CN1919627A - 竖向平移式空间多连杆独立悬架 - Google Patents

Abstract

竖向平移式空间多连杆独立悬架，包括车身或车架，前摇臂，前摆臂，竖向移动臂，后摆臂和后摇臂；其中后悬架的竖向移动臂的中间平板上设置了一个中间通孔，前悬架的竖向移动臂的中间平板上沿竖直方向设置了一个具有定主销内倾角和后倾角的主销轴套筒。竖向移动臂两端的左、右吊耳非共面且不平行，与中间平板相交而成的两条交线平行；运动链ABC的转动副A、B和C的轴线互相平行且垂直于连杆AB和BC决定的平面，运动链FED的转动副F、E和D的轴线也互相平行且垂直于FE和ED决定的平面；连杆AB和BC决定的平面与FE和ED决定的平面之间的夹角与左、右吊耳所在平面的夹角相等。本发明结构简单，应用方便，可用于汽车的前、后独立悬架、飞机的起落架及其它做定直线平移运动的机械结构中。

Description

竖向平移式空间多连杆独立悬架

技术领域

本发明涉及汽车悬架系统，特别涉及空间多连杆独立悬架系统，属于汽车工程领域。

背景技术

从机构学上来看，悬架与转向系都是空间多连杆机构，它们的性能在很大程度上决定了汽车的操纵稳定性和行驶平顺性。悬架是车架(或承载式车身)与车桥(或车轮)之间一切传力连接装置的总称，其功用主要有：①缓和由路面不平引起的冲击而导致的振动。有合适的减振性能，使汽车的振动频率较低，振动衰减快。保证汽车具有良好的行驶平顺性以及乘员承受的振动加速度不超过国际标准界限值。②能可靠地传递车轮与车身间的一切力和力矩，零部件质量轻并有足够的强度和寿命。③保证汽车有良好的操纵稳定性，有适当的抗侧倾能力，有良好的抗“点头”和抗“仰头”能力。④当车轮跳动时，能够有利于减轻轮胎的磨损。⑤导向机构应使车轮外倾角、主销内倾角和后倾角等车轮的定位参数变化不大，车轮与导向机构的运动协调，无摆振现象。转向时保证汽车具有不足转向特性。上述五条的具体内容请参见【刘惟信 主编.汽车设计.北京：清华大学出版社.2001年7月.】【过学迅，邓亚东 主编.汽车设计.北京：人民交通出版社.2005年8月.】【Madhusudan Raghavan，Number andDimensional Synthesis of Independent Suspension Mechanisms，Mechanism and Machine Theory，Vol.31，No.8，November，1996，pp.1141-1153.】。

“高速、安全、环保、舒适”已成为二十一世纪汽车发展的必然趋势。“高速和安全”要求汽车有良好的操纵稳定性；“舒适”则要求汽车有良好的行驶平顺性。虽然现代悬架结构多种多样，但是悬架一般都由弹性元件、阻尼元件以及导向装置三个部分组成。其中，导向装置具有传递除垂直力以外其它力和全部力矩的作用，保证车轮按最佳轨迹相对于车身运动。常见的导向装置有：斜置单臂式、单横臂式、双横臂式、单纵臂式、双纵臂式、烛式、麦弗逊式以及多连杆式导向装置。

目前，悬架在机械结构上大致可分为两大类：非独立悬架和独立悬架。随着汽车速度的不断提高，非独立悬架已不能满足行驶平顺性和操纵稳定性方面的要求。因此独立悬架得到了很大的发展。

独立悬架的结构特点是两侧的车轮单独地通过弹性悬架挂在车架(或车身)的下面。采用独立悬架时，车桥都做成断开的。因此有以下优点：①在悬架弹性元件一定的变形范围内，两侧车轮可以独立运动，而互不影响，这样在不平道路上行驶时可以减少车架和车身的振动，而且有助于消除转向轮不断偏摆的不良现象。②减少了汽车非簧载质量(即不由弹簧支承的质量)。在非独立悬架情况下，整个车桥和车轮都属于非簧载质量部分。在独立悬架情况下，对驱动桥而言，由于主减速器，差速器及其外壳都固定在车架上，成了簧载质量：对转向桥而言，它仅具有转向主销和转向节，而中部的整体梁不再存在。所以采用独立悬架时，非簧载质量包括车轮质量和悬架系统中的一部分零件的全部或部分质量，显然比用非独立悬架时非簧载质量要小得多。在道路条件和车速相同时非簧载质量愈小，则悬架所受到的冲击载荷愈小。故采用独立悬架可以提高汽车的平均行驶速度。③采用断开式车桥时，发动机总成的位置便可以降低和前移使汽车重心下降，提高了汽车行驶稳定性。同时给予车轮较大的上下运动空间，因而可以将悬架刚度设计得较小，使车身振动频率降低，以改善行驶平顺性。以上优点使独立悬架被广泛地应用在现代汽车上，特别是轿车的转向轮都普遍采用了独立悬架。独立悬架多采用螺旋弹簧或扭杆弹簧作为弹性元件，钢板弹簧和其它形式的弹簧用得较少。

而近二十年来发展起来的多连杆式悬架则不属于以上三种，其车轮作空间运动，而不能归于以上任何一种。现阶段虽然以麦弗逊式悬架和双横臂式悬架应用较为广泛，但是多连杆式悬架也获得了设计者的青睐，现在已用在了许多豪华轿车上。参见【Madhusudan Raghavan，Number and Dimensional Synthesis of Independent Suspension Mechanisms，Mechanism andMachine Theory，Vol.31，No.8，November，1996，pp.1141-1153.】。

