车辆侧倾驱动机构，改变曲柄摇杆机构MSTN相对车身的方位，曲柄摇杆机构MSTN倒置，其特征在于，包括：在平行于P的平面内定位杆相对车身绕N点转过180°后与车身转动连接，曲柄摇杆机构MSTN关于N点中心对称设置，满足同一侧倾函数

实现车辆侧倾。

4.车辆侧倾驱动机构设计方法，其特征在于，包括：

①车辆侧倾驱动机构转角函数关系

车辆侧倾驱动机构中MSTN属于曲柄摇杆机构，曲柄MS、连杆ST、摇杆NT、定位杆NM各杆长度分别为a、b、c、d，曲柄MS为主动件、输入转角θ₁，摇杆NT为从动件、输出转角θ₃；

车辆侧倾驱动机构输入、输出转角函数关系θ₃＝p(θ₁)：

摇杆极限位置I为曲柄与连杆重叠共线，相对位置关系为：

其中：曲柄与连杆重叠共线时，θ₁₀、θ₃₀为曲柄、摇杆分别与定位杆之间夹角，θ₁₀＞0、θ₃₀＞0；

摇杆极限位置II为曲柄与连杆拉伸共线，摇杆两极限位置夹角2β₀，则θ₃＝θ₃₀～(θ₃₀+2β₀)，与摇杆两极限位置相对应的两曲柄之间夹角α₀，为曲柄摇杆机构极位夹角α₀＜90°；

主动件曲柄输入转角θ₁，取θ₁＝-θ₁₀～[(180°+α₀)-θ₁₀]，θ₃与θ₁同向转动；

②车辆侧倾驱动机构关键参数设计

给定：c、β₀、α₀，由函数θ₃＝p(θ₁)，取[θ₁＝-θ₁₀，θ₃＝θ₃₀]和[θ₁＝(180°+α₀)-θ₁₀，θ₃＝θ₃₀+2β₀]，代入方程式θ₃-p(θ₁)＝0，获得摇杆两个极限位置条件：

θ₃₀-p(-θ₁₀)＝0，θ₃₀+2β₀-p(180°+α₀-θ₁₀)＝0；

极位夹角条件：(b-a)²+(b+a)²-2(b-a)(b+a)cosα₀-(2c sinβ₀)²＝0；

三个方程求解三参数：a、b、d，确定车辆侧倾驱动机构各杆长a、b、c、d；

③车辆不侧倾曲柄中位角求解

将θ₃＝θ₃₀+β₀，代入下式：

由θ₁＝q(θ₃)，求解得θ₁₁＝q(θ₃₀+β₀)，曲柄中位角θ₁₁为侧倾角等于0时曲柄与定位杆之间夹角、θ₁₁＞0；

④车辆侧倾驱动机构摆角函数和侧倾函数确定

取：θ₁＝α+θ₁₁，θ₃＝β+(θ₃₀+β₀)，对于函数θ₃＝p(θ₁)，进行参数替换，获得摆角函数β＝f(α)，β与α同向转动；

由于θ₁＝-θ₁₀～[(180°+α₀)-θ₁₀]、且α＝θ₁-θ₁₁，摆角函数β＝f(α)：α＝-(θ₁₀+θ₁₁)时、β＝-β₀，α＝0时、β＝0，α＝(180°+α₀)-(θ₁₀+θ₁₁)时、β＝β₀；

安装角γ＝θ₃₀+β₀-90°，摇杆极限位置I曲柄转角α₁＝-(θ₁₀+θ₁₁)，摇杆极限位置II曲柄转角α₂＝(180°+α₀)-(θ₁₀+θ₁₁)；车辆侧倾驱动机构的侧倾函数

变量取值范围：α＝-(θ₁₀+θ₁₁)～[(180°+α₀)-(θ₁₀+θ₁₁)]，摇杆两极限位置对应车辆左、右极限侧倾，左、右极限侧倾角相等。

5.根据权利要求4所述的车辆侧倾驱动机构设计方法，通过摆角函数β＝f(α)中β与α反向传动，实现侧倾函数

侧倾角

的转向相应改变，其特征在于，包括：

①车辆侧倾驱动机构转角函数关系

车辆侧倾驱动机构中MSTN属于曲柄摇杆机构，曲柄MS、连杆ST、摇杆NT、定位杆NM各杆长度分别为a、b、c、d，曲柄MS为主动件、输入转角θ₁，摇杆NT为从动件、输出转角θ₃；

