CN202413323U - 带有2-rrr伸缩补偿机构的多连杆直线导引独立悬架 - Google Patents

Abstract

本实用新型涉及一种带有2-RRR伸缩补偿机构的多连杆直线导引独立悬架，包括车身，弹簧减震器系统和转向节；弹簧减震器系统分别与转向节和车身联接；转向节通过轮毂单元与车轮联接，还包括有四条悬架支链，分别是构成上侧悬架支链的上侧第一条悬架支链、上侧第二条悬架支链，构成下侧悬架支链的下侧第一条悬架支链、下侧第二条悬架支链；所述悬架支链均包括内侧长连杆、外侧短连杆和具有伸缩补偿功能的2-RRR机构。本实用新型的有益效果为：实现车轮的外倾角、主销内倾角和后倾角、左右轮距、车轮前束（后束）以及前后轴距在车轮上下跳动过程中能够始终保持不变，同时，具有结构简单，可设计性强，装配调整方便等突出优点。

Description

带有2-RRR伸缩补偿机构的多连杆直线导引独立悬架

技术领域

本实用新型涉及汽车悬架系统，特别涉及一种用于空间多连杆独立悬架系统上的带有2-RRR伸缩补偿机构的多连杆直线导引独立悬架。

背景技术

悬架是保证车轮或者车桥与汽车承载系统(车架或者承载式车身)之间具有弹性联系并能够传递载荷、缓和冲击、衰减振动以及调节汽车在行驶过程中车身位置等有关装置的总称。一般悬架主要由弹性元件、减震装置和导向机构三部分组成。在有些情况下，某一零部件兼起两种或者三种作用，比如钢板弹簧兼起弹性元件和导向机构的作用。其中导向机构的功能是确保车轮与车身或车架之间所有的力和力矩可靠传递，并决定车轮相对于车身或车架的位移特性。导向机构决定了车轮跳动时的运动轨迹和车轮定位参数的变化情况，以及汽车前后侧倾中心和纵倾中心的位置，在很大程度上影响了整车的操纵稳定性和抗纵倾能力。

根据导向机构的特点，汽车悬架主要可以分为非独立悬架和独立悬架两大类。非独立悬架的典型特征在于左右车轮之间由一刚性梁或者非断开式的车桥联接，当单边车轮跳动时，直接影响到另一侧车轮。独立悬架左右车轮各自“独立”地与车身或车架相连或构成断开式车桥。此外，还有一种特点介于非独立悬架与独立悬架之间的半独立悬架。非独立悬架缺点明显，比如左右车轮跳动互相影响、非悬挂质量较大等，已经不能够满足当今汽车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与车身或车架联接，车桥做成断开式。因此，独立悬架有以下优点：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，提升了汽车直线行驶能力，保证了良好的操纵稳定性。②减少了汽车非簧载质量。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行驶平顺性和轮胎的接地性能。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。④易于实现驱动轮转向。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，为了提高行驶安全性，越来越多的高级轿车的后悬也采用了独立悬架。

目前，在汽车上应用最广泛的独立悬架主要有：双横臂独立悬架、麦弗逊独立悬架和多连杆独立悬架。双横臂独立悬架的突出优点是设计灵活，但是采用该悬架的汽车车轮跳动时车轮定位参数和轮距变化较大，降低了汽车直线行驶能力，导致操纵稳定性较差，同时轮胎磨损严重。麦弗逊悬架的的优点是结构简单，节省空间，且车轮跳动过程中其轮距、前束及车轮外倾等定位参数变化不大，减轻了轮胎磨损，也使得汽车具有较好的操纵稳定性，但是其可设计性较差，而且减震器的活塞杆与导向套之间存在摩擦力，使得悬架的动刚度增加，弹性特性变差，尤其在小位移时这一影响更加显著。多连杆独立悬架的优点主要是能够保证车轮跳动时车轮定位参数变化很小，但是其设计灵活性差，对连杆结构参数非常敏感，加工制造精度要求高，装配调整困难，目前主要应用在中高档轿车。

目前常规的独立悬架虽然在功能上都能够满足悬架设计要求，但是当车轮跳动时，车轮定位参数均会变化。在实际应用中，车轮任何定位参数的变化都会对汽车操纵稳定性或者其他方面性能产生不利影响，比如轮距的变化会导致汽车直线行驶能力下降，同时还造成滚动阻力增大和对转向系统的影响；车轮外倾角的变化会导致轮胎的异常磨损。