从理论上讲，为了满足运动学要求，使用三条连杆的悬架系统就足够了。但三连杆悬架或者为保证轮胎导向精度选用足够大的连接刚度而使平顺性恶化，或者为满足平顺性采用足够的连接弹性而使操纵性能恶化。因而，三连杆悬架系统很难既满足平顺性又能很好地满足操纵稳定性的要求，所以多连杆悬架得到了广泛的应用。

五连杆悬架系统是由Daimler-Benz最先用在W201以及W124系列车型中，并最早命名为多连杆悬架系统。参见【P.A.Simionescu and D.Beale，Synthesis and Analysis of the Five-LinkRear Suspension System Used in Automobiles，Mechanism and Machine Theory，Vol.37，No.9，September，2002，pp.815-832.】。目前，已经有很多类型的高级轿车使用了五连杆悬架系统；其基本结构形式如图1所示，其中A_i(i＝1，2，…，5)为车身上的点，B_i(i＝1，2，…，5)为车轮上的点，弹簧-减振器系统C₁C₂通过C₁点连接杆件A₅B₅，通过C₂点连接车身。因此，五连杆悬架转向节的空间运动受到五条空间并联的连杆的约束，外部受力则由弹簧-减振器吸收。如：W201(Mercedes 190/190E)和W124(200D/300E)、BMW的后悬架系统、Nisan 240Sxey Volvo760GLE等都采用了五连杆独立悬架机构。尽管以上汽车开发商开发出了五连杆悬架系统，但空间五连杆悬架系统的车轮定位参数对结构参数比较敏感。这里，车轮的定位参数主要指车轮外倾角、主销内倾角和后倾角、左右轮距以及前后轴距。空间五连杆悬架在提高汽车操纵稳定性和平顺性的同时并不能保证车轮定位参数不变，因而，轮胎的磨损仍很严重，乘坐舒适性也受到了一定程度的影响。

虽然常规的悬架系统基本上能够满足上述悬架的五条功能要求，但在实际应用上，只要当车轮跳动时，车轮的定位参数发生任何变化，都会导致轮胎的磨损和对车身的冲击。而这一点是目前几乎所有悬架都共有的缺点。如何能够保证车轮跳动时车轮的定位参数不会发生变化是独立悬架结构创新设计中的一个重点和难点。

迄今为止，在国内外汽车独立悬架系统的导向装置中，我们尚未发现能够使车轮的定位参数不随车轮的跳动而发生任何改变的机构来。

发明内容

本发明的目的是提供一种可用于汽车独立悬架系统的竖向平移式空间多连杆悬架，实现车轮的外倾角、主销内倾角和后倾角、左右轮距以及前后轴距在车轮上下跳动过程中能够始终保持不变，从而提高汽车的操纵稳定性、平顺性以及乘坐的舒适性，并能够有效降低轮胎的磨损；同时，允许驾驶员根据汽车对不同路面通过性要求的不同对悬架的高度进行主动调控。

本发明的目的是通过如下技术方案实现的：

一种竖向平移式空间多连杆后独立悬架，含有弹簧-减振器系统，通过主销轴和万向节连接的内、外半轴，车身或车架，其特征在于：该独立悬架还包括前摇臂，前摆臂，竖向移动臂，后摆臂和后摇臂；所述的前摇臂、前摆臂、竖向移动臂、后摆臂和后摇臂之间分别通过转动副连接，所述的车身或车架分别通过转动副与所述的前摇臂和后摇臂连接；所述的竖向移动臂由中间平板以及设置在两端的左、右吊耳组成，所述的左、右两吊耳位于中间平板的同侧，左、右吊耳所在的两平面与中间平板的两条交线相互平行；所述的左、右吊耳所在的两平面非共面且不平行，在左、右吊耳上分别设有与转动副的转轴相匹配的通孔，左、右吊耳分别通过运动链ABC和FED与车身或车架相连接，这两条运动链均为平面RRR运动链；所述的运动链ABC的三个转动副A、B和C的轴线互相平行且都垂直于连杆AB和BC决定的平面；所述的运动链FED的三个转动副F、E和D的轴线互相平行且都垂直于连杆FE和ED决定的平面；所述的连杆AB和BC决定的平面与连杆FE和ED决定的平面之间的夹角与所述左、右吊耳两平面之间的夹角相等；在竖向移动臂的中间平板上设置了一个中间通孔，所述的外半轴通过该通孔与竖向移动臂连接；所述的弹簧-减振器系统固定在竖向移动臂的上方。