车辆侧倾驱动机构输入、输出转角函数关系θ₃＝p(θ₁)：

摇杆极限位置I为曲柄与连杆重叠共线，相对位置关系为：

其中：曲柄与连杆重叠共线时，θ₁₀、θ₃₀为曲柄、摇杆分别与定位杆之间夹角，θ₁₀＞0、θ₃₀＞0；

摇杆极限位置II为曲柄与连杆拉伸共线，摇杆两极限位置夹角2β₀，则θ₃＝θ₃₀～(θ₃₀+2β₀)，与摇杆两极限位置相对应的两曲柄之间夹角α₀，为曲柄摇杆机构极位夹角α₀＜90°；

主动件曲柄输入转角θ₁，取θ₁＝-θ₁₀～[-(180°-α₀)-θ₁₀]，θ₃与θ₁反向转动；

②车辆侧倾驱动机构关键参数设计

给定：c、β₀、α₀，由函数θ₃＝p(θ1)，取[θ₁＝-θ₁₀，θ₃＝θ₃₀]和[θ₁＝-(180°-α₀)-θ₁₀，θ₃＝θ₃₀+2β₀]，代入方程式θ₃-p(θ₁)＝0，获得摇杆两个极限位置条件：

θ₃₀-p(-θ₁₀)＝0，θ₃₀+2β₀-p(-180°+α₀-θ₁₀)＝0；

极位夹角条件：(b-a)²+(b+a)²-2(b-a)(b+a)cosα₀-(2c sinβ₀)²＝0；

三个方程求解三参数：a、b、d，确定车辆侧倾驱动机构各杆长a、b、c、d；

③车辆不侧倾曲柄中位角求解

将θ₃＝θ₃₀+β₀，代入下式：

由θ₁＝q(θ₃)，求解得θ₁₂＝q(θ₃₀+β₀)，曲柄中位角θ₁₂为侧倾角等于θ时曲柄与定位杆之间夹角、θ₁₂＞0；

④车辆侧倾驱动机构摆角函数和侧倾函数确定

取：θ₁＝α-θ₁₂，θ₃＝β+(θ₃₀+β₀)，对于函数θ₃＝p(θ₁)，进行参数替换，获得摆角函数β＝f(α)，β与α反向转动；

由于θ₁＝-θ₁₀～[-(180°-α₀)-θ₁₀]、且α＝θ₁+θ₁₂，摆角函数β＝f(α)：α＝θ₁₂-θ₁₀时、β＝-β₀，α＝0时、β＝0，α＝-(180°-α₀)+θ₁₂-θ₁₀时、β＝β₀；

安装角γ＝θ₃₀+β₀-90°，摇杆极限位置I曲柄转角α₁＝θ₁₂-θ₁₀，摇杆极限位置II曲柄转角α₂＝-(180°-α₀)+θ₁₂-θ₁₀；车辆侧倾驱动机构的侧倾函数

变量取值范围：α＝(θ₁₂-θ₁₀)～[-(180°-α₀)+θ₁₂-θ₁₀]，摇杆两极限位置对应车辆左、右极限侧倾，左、右极限侧倾角相等。

6.根据权利要求4或5所述的车辆侧倾驱动机构设计方法，通过调整给定参数c、β₀、α₀，满足车辆侧倾驱动机构的不同性能需求，其特征在于，包括：

摇杆长度c：给定一个c值，即可获得一组几何尺寸参数a、b、c、d，选择不同的c值，实现车辆侧倾驱动机构大小的比例缩放；

最大摆角β₀：给定不同的β₀值，给定了车辆侧倾驱动机构中摇杆的两个极限位置，确定了车辆极限侧倾角；

曲柄摇杆机构极位夹角α₀：给定不同的α₀值，可同时改变右侧倾减速比和左侧倾减速比大小，实现车辆侧倾驱动机构的不同减速比。

7.主动侧倾正三轮车，其特征在于，包括：由一组权利要求1或2或3所述的车辆侧倾驱动机构后置，在同一车身上按照给定的轴距单个车轮前置、共用同一车身中垂面，双后轮驱动，前轮转向，车辆侧倾驱动机构控制车辆侧倾，单个前轮与车身一起自适应侧倾，构成具备双后轮驱动、前轮转向特征的主动侧倾正三轮车辆。

8.主动侧倾倒三轮车，其特征在于，包括：由一组权利要求1或2或3所述的车辆侧倾驱动机构前置，在同一车身上按照给定的轴距单个车轮后置、共用同一车身中垂面，双前轮驱动，后轮转向，车辆侧倾驱动机构控制车辆侧倾，单个后轮与车身一起自适应侧倾，构成具备双前轮驱动、后轮转向特征的主动侧倾倒三轮车辆。

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