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创新设计中的一个重点和难点。清华大学赵景山等曾提出三种能够用于汽车悬架的直线导引机构，参见【1.赵景山，褚福磊.竖向平移式空间多连杆独立悬架[P].中国专利：200610113114.2，2007-2-28.】【2.赵景山，赵盛，冯之敬，褚福磊.一种能够保持车轮定位参数不变的后独立悬架[P].中国专利：200910001094.3，2009-7-8.】【3.赵景山，王建宜.空间多连杆叉车举升导引机构[P].中国专利：200910085582.7，2009-11-4.】。上述专利【1】【2】中悬架支链均为RRR运动链，其沿垂直于RRR运动链所确定的平面的方向弯曲刚度较差；专利【3】中悬架支链为RPR运动链，具有较好的各向刚度，其中的移动副加工困难，加工成本高昂，且精度难以保证。

发明内容

本实用新型的目的在于克服上述存在的不足，提供一种可用于汽车独立悬架系统上的带有2-RRR伸缩补偿机构的多连杆直线导引独立悬架。

本实用新型的目的是通过如下技术方案来完成的，它包括车身，弹簧减震器系统和转向节；弹簧减震器系统分别与转向节和车身联接；转向节通过轮毂单元与车轮联接，还包括有四条悬架支链，分别是构成上侧悬架支链的上侧第一条悬架支链、上侧第二条悬架支链，构成下侧悬架支链的下侧第一条悬架支链、下侧第二条悬架支链；所述悬架支链均包括内侧长连杆、外侧短连杆和具有伸缩补偿功能的2-RRR机构。

作为优选，所述的2-RRR机构包括两条RRR运动链、内侧固定座、外侧固定座和导向杆；所述RRR运动链包括悬架支链内侧连杆联接连杆和悬架支链外侧连杆联接连杆，悬架支链内侧连杆联接连杆与内侧固定座间通过转动副联接，悬架支链内侧连杆联接连杆与悬架支链外侧连杆联接连杆间通过转动副联接，悬架支链外侧连杆联接连杆与外侧固定座间通过转动副联接。

作为优选，所述导向杆为一圆杆，与内侧固定座通过螺纹联接，与外侧固定座间隙配合。

作为优选，所述的2-RRR机构作为整体形成一个2-RRR部件，通过螺栓连接或者焊接与内侧长连杆和外侧短连杆联接，所述内侧长连杆与外侧短连杆均为空心圆杆。

作为优选，所述上侧悬架支链中转动副A_i(i＝1，2)和转动副B_i(i＝1，2)的轴线均垂直于连线A_iB_i(i＝1，2)所在的铅垂平面；所述下侧悬架支链中转动副C_i(i＝1，2)和转动副D_i(i＝1，2)的轴线均垂直于连线C_iD_i(i＝1，2)所在的铅垂平面；所述上侧第一条悬架支链、上侧第二条悬架支链所确定的两个铅垂平面的交线与下侧第一条悬架支链、下侧第二条悬架支链所确定的两个铅垂平面的交线重合或者平行。

本实用新型与现有技术相比，具有以下优点及突出性效果：相对于传统独立悬架，本实用新型提供的带有2-RRR伸缩补偿机构的多连杆直线导引独立悬架，可以实现车轮的外倾角、主销内倾角和后倾角、车轮前束(后束)、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、行驶平顺性以及乘坐的舒适性；相对于已有的专利发明，本实用新型提供的带有2-RRR伸缩补偿机构的多连杆直线导引独立悬架的四条悬架支链加工制造容易，具有较好的各向刚度；同时，其结构与现有的双横臂独立悬架相似，具有结构简单，可设计性强，装配调整方便等突出优点。