本发明还提供了一种竖向平移式空间多连杆前独立悬架，含有弹簧-减振器系统，通过主销轴和万向节连接的内、外半轴，车身或车架，其特征在于：该独立悬架还包括前摇臂，前摆臂，竖向移动臂，后摆臂和后摇臂；所述的前摇臂、前摆臂、竖向移动臂、后摆臂和后摇臂之间分别通过转动副连接，所述的车身或车架分别通过转动副与所述的前摇臂和后摇臂连接；所述的竖向移动臂由中间平板以及设置在两端的左、右吊耳组成，所述的左、右两吊耳位于中间平板的同侧，左、右吊耳所在的两平面与中间平板的两条交线相互平行；所述的左、右吊耳所在的两平面非共面且不平行，在左、右吊耳上分别设有与转动副的转轴相匹配的通孔，左、右吊耳分别通过运动链ABC和FED与车身或车架相连接，这两条运动链均为平面RRR运动链；所述的运动链ABC的三个转动副A、B和C的轴线互相平行且都垂直于连杆AB和BC决定的平面；所述的运动链FED的三个转动副F、E和D的轴线互相平行且都垂直于连杆FE和ED决定的平面；所述的连杆AB和BC决定的平面与连杆FE和ED决定的平面之间的夹角与所述左、右吊耳两平面的夹角相等；在所述的竖向移动臂上沿竖直方向设置一个具有给定的主销内倾角和后倾角的主销轴套筒；弹簧-减振器系统固定在竖向移动臂的上方。

在上述后独立悬架和前独立悬架的技术方案中，为了提高悬架的构型稳定性和提高荷载能力，其优选方案是所述的设置在竖向移动臂两端的非共面且不平行的左、右吊耳所在的平面相互垂直。在此技术方案的基础上，设置在竖向移动臂两端的左、右吊耳所在的平面与中间平板的夹角均为135°；所述的车身或车架两端与前、后摇臂连接的转轴A和F的轴线互相垂直，其交点o与转轴A和转轴F构成一等腰直角三角形。

为了增加竖向移动臂的行程，本发明的另一技术特征还在于：所述的运动链ABC和运动链FED还可加入一个或多个连杆，所述加入的连杆两端的转动副的轴线互相平行且垂直于该连杆。

本发明与现有技术相比，具有以下优点及突出性效果：本发明提供的竖向平移式空间多连杆独立悬架，可以实现车轮的外倾角、主销内倾角和后倾角、左右轮距以及前后轴距等定位参数在车轮上下跳动过程中能够始终保持不变，从而有效降低了轮胎的磨损，并能够有效地提高汽车的操纵稳定性、平顺性以及乘坐的舒适性；同时，允许驾驶员根据汽车对不同路面通过性要求的不同对悬架的高度进行主动调控。

附图说明

图1是空间五连杆悬架结构简图。

图2是本发明提供的竖向平移式空间多连杆后独立悬架及其附件的结构示意图。

图3是空间多连杆独立悬架的车身或车架及两端转轴形成的等腰直角三角形的示意图。

图4是空间多连杆独立悬架的前、后摇臂和前、后摆臂的结构示意图。

图5是用于后独立悬架的竖向移动臂的结构组成简图。

图6是用于后独立悬架的竖向移动臂的剖视图。

图7是后独立悬架导向装置的俯视图。

图8是本发明提供的竖向平移式空间多连杆前独立悬架及其附件的结构示意图。

图9是用于前独立悬架的竖向移动臂的结构组成简图。

图10是后独立悬架的竖向移动臂沿z轴负方向移动到下限时的示意图。

图11是与竖向移动臂具有相同运动特性的等价曲柄-滑块机构。

图中：1-内半轴；2-车架或车身；3-前摇臂；4-万向节；5-前摆臂；6-竖向移动臂；7-弹簧-减振器系统；8-后摇臂；9-后摆臂；10-车轮；11-左吊耳；12-左通孔；13-中间平板；14-中间通孔；15-右吊耳，16-右通孔；17-主销轴；18-转向臂；19-主销轴套筒；20-外半轴。

具体实施方式

下面结合附图对本发明的结构、原理及具体实施方式作进一步的说明。

图2是本发明提供的竖向平移式空间多连杆后独立悬架的结构简图；该空间多连杆悬架系统主要包括内半轴1、车身或车架2、前摇臂3、万向节4、前摆臂5、竖向移动臂6、弹簧-减振器系统7、后摇臂8、后摆臂9和车轮10等构件以及导向机构的六个转动副A、B、C、F、E和D；图3表示了车身或车架2两端的转轴A和F的轴线满足正交关系时的情况，其中x轴与转动副A的轴线重合，y轴与转动副F的轴线重合；前摇臂3、前摆臂5、后摇臂8、后摆臂9的结构均如图4所示，它们的尺寸可以相同也可以不同；所述的竖向移动臂6由中间平板13和两端有外伸的左吊耳11及右吊耳15组成(如图5所示)，所述的左、右两吊耳位于中间平板13的同侧，左、右两吊耳所在的两平面非共面且不平行，左、右吊耳所在的两平面与中间平板13的两条交线相互平行；左吊耳11及右吊耳15上各有一个供转动副连接用的左通孔12和右通孔16，各结构的具体尺寸可以根据工程需要设定；左、右吊耳分别通过运动链ABC和FED与车身或车架2相连接，这两条运动链均为平面RRR运动链；所述的运动链ABC的三个转动副A、B和C的轴线互相平行且都垂直于连杆AB和BC决定的平面；所述的运动链FED的三个转动副F、E和D的轴线互相平行且都垂直于连杆FE和ED决定的平面；所述的连杆AB和BC决定的平面与连杆FE和ED决定的平面之间的夹角与所述的竖向移动臂6上的左吊耳11和右吊耳15所在平面之间的夹角相等。图8是本发明提供的竖向平移式空间多连杆前独立悬架的结构简图；该空间多连杆悬架系统主要包括内半轴1、车身或车架2、前摇臂3、万向节4、前摆臂5、竖向移动臂6、弹簧-减振器系统7、后摇臂8、后摆臂9和车轮10等构件以及导向机构的六个转动副A、B、C、F、E和D；前悬架和后悬架的不同之处主要体现在竖向移动臂6上，在如图5和图6所示的后悬架竖向移动臂的中间平板13上设置了一个中间通孔14，而在如图9所示的前悬架的竖向移动臂上则沿竖直方向设置了一个具有给定的主销内倾角和后倾角的主销轴套筒19；弹簧-减振器系统7固定在竖向移动臂6的上方；主销轴17通过止推轴承与主销轴套筒19连接；外半轴20也通过止推轴承与主销轴17连接；如图2和图8所示，弹簧-减振器系统7固定在竖向移动臂6的上方。内半轴1与外半轴20之间的连接关系及其与主销间的位置和连接关系均可采用已应用于横臂式悬架的结构方案，也可以根据实际需要进行相应的修改。图7表示了本发明提供的竖向平移式空间多连杆后独立悬架装配后的俯视图，根据图7可以发现，竖向移动臂6的中间平板13始终与车身或车架2的侧面保持平行，即在图7中，CD//AF而且CD到AF的距离也始终保持不变。该特征正是由本发明提供的竖向平移式空间多连杆独立悬架的结构特点决定的，因此，接下来就分析该机构保持这种特征的运动学原理。

为方便描述本发明提供的竖向平移式空间多连杆独立悬架的运动学原理，这里以转动副A和F的两条轴线所在的平面为xoy平面，以这两条轴线的交点为坐标原点，以转动副A的轴线为x轴建立右手坐标系。当转动副A和F的两条轴线相互正交时，如图3和图7所示，y轴恰好与转动副F的轴线重合。这样，前摇臂3和前摆臂5所在的平面(连杆FE和ED决定的平面)与xoz平面平行，后摇臂8和后摆臂9所在的平面(连杆AB和BC决定的平面)与yoz平面平行。该对应关系可以从图7所示的装配的俯视图中更清晰地看出。

下面来分析竖向移动臂6的自由运动。不失一般性，设转动副F的轴线到x轴的夹角为ψ(0°＜ψ＜180°)，转动副A到坐标原点的距离为a，转动副F到坐标原点的距离为b，则可以得到转动副A的坐标为(a 0 0)，转动副F的坐标为(bcosψ bsinψ 0)。在此基础上，可以设转动副B、C、D和E的坐标依次为(a y_B z_B)、(a y_C z_C)、(x_D y_D z_D)和(x_E y_E z_E)。可以分析出，当ψ＝90°而且a＝b时，ΔoAF构成一个等腰直角三角形；这时，该机构在受力及稳定性上达到最优。

在oxyz坐标系下，转动副A、B和C轴线的方向向量均为s₁＝(1 0 0)^T，转动副F、E和D轴线的方向向量均为s₂＝(cosψ sinψ 0)^T。图7所示的机构装配的俯视图表示了当ψ＝90°时的情况。

这样，根据【1.Jing-Shan Zhao，Kai Zhou and et al，A New Method to Study the Degree ofFreedom of Spatial Parallel Mechanisms，The International Journal of Advanced ManufacturingTechnology，Vol.23，No.3-4，February 2004，pp.288-294.】【Jing-Shan Zhao，Zhi-Jing Feng，KaiZhou and De-Wen Jin，Re-analysis on the Degree-of-Freedom Configuration of the Platforms inSpatial Parallel Mechanisms with Constraints Spaces，The International Journal of AdvancedManufacturing Technology，Vol.28，No.1-2，February 2006，pp.190-196.】【Jing-Shan Zhao，KaiZhou and Zhi-Jing Feng，A Theory of Degrees of Freedom For Mechanisms，Mechanism andMachine Theory，Vol.39，No.6，June 2004，pp.621-643.】【Jing-Shan Zhao，Zhi-Jing Feng andJing-Xin Dong，Computation of the Configuration Degree of Freedom of a Spatial ParallelMechanism by Using Reciprocal Screw Theory，Mechanism and Machine Theory，DOI：10.1016/j.mechmachtheory.2006.01.006.】提出的机构自由度的分析理论，可以写出竖向移动臂6的运动链ABC的运动螺旋系为：

$_ABC＝[$_A $_B $_C]                                                 (1)

其中$_A＝(1 0 0 0 0 0)^T

$_B＝(1 0 0 0 z_B -y_B)^T

$_C＝(1 0 0 0 z_C -y_C)^T

显然，$_ABC降秩的条件是：

BC与AB共线                                                       (C₁)

进一步分析可知，式(2)可表述为：

$\left|\begin{array}{cc}{z}_B& -y_B\\ z_C& -y_C\end{array}\right|=0---\left(2\right)$

当条件(C₁)不成立时，运动链ABC的终端约束$^r _ABC可以由互易螺旋理论求出，即

$E$^r＝0                                                          (3)

其中$为运动螺旋系， $E=\left[\begin{array}{cc}0& I_3\\ I_3& 0\end{array}\right],I_3=\left[\begin{array}{ccc}1& 0& 0\\ 0& 1& 0\\ 0& 0& 1\end{array}\right],$ $^r为$的反螺旋系。

由(3)式可以求出$^r _ABC为：

${\$}_{\mathrm{ABC}}^r={\left[\begin{array}{cccccc}1& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 1& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 1\end{array}\right]}^T---\left(4\right)$