附图说明

图1是本实用新型的结构示意图。

图2是本实用新型的悬架支链的结构示意图。

图3是本实用新型的俯视结构示意图。

图4是本实用新型的悬架支链2-RRR机构结构示意图。

图5是本实用新型的2-RRR机构中RRR运动链机构原理图。

图6是本实用新型的悬架支链外侧短连杆结构示意图。

图7是本实用新型的悬架支链内侧长连杆结构示意图。

图8是本实用新型的悬架支链2-RRR机构中内侧固定座结构示意图。

图9是本实用新型的悬架支链2-RRR机构中连杆结构示意图。

图10是本实用新型的悬架支链2-RRR机构中连杆结构示意图。

图11是本实用新型的悬架支链2-RRR机构中外侧固定座结构示意图。

图12是本实用新型的悬架支链2-RRR机构中导向杆结构示意图。

图13是RRR运动链与RPR运动链机构原理图。

图14是本实用新型的悬架支链机构原理示意图。

图15是本实用新型的上下跳行程机构原理示意图。

附图中的标号分别为：1、车身；2、弹簧减震系统；3、转向节；4a、上侧第一条悬架支链；4b、上侧第二条悬架支链；4c、下侧第一条悬架支链；4d、下侧第二条悬架支链；5、内侧长连杆；6、内侧固定座；7a、悬架支链内侧连杆联接连杆；7b、悬架支链外侧连杆联接连杆；8、导向杆；9、外侧固定座；10、外侧短连杆。

具体实施方式

下面结合附图对本实用新型的结构、原理及具体实施方式作进一步的说明。

图1是本实用新型提供的带有2-RRR伸缩补偿机构的多连杆直线导引独立悬架结构示意图。该独立悬架包括车身1，弹簧减震器系统2和转向节3；所述弹簧减震器系统2分别与转向节3和车身1联接；所述转向节3通过轮毂单元与车轮联接。该独立悬架还包括四条悬架支链，分别是上侧第一条悬架支链4a，上侧第二条悬架支链4b，下侧第一条悬架支链4c，下侧第二条悬架支链4d(如图2所示)；所述悬架支链均包括内侧长连杆5(如图7所示)、外侧短连杆10(如图6所示)和具有伸缩补偿功能的2-RRR机构(如图4所示)；所述2-RRR机构包括两条RRR运动链、内侧固定座6(如图8所示)、外侧固定座9(如图11所示)和导向杆8(如图12所示)；所述RRR运动链包括悬架支链内侧连杆联接连杆7a(如图9所示)和悬架支链外侧连杆联接连杆7b(如图10所示)，悬架支链内侧连杆联接连杆7a与内侧固定座6通过转动副联接，悬架支链内侧连杆联接连杆7a与悬架支链外侧连杆联接连杆7b通过转动副联接，悬架支链外侧连杆联接连杆7b与外侧固定座9通过转动副联接；所述导向杆8为一圆杆，与内侧固定座6通过螺纹联接，与外侧固定座9间隙配合；所述的2-RRR机构作为整体形成一个2-RRR部件，通过螺栓联接或者焊接与内侧长连杆5和外侧短连杆10联接；所述上侧悬架支链中转动副A_i(i＝1，2)和转动副B_i(i＝1，2)的轴线均垂直于连线A_iB_i(i＝1，2)所在的铅垂平面；所述下侧悬架支链中转动副C_i(i＝1，2)和转动副D_i(i＝1，2)的轴线均垂直于连线C_iSD_i(i＝1，2)所在的铅垂平面；所述上侧两条悬架支链所确定的两个铅垂平面的交线与下侧两条悬架支链所确定的两个铅垂平面的交线重合或者平行。

为了合理改变悬架行程，本发明提供的带有2-RRR伸缩补偿机构的多连杆直线导引独立悬架的具体实施方案是：所述的2-RRR运动链中，悬架支链内侧连杆联接连杆7a和悬架支链外侧连杆联接连杆7b长度可以根据悬架行程设计。为了减轻悬架支链重量，本发明提供的带有2-RRR伸缩补偿机构的多连杆直线导引独立悬架的具体实施方案是：所述内侧长连杆5与外侧短连杆10均为空心圆杆。

图4是本发明提供的空间多连杆直线导引悬架机构中2-RRR机构结构示意图，2-RRR机构使得悬架支链只具有沿轴向伸缩移动自由度，该特征是保证本实用新型所提供的独立悬架具有直线导引功能的关键要点之一。因此，我们首先分析该2-RRR机构能够保持这种特征的运动学原理。