当条件(C₁)成立，即式(2)成立时，运动链ABC的终端约束为：

${\$}_{\mathrm{ABC}}^{r_{c_1}}={\left[\begin{array}{cccccc}1& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 1& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 1\\ 0& y_B-y_C& z_B-z_C& 0& 0& 0\end{array}\right]}^T---\left(5\right)$

同样，可以写出竖向移动臂6的另一运动链FED的运动螺旋系为：

$_FED＝[$_F $_E $_D]                                                 (6)

其中$_F＝(cosψ sinψ 0 0 0 0)^T

$_E＝(cosψ sinψ 0 -z_Esinψ z_Ecosψ x_Esinψ-y_Ecosψ)^T

$_D＝(cosψ sinψ 0 -z_Dsinψ z_Dcosψ x_Dsinψ-y_Dcosψ)^T

而$_FED降秩的条件是：

ED与FE共线                                                       (C₂)

条件(C₂)可表述为：

$\left\{\begin{array}{c}\left|\begin{array}{cc}{x}_E& y_E\\ x_D& y_D\end{array}\right|=0\\ \left|\begin{array}{cc}{x}_E& z_E\\ x_D& z_D\end{array}\right|=0\end{array}\right.---\left(7\right)$

当条件(C₂)不成立时，运动链FED的终端约束$^r _FED也可以根据(3)式求得：

${\$}_{\mathrm{FED}}^r={\left[\begin{array}{cccccc}\cos \mathrm{\ψ}& \sin \mathrm{\ψ}& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& \sin \mathrm{\ψ}& -\cos \mathrm{\ψ}& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 1\end{array}\right]}^T---\left(8\right)$

当条件(C₂)成立，即式(7)成立时，运动链FED的终端约束为：

${\$}_{\mathrm{FED}}^{r_{c_2}}={\left[\begin{array}{cccccc}\cos \mathrm{\ψ}& \sin \mathrm{\ψ}& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& \sin \mathrm{\ψ}& -\cos \mathrm{\ψ}& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 1\\ x_D-x_E& 0& z_D-z_E& 0& 0& 0\end{array}\right]}^T---\left(9\right)$

因此，当条件(C₁)和条件(C₂)均不成立时，竖向移动臂6所受到的约束为：

${\$}_6^r=\left[\begin{array}{cc}{\$}_{\mathrm{ABC}}^r& {\$}_{\mathrm{FED}}^r\end{array}\right]---\left(10\right)$

将式(10)代入(3)式可以求出竖向移动臂6所具有的自由运动为：

${\$}_4^F={\left[\begin{array}{cccccc}0& 0& 0& 0& 0& 1\end{array}\right]}^T---\left(11\right)$

显然，当ψ＝90°时，(11)式亦成立。因此，(11)式表明竖向移动臂6具有一个沿z轴方向平移的自由运动。因此，该空间多连杆机构的竖向移动臂6可以做单自由度定直线的平移运动。因此，该空间多连杆机构能够使与竖向移动臂相联的车轮的外倾角、主销内倾角和后倾角、轮距及轴距等参数在车轮跳动过程中始终保持不变。这样就可以最大限度地减少轮胎的磨损，进而提高了汽车的平顺性和乘坐舒适性。

下面再讨论一下当条件(C₁)、(C₂)成立时的情况。

1.当条件(C₁)成立但条件(C₂)不成立时，竖向移动臂6所受到的约束为：

${\$}_4^r=\left[\begin{array}{cc}{\$}_{\mathrm{ABC}}^{r_{c_1}}& {\$}_{\mathrm{FED}}^r\end{array}\right]=\left[\begin{array}{cccccc}1& \cos \mathrm{\ψ}& 0& 0& 0& 0\\ 0& \sin \mathrm{\ψ}& 0& 0& 0& y_B-y_C\\ 0& 0& 0& 0& 0& z_B-z_C\\ 0& 0& \sin \mathrm{\ψ}& 0& 0& 0\\ 0& 0& -\cos \mathrm{\ψ}& 1& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 1& 0\end{array}\right]---\left(12\right)$

由于0°＜ψ＜180°，因此，根据(12)式可知，只要z_B-z_C≠0，$₄ ^r的秩就等于6，即 $R\left({\$}_4^r\right)=6.$ 因而，根据(3)式可以求出竖向移动臂6所具有的自由运动为零。

2.当条件(C₂)均成立但条件(C₁)不成立时，竖向移动臂6所受到的约束为：

${\$}_4^r=\left[\begin{array}{cc}{\$}_{\mathrm{ABC}}^r& {\$}_{\mathrm{FED}}^{r_{c_2}}\end{array}\right]=\left[\begin{array}{cccccc}1& \cos \mathrm{\ψ}& 0& 0& 0& x_D-x_E\\ 0& \sin \mathrm{\ψ}& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& z_D-z_E\\ 0& 0& \sin \mathrm{\ψ}& 0& 0& 0\\ 0& 0& -\cos \mathrm{\ψ}& 1& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 1& 0\end{array}\right]---\left(13\right)$

由于0°＜ψ＜180°，因此，根据(13)式可知，只要z_D-z_E≠0，$₄ ^r的秩就等于6，即 $R\left({\$}_4^r\right)=6.$ 因而，根据(3)式可以求出竖向移动臂6所具有的自由运动为零。

3.显然，当以上两种情况1和2均成立时，竖向移动臂6的自由运动必为零。

接下来，我们再来分析一下在运动链FED中加入与其共面且转动副的轴线与之所在平面垂直的一个连杆后，竖向移动臂6的自由运动。

设新加入的连杆的两端的转动副的空间坐标为(x_I1 y_I1 z_I1)和(x_I2 y_I2 z_I2)，由于它们的转动副的轴线也与运动链FED所在的平面垂直，因此，它们轴线的方向向量也均为s₂＝(cosψ sinψ 0)^T。根据(6)式，这里有

${\$}_{\mathrm{FED}}=\left[\begin{array}{ccccc}{\$}_F& {\$}_E& {\$}_D& {\$}_{I_1}& {\$}_{I_2}\end{array}\right]---\left(14\right)$

其中 ${\$}_{I_1}={\left(\begin{array}{ccccccc}\cos \mathrm{\ψ}& \sin \mathrm{\ψ}& 0& -z_{I_1}\sin \mathrm{\ψ}& z_{I_1}\cos \mathrm{\ψ}& x_{I_1}\sin \mathrm{\ψ}& -y_{I_1}\cos \end{array}\mathrm{\ψ}\right)}^T$

${\$}_{I_2}={\left(\begin{array}{ccccccc}\cos \mathrm{\ψ}& \sin \mathrm{\ψ}& 0& -z_{I_2}\sin \mathrm{\ψ}& z_{I_2}\cos \mathrm{\ψ}& x_{I_2}\sin \mathrm{\ψ}& -y_{I_2}\cos \end{array}\mathrm{\ψ}\right)}^T$

将(14)式代入(3)式所求得的运动链的终端约束不变。同样的，在运动链FED中加入多个这样的连杆也不会影响其终端约束；相同的结论也适用于运动链ABC。显然，根据(10)式求得的竖向移动臂6的自由运动仍然是(11)式。这就证明了“所述的运动链ABC和运动链FED均可以根据需要加入与其共面且转动副的轴线与之所在平面垂直的一个或多个连杆”并不影响竖向移动臂6的自由运动。条件(C₁)、(C₂)成立时的结论也同样适用于两个运动链中加入一个或多个具有相应约束的连杆的情况。为方便描述，以下我们仍然只用仅含三个转动副的运动链ABC和FED。

综上所述，只要上述3种情况中有一个成立，竖向移动臂6的自由运动就必为零。因此，要使竖向移动臂6具有(11)式所描述的自由运动，就必须保证该空间六连杆机构避开在转动副A、B和C共线或转动副F、E和D共线的位置运动。这实际上界定了竖向移动臂6做单自由度定直线运动的范围或行程，下面就根据这一约束条件来分析竖向移动臂6做单自由度定直线运动的范围。

在图7所示的机构中，采用了对称的结构布置，即前摇臂3和后摇臂8的杆长相等并设为l₁，前摆臂5和后摆臂9的杆长也相等并设为l₂，投影线ABC与车架或车身AF的夹角和投影线FED与车架或车身AF的夹角均为45°。同时，设竖向移动臂6的左、右通孔中心距CD为l₃，车架或车身2的长AF为l₄。

下面分析上述这些结构参数与竖向移动臂6可做的直线行程的关系。设在俯视图7中，竖向移动臂6到车架或车身2的距离为h。不难发现，当转动副A、B、C向下运动到三点共线的极限位置时(如图10所示)，由于结构的对称性，转动副F、E、D也恰好向下运动到三点共线的极限位置。这时，竖向移动臂6从与车架或车身共面的水平位置向下平移的距离S可以根据直角三角形的勾股定理表示为：

$S=\sqrt{{(l_1+l_2)}^2-{\left(\frac{l_4-l_3}{2}\right)}^2-h^2}---\left(14\right)$

同样的，竖向移动臂6也可以由水平位置向上移动S的距离后到达上极限位置。因此，该悬架的竖向移动臂6的移动行程z在图2所示的坐标系下应满足：

$-\sqrt{{(l_1+l_2)}^2-{\left(\frac{l_4-l_3}{2}\right)}^2-h^2}<z<\sqrt{{(l_1+l_2)}^2-{\left(\frac{l_4-l_3}{2}\right)}^2-h^2}---\left(15\right)$

根据上面的分析，不难发现，在式(15)界定的范围内，竖向移动臂6具有一个严格定直线平移运动的自由度。这样，就使得车轮的外倾角、主销内倾角和后倾角、左右轮距以及前后轴距在车轮上下跳动过程中能够始终保持不变。从(15)式还可以发现，本发明的竖向平移式空间多连杆独立悬架竖向移动臂6的移动范围z完全取决于连杆的结构参数l₁、l₂、l₃、l₄和h。当结构参数l₁、l₂、l₃、l₄和h值已定，而需要的移动行程更大时，根据上面的分析，就可以根据工程需要的直线行程选择加入一个或多个连杆而不会改变竖向移动臂6的运动特征。因此，根据工程需要的范围z，运用(15)式就可以设计和优化出上述的5个主要参数的最佳值。