这里以上侧第一条悬架支链4a为例，对2-RRR机构的运动学原理进行分析。

首先建立坐标系o₁x₁y₁z₁，以轴线O₁O₂与转动副E₁、E₂轴线所在的平面的交点为坐标原点o₁，z₁轴沿交轴线O₁O₂方向，x₁轴垂直于转动副E₁的轴线，根据右手螺旋法则可以得到y₁轴，如图4所示。该机构中第一条RRR运动链的机构原理图如图5所示，设转动副E₁到坐标原定的距离为l₁，连杆7a长为l₂，连杆7b长为l₃，连杆7a与z₁轴夹角为θ。则第一条RRR运动链的三个转动副中心在坐标系o₁x₁y₁z₁中的坐标为：

E₁(l₁ 0 0)；

F₁(l₁+l₂sinθ 0 l₂cosθ)；

$G_1\left(\begin{array}{ccc}{l}_1& 0& l_2\cos \mathrm{\θ}+\sqrt{l_3^2-l_2^2{\sin }^2\mathrm{\θ}}\end{array}\right);$

根据【赵景山，冯之敬，褚福磊.机器人机构自由度分析理论[M].北京：科学出版社，2009.】提出的机构自由度的分析理论，可以写出第一条RRR运动链E₁F₁G₁的运动螺旋系为：

${\$}_{E_1{F}_1{G}_1}=\left[\begin{array}{ccc}{\$}_{E_1}& {\$}_{F_1}& {\$}_{G_1}\end{array}\right]---\left(1\right)$

其中 ${\$}_{E_1}={\left(\begin{array}{cccccc}0& 1& 0& 0& 0& l_1\end{array}\right)}^T$

${\$}_{F_1}={\left(\begin{array}{cccccc}0& 1& 0& -l_2\cos \mathrm{\θ}& 0& l_1+l_2\sin \mathrm{\θ}\end{array}\right)}^T$

${\$}_{G_1}={\left(\begin{array}{cccccc}0& 1& 0& -l_2\cos \mathrm{\θ}-\sqrt{l_3^2-l_2^2{\sin }^2\mathrm{\θ}}& 0& l_1\end{array}\right)}^T$

显然，矩阵

降秩的条件是：

$\left|\begin{array}{ccc}1& 0& l_1\\ 1& -l_2\cos \mathrm{\θ}& l_1+l_2\sin \mathrm{\θ}\\ 1& -l_2\cos \mathrm{\θ}-\sqrt{l_3^2-l_2^2{\sin }^2\mathrm{\θ}}& l_1\end{array}\right|=0---\left(C_1\right)$

即 $l_2\sin \mathrm{\θ}(l_2\cos \mathrm{\θ}+\sqrt{l_3^2-l_2^2{\sin }^2\mathrm{\θ}})=0$

若条件(C₁)成立，则θ＝0°或者θ＝180°，此时对应为RRR运动链重合或者拉直状态，即为机构死点，在实际机构中通过设计可以避免该情况的发生，因此矩阵

不会出现降秩，即实际中条件(C₁)不成立。

运动链E₁F₁G₁的终端约束

可以由互易螺旋理论求出，即

$^TE$^r＝0(2)

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(2)式可以求出，运动链E₁F₁G₁的终端约束

为：

${\$}_{E_1{F}_1{G}_1}^r={\left[\begin{array}{cccccc}0& 0& 0& 1& 0& 0\\ 0& 1& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 1\end{array}\right]}^T---\left(3\right)$

同理，运动链E₂F₂G₂的终端约束

为：

${\$}_{E_2{F}_2{G}_2}^r={\left[\begin{array}{cccccc}0& 0& 0& 1& 0& 0\\ 0& 1& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 1\end{array}\right]}^T---\left(4\right)$

易知圆柱副的终端约束为：

${\$}_r^r={\left[\begin{array}{cccccc}0& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 1& 0& 0& 1\end{array}\right]}^T---\left(5\right)$

因此，外侧固定端9受到的约束为：

${\$}_9^r=\left[\begin{array}{ccc}{\$}_{E_1{F}_1{G}_1}^r& {\$}_{E_2{F}_2{G}_2}^r& {\$}_r^r\end{array}\right]---\left(6\right)$

将式(6)带入式(2)即可求得外侧固定端9的自由运动为：

$₉＝(0 0 0 0 0 1)^T   (7)