当前摇臂3、后摇臂8以及前摆臂5、后摆臂9的长度均不同时，也可以类似推出竖向移动臂6的移动行程。

在上面分析的基础上，我们已经发现，在具有图2所示的对称结构以及权利说明书中所述的空间构型关系下，本发明的空间多连杆悬架可以等价于由单个运动链(运动链ABC或运动链FED)连接的平面曲柄-滑块机构；其中，竖向移动臂6相当于沿平行于z轴的定直线导轨移动的滑块。不失一般性，我们在运动链ABC所在的平面内等价替换，其结构简图如图11所示。这里，不妨设图11所示的后摇臂8(AB杆)的长度l₁比后摆臂9(BC杆)的长度l₂小。接下来，我们来分析后摇臂8的转角θ与滑块C(竖向移动臂6)沿z向位移的变化情况。显然，y′轴平行于y轴并且有

$H=\sqrt{2}h---\left(16\right)$

再设BC杆与y′轴的夹角为，可以得到滑块C沿z向的位移z_C及约束关系：

将(16)式代入(17)式并消去可得滑块C沿z向的位移z_C与后摇臂8的转角θ的关系：

$z_C=-l_1\sin \mathrm{\&theta;}\&PlusMinus;\sqrt{l_2^2-{(l_1\cos \mathrm{\&theta;}-\sqrt{2}h)}^2}---\left(18\right)$

(18)式的两个解表示两种不同的构型，在图11所示的构型下，有

$z_C=-l_1\sin \mathrm{\&theta;}+\sqrt{l_2^2-{(l_1\cos \mathrm{\&theta;}-\sqrt{2}h)}^2}---\left(19\right)$

如果令 ${z_c|}_{\mathrm{\&theta;}={\mathrm{\&theta;}}_0}=0,$ 我们还可以发现h与l₁和l₂不是独立的，它们有如下的关系：

$2h^2-2\sqrt{2}h{l}_1\cos {\mathrm{\&theta;}}_0-(l_2^2-l_1^2)=0---\left(20\right)$

其中θ₀为初始设计的角度。

由(19)式可以发现，通过调节θ值就可以控制z_C，进而控制了悬架的高度。因而，当需要提高汽车悬架的高度满足路面的通过性要求时，可以根据(19)式调整θ值而使z_C值增大；反之，在道路条件较好的路面上可以降低z_C值而提高汽车的稳定性。

在这一部分的最后，我们再来分析一下(11)式所描述的竖向移动臂6所具有的自由运动。根据(11)式可知，竖向移动臂6具有沿z轴方向(竖直方向)的一个平动自由度。因此，要想保证该结论的成立，(10)式所描述的系数矩阵$₆ ^r的秩必为5。根据(10)式，我们有

${\$}_6^r=\begin{array}{c}\left[\begin{array}{ccccc}1& \cos \mathrm{\&psi;}& 0& 0& 0\\ 0& \sin \mathrm{\&psi;}& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& \sin \mathrm{\&psi;}& 0& 0\\ 0& 0& -\cos \mathrm{\&psi;}& 1& 0\\ 0& 0& 0& 0& 1\end{array}\right]\end{array}---\left(21\right)$

矩阵$₆ ^r的秩为5的充分必要条件是其子矩阵A的行列式不为零，其中

$A=\left[\begin{array}{ccccc}1& \cos \mathrm{\&psi;}& 0& 0& 0\\ 0& \sin \mathrm{\&psi;}& 0& 0& 0\\ 0& 0& \sin \mathrm{\&psi;}& 0& 0\\ 0& 0& -\cos \mathrm{\&psi;}& 1& 0\\ 0& 0& 0& 0& 1\end{array}\right]---\left(22\right)$

令|A|＝0可得

ψ＝0°或ψ＝180°                                               (23)

(23)式解释了我们限定0°＜ψ＜180°的原因，进一步，由于cond(A)₂≥1，若令

$\mathrm{cond}{\left(A\right)}_2={\left|\right|A\left|\right|}_2{\left|\right|A^{-1}\left|\right|}_2=\sqrt{\frac{{\mathrm{\&lambda;}}_{\max }\left(A^{T}A\right)}{{\mathrm{\&lambda;}}_{\min }\left(A^{T}A\right)}}=1---\left(24\right)$

其中cond(A)₂表示表示矩阵A的条件数，‖A‖₂表示矩阵A的2-范数，λ(A^TA)表示A^TA的特征值。

则可以求出

ψ＝90°                                                         (25)

(25)式表明当ψ＝90°时，矩阵A的条件数恰好取最小值1。这表明当ψ＝90°时，该空间多连杆悬架具有最好的构型稳定性。这就是所述的连杆AB和BC决定的平面与连杆FE和ED决定的平面之间的夹角与所述的竖向移动臂6上的左、右吊耳平面的夹角需均为90°，同时转动副A和转动副B的轴线正交的原因。为了使构件的受力最优，设置在竖向移动臂两端的左吊耳11、右吊耳15所在的平面与中间平板13的夹角均为135°；所述的车身或车架两端与前、后摇臂连接的转轴A和F的轴线互相垂直相交，其交点o与A和F构成一等腰直角三角形。这里略去了具体推导过程。

由于弹簧-减振器系统沿竖直方向布置，而且车轮与竖向移动臂一起沿竖直方向上下平移；因此，线刚度就是弹簧线刚度之和，而侧倾角刚度就是弹簧线刚度与左右轮距平方的积。所以，与横臂式悬架相比，本发明的悬架的刚度分析和计算更为简便，并且可以选用更软的螺旋弹簧，达到了进一步改善汽车的行驶平顺性和降低成本的目的。