式(7)表明外侧固定端9只具有沿z₁轴运动的自由度，因此该2-RRR机构能够保证外侧固定端9只具有沿轴线O₁O₂的伸缩移动自由度。

接下来分析本实用新型所提供的带有2-RRR伸缩补偿机构的多连杆直线导引独立悬架能够保持车轮在跳动过程中定位参数不改变的运动学原理。

为方便描述本实用新型提供的带有2-RRR伸缩补偿机构的多连杆直线导引独立悬架的运动学原理，这里以转动副A₁和A₂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A₁的轴线为x轴建立右手坐标系。当转动副A₁和A₂的两条轴线相互正交时，如图3所示，y轴恰好与转动副A₂的轴线重合。这样悬架支链4a所在的铅垂平面与oyz平面平行，悬架支链4b所在的铅垂平面与oxz平面平行，如图3所示。

下面来分析转向节3的运动特性。由于四条悬架支链所在的铅垂平面相交于同一直线，而转向节3的运动特性由这一特性决定，且上下侧的悬架支链结构相似，因此理论上只需要分析其中上侧(或下侧)两条悬架支链对转向节3的作用即得到转向节3的运动特性。不失一般性，设转动副A₂的轴线到x轴的夹角为ψ(0°＜ψ＜180°)，转动副A₁到坐标原点的距离为a，转动副A₂到坐标原点的距离为b，则可以得到转动副A₁的坐标为(a00)，转动副A₂的坐标为(b cosψ bsinψ 0)。在此基础上，可以设转动副B₁和B₂的坐标依次为 $\left(\begin{array}{ccc}a& y_{B_1}& z_{B_1}\end{array}\right)$ 和

2-RRR机构能够保证悬架支链只有一个自由度，即悬架支链沿轴向移动，因此2-RRR机构可以等效看作一个移动副。若a≠b，则构件容易受到偏心载荷，不利于构型稳定性，因此令a＝b。

在坐标系oxyz中，转动副A₁和B₁轴线的方向向量均为s₁＝(1 0 0)^T，转动副A₂和B₂轴线的方向向量均为s₂＝(cosψ sinψ 0)^T，悬架支链4a等效移动副方向向量为 $s_{4a}={\left(\begin{array}{ccc}0& y_{B_1}& z_{B_1}\end{array}\right)}^T,$ 悬架支链4b等效移动副方向向量为 $s_{4b}={\left(\begin{array}{ccc}{x}_{B_2}-b\cos \mathrm{\ψ}& y_{B_2}-b\sin \mathrm{\ψ}& z_{B_2}\end{array}\right)}^T.$ 图3所示的该悬架机构的俯视图表示了当ψ＝90°时的情况。可以写出转向节3的运动链A₁B₁的运动螺旋系为：

${\$}_{A_1{T}_1{B}_1}=\left[\begin{array}{ccc}{\$}_{A_1}& {\$}_{T_1}& {\$}_{B_1}\end{array}\right]---\left(8\right)$

其中 ${\$}_{A_1}={\left(\begin{array}{cccccc}1& 0& 0& 0& 0& 0\end{array}\right)}^T$

${\$}_{T_1}={\left(\begin{array}{cccccc}0& 0& 0& 0& y_{B_1}& z_{B_1}\end{array}\right)}^T$

${\$}_{B_1}={\left(\begin{array}{cccccc}1& 0& 0& 0& z_{B_1}& {-y}_{B_1}\end{array}\right)}^T$

显然，

降秩的条件是：

$\begin{array}{c}\left|\begin{array}{cc}{y}_{B_1}& z_{B_1}\\ z_{B_1}& -y_{B_1}\end{array}\right|=0\end{array}---\left(C_2\right)$

因为：

$\left|\begin{array}{cc}{y}_{B_1}& z_{B_1}\\ z_{B_1}& -y_{B_1}\end{array}\right|=-(y_{B_1}^2+z_{B_1}^2)$

若同时为零，则转动副A₁和B₁重合。实际中转动副A₁和B₁不重合，因此

不同时为零，条件(C₂)不成立，运动链A₁B₁的终端约束

可以由互易螺旋理论求出。由(2)式可以求出为：

${\$}_{A_1{T}_1{B}_1}^r={\left[\begin{array}{cccccc}1& 0& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& 0& 1& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 1\end{array}\right]}^T---\left(9\right)$

同样，可以写出转向节3的另一运动链A₂B₂的运动螺旋系为：

${\$}_{A_2{T}_2{B}_2}=\left[\begin{array}{ccc}{\$}_{A_2}& {\$}_{T_2}& {\$}_{B_2}\end{array}\right]---\left(10\right)$

其中 ${\$}_{A_2}={\left(\begin{array}{cccccc}\cos \mathrm{\ψ}& \sin \mathrm{\ψ}& 0& 0& 0& 0\end{array}\right)}^T$

${\$}_{T_2}={\left(\begin{array}{cccccc}0& 0& 0& x_{B_2}-b\cos \mathrm{\ψ}& y_{B_2}-b\sin \mathrm{\ψ}& z_{B_2}\end{array}\right)}^T$

${\$}_{B_2}={\left(\begin{array}{cccccc}\cos \mathrm{\ψ}& \sin \mathrm{\ψ}& 0& -z_{B_2}\sin \mathrm{\ψ}& z_{B_2}\cos \mathrm{\ψ}& x_{B_2}\sin \mathrm{\ψ}-y_{B_2}\cos \mathrm{\ψ}\end{array}\right)}^T$

而

降秩的条件是：

$\left\{\begin{array}{c}\left|\begin{array}{cc}{x}_{B_2}-b\cos \mathrm{\ψ}& y_{B_2}b\sin \mathrm{\ψ}\\ -z_{B_2}\mathrm{si\; n\ψ}& z_{B_2}\cos \mathrm{\ψ}\end{array}\right|=0\\ \left|\begin{array}{cc}{y}_{B_2}-\mathrm{bsi\; n\ψ}& z_{B_2}\\ z_{B_2}\mathrm{c\; os\ψ}& x_{B_2}\sin \mathrm{\ψ}-y_{B_2}\cos \mathrm{\ψ}\end{array}\right|=0\end{array}\right.---\left(C_3\right)$

由于移动副的轴线垂直于转动副的轴线，所以有

化简得 $b=x_{B_2}\cos \mathrm{\ψ}+y_{B_2}\sin \mathrm{\ψ},$ 于是有

$\left|\begin{array}{cc}{y}_{B_2}-b\sin \mathrm{\ψ}& z_{B_2}\\ z_{B_2}\cos \mathrm{\ψ}& x_{B_2}\sin \mathrm{\ψ}-y_{B_2}\cos \mathrm{\ψ}\end{array}\right|=-\cos \mathrm{\ψ}[z_{B_2}^2+{(x_{B_2}\sin \mathrm{\ψ}-y_{B_2}\cos \mathrm{\ψ})}^2]$

若

则转动副A₂的轴线与转动副B₂的轴线在同一铅垂平面内。若与

同时为零，则转动副A₂和B₂重合。实际中转动副A₂和B₂不重合，因此

与

不同时为零，又0°＜ψ＜180°，cosψ≠0，因此条件(C₃)不成立，运动链A₂B₂的终端约束

也可以根据(2)式求得：

${\$}_{A_2{T}_2{B}_2}^r={\left[\begin{array}{cccccc}\cos \mathrm{\ψ}& \sin \mathrm{\ψ}& 0& 0& 0& 0\\ 0& 0& 0& \sin \mathrm{\ψ}& -\cos \mathrm{\ψ}& 0\\ 0& 0& 0& 0& 0& 1\end{array}\right]}^T---\left(11\right)$

因此，转向节3所受到的约束为：

${\$}_3^r=\left[\begin{array}{cc}{\$}_{A_1{T}_1{B}_1}^r& {\$}_{A_2{T}_2{B}_2}^r\end{array}\right]---\left(12\right)$

将(12)式代入(2)式可以求出转向节3所具有的自由运动为：

$₃＝(0 0 0 0 0 1)^T  (13)

只要0°＜ψ＜180°，(13)式成立。显然，当ψ＝90°时，式(13)亦成立。式(13)表明转向节3具有一个沿z轴方向平移的自由运动，从而该独立悬架的转向节3可以做单自由度定直线的平移运动。因此，该独立悬架能够使与转向节3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，进而提高了汽车的操纵稳定性、行驶平顺性和乘坐舒适性。同时由于采用了2-RRR机构，使得悬架支链始终沿轴向支链轴线移动，因此悬架支链可以等效为RPR运动链，具有较好的各向刚度。下面将本实用新型所提供的空间多连杆直线导引悬架机构中的悬架支链与专利【1】【2】中悬架支链进行对比分析。