因此，相对于空间五连杆悬架以及其它独立悬架系统，本发明所提供的竖向平移式空间多连杆独立悬架不仅可以保证车轮的外倾角、主销内倾角和后倾角以及左右轮距和前后轴距都在车轮跳动过程中始终保持不变，而且还能够根据道路条件的不同主动地调整悬架的高度而达到提高通过性或行驶稳定性的目的。本发明除用来作为汽车的独立悬架，还可以应用于飞机的起落架，也可作为导向机构应用于任何需要做定直线平移运动的机械结构中。

Claims (8)

1.一种竖向平移式空间多连杆后独立悬架，含有弹簧-减振器系统(7)，通过主销轴(17)和万向节(4)连接的内、外半轴(1、20)，车身或车架(2)，其特征在于：该独立悬架还包括前摇臂(3)，前摆臂(5)，竖向移动臂(6)，后摆臂(9)和后摇臂(8)；所述的前摇臂、前摆臂、竖向移动臂、后摆臂和后摇臂之间分别通过转动副连接，所述的车身或车架(2)分别通过转动副与所述的前摇臂和后摇臂连接；所述的竖向移动臂由中间平板(13)以及设置在两端的左、右吊耳(11、15)组成，所述的左、右两吊耳位于中间平板(13)的同侧，左、右吊耳所在的两平面与中间平板(13)的两条交线相互平行；所述的左、右吊耳所在的两平面非共面且不平行，在左、右吊耳上分别设有与转动副的转轴相匹配的通孔，左、右吊耳分别通过运动链ABC和FED与车身或车架(2)相连接，这两条运动链均为平面RRR运动链；所述的运动链ABC的三个转动副A、B和C的轴线互相平行且都垂直于连杆AB和BC决定的平面；所述的运动链FED的三个转动副F、E和D的轴线互相平行且都垂直于连杆FE和ED决定的平面；所述的连杆AB和BC决定的平面与连杆FE和ED决定的平面之间的夹角与所述左、右吊耳两平面的夹角相等；在竖向移动臂的中间平板(13)上设置了一个中间通孔(14)，所述的外半轴(20)通过该通孔与竖向移动臂(6)连接；所述的弹簧-减振器系统(7)固定在竖向移动臂的上方。

2.按照权利要求1所述的竖向平移式空间多连杆独立悬架，其特征在于：设置在竖向移动臂(6)两端的非共面且不平行的左、右吊耳(11、15)所在的平面相互垂直。

3.按照权利要求2所述的竖向平移式空间多连杆独立悬架，其特征在于：设置在竖向移动臂(6)两端的左、右吊耳(11、15)所在的平面与中间平板(13)的夹角均为135°；所述的车身或车架(2)两端与前、后摇臂(3、8)连接的转轴A和转轴F的轴线互相垂直，其交点o与转轴A和转轴F构成一等腰直角三角形。

4.按照权利要求1所述的竖向平移式空间多连杆后独立悬架，其特征在于：所述的运动链ABC和运动链FED加入一个或多个连杆，所述加入的连杆两端的转动副的轴线互相平行且垂直于该连杆。

5.一种竖向平移式空间多连杆前独立悬架，含有弹簧-减振器系统(7)，通过主销轴(17)和万向节(4)连接的内、外半轴(1、20)，车身或车架(2)，其特征在于：该独立悬架还包括前摇臂(3)，前摆臂(5)，竖向移动臂(6)，后摆臂(9)和后摇臂(8)；所述的前摇臂、前摆臂、竖向移动臂、后摆臂和后摇臂之间分别通过转动副连接，所述的车身或车架(2)分别通过转动副与所述的前摇臂和后摇臂连接；所述的竖向移动臂由中间平板(13)以及设置在两端的左、右吊耳(11、15)组成，所述的左、右两吊耳位于中间平板(13)的同侧，左、右吊耳所在的两平面与中间平板(13)的两条交线相互平行；所述的左、右吊耳所在的两平面非共面且不平行，在左、右吊耳上分别设有与转动副的转轴相匹配的通孔，左、右吊耳分别通过运动链ABC和FED与车身或车架(2)相连接，这两条运动链均为平面RRR运动链；所述的运动链ABC的三个转动副A、B和C的轴线互相平行且都垂直于连杆AB和BC决定的平面；所述的运动链FED的三个转动副F、E和D的轴线互相平行且都垂直于连杆FE和ED决定的平面；所述的连杆AB和BC决定的平面与连杆FE和ED决定的平面之间的夹角与所述左、右吊耳两平面的夹角相等；在所述的竖向移动臂上沿竖直方向设置一个具有已设定的主销内倾角和后倾角的主销轴套筒(19)；弹簧-减振器系统(7)固定在竖向移动臂(6)的上方。

6.按照权利要求5所述的竖向平移式空间多连杆前独立悬架，其特征在于：设置在竖向移动臂(6)两端的非共面且不平行的左、右吊耳(11、15)所在的平面相互垂直。

7.按照权利要求6所述的竖向平移式空间多连杆前独立悬架，其特征在于：设置在竖向移动臂(6)两端的左、右吊耳(11、15)所在的平面与中间平板(13)的夹角均为135°；所述的车身或车架(2)两端与前、后摇臂(3、8)连接的转轴A和F的轴线互相垂直，其交点o与转轴A和转轴F构成一等腰直角三角形。

8.按照权利要求5所述的竖向平移式空间多连杆前独立悬架，其特征在于：所述的运动链ABC和运动链FED加入一个或多个连杆，所述加入的连杆两端的转动副的轴线互相平行且垂直于该连杆。

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