本实用新型所提供的空间多连杆直线导引悬架机构和专利【1】【2】中悬架机构的直线导引运动特性均由悬架支链所在的铅垂平面相交于同一直线或者相交线相互平行所确定，假如悬架支链由于受力变形导致悬架支链所在铅垂平面改变，进而会导致车轮定位参数改变，因此悬架支链必须具有较大的刚度。本实用新型提供的悬架支链等效的RPR运动链机构原理可简化为如图13(b)所示，专利【1】【2】中RRR悬架支链机构原理可简化为如图13(a)所示。RRR(或RPR)运动链端点o固定(与车身或车架联接)，另一端点o₁(与转向节联接)受到力F作用；其中力F与xoz平面垂直；点P为悬架支链上任一点，则RRR运动链对应P点坐标为(x_p，0 z_P)，RPR运动链对应P点坐标为(x_p 0 0)；其他结构参数如图13所示。考虑在力F的作用下，两个运动链中P点的受力状态。为了便于对比分析，规定某一点的受力状态采用如下的表达形式：

T＝[F_x F_y F_z M_x M_y M_z]^T   (14)

其中F_x，F_y，F_z分别表示沿x轴，y轴，z轴的力；M_x，M_y，M_z分别表示沿x轴，y轴，z轴的力矩。根据几何关系易知RRR运动链中Po₁连线与x轴夹角φ₂为：

${\mathrm{\φ}}_2=\arctan \left(\frac{z_P}{d-x_P}\right)---\left(15\right)$

Po₁连线距离为：

$d_{{\mathrm{Po}}_1}=\sqrt{{(d-x_P)}^2+z_P^2}---\left(16\right)$

则RRR运动链中点P的受力状态为：

$T_{\mathrm{RRR}}={\left[\begin{array}{cccccc}0& F& 0& {\mathrm{Fd}}_{{\mathrm{Po}}_1}\sin {\mathrm{\φ}}_2& 0& {\mathrm{Fd}}_{{\mathrm{Po}}_1}\cos {\mathrm{\φ}}_2\end{array}\right]}^T---\left(17\right)$

RPR运动链中点P的受力状态为：

T_RPR＝[0 F 0 0 0 F(d-x_P)]^T  (18)

对比式(17)和式(18)可以发现，在同样的受力情况下，RRR运动链由于轴线不重合，会产生附加沿x轴方向的转矩，受力情况更加复杂。根据理论力学知识，参见【4.梅凤翔等.工程力学[M].北京：高等教育出版社，2003】，可以求得在力F作用下，支链末端点o₁的变形。

假设RRR运动链和RPR运动链各杆的材料相同，且不考虑转动副间隙等因素，设杆的弯曲刚度为EI，扭转刚度为GI_P。接下来首先求RRR运动链末端o₁的变形。

令杆o₁R为刚性杆，杆oR为弹性杆，力F作用下运动链末端o₁的变形为：

${\mathrm{\ϵ}}_{{\mathrm{RRR}}_1}=\frac{{\mathrm{FL}}_1^3}{3\mathrm{EI}}+\frac{{\mathrm{FL}}_1^2{L}_2\cos ({\mathrm{\φ}}_1+{\mathrm{\φ}}_2)}{2\mathrm{EI}}+\frac{{\mathrm{FL}}_2^3{\sin }^2({\mathrm{\φ}}_1+{\mathrm{\φ}}_2)}{{\mathrm{GI}}_P}+d\cos {\mathrm{\φ}}_1(\frac{{\mathrm{FL}}_1^2}{2\mathrm{EI}}+\frac{{\mathrm{FL}}_1{L}_2\cos ({\mathrm{\φ}}_1+{\mathrm{\φ}}_2)}{\mathrm{EI}})---\left(19\right)$

令杆oR为刚性杆，杆o₁R为弹性杆，力F作用下运动链末端o₁的变形为：

${\mathrm{\ϵ}}_{{\mathrm{RRR}}_2}=\frac{{\mathrm{FL}}_2^3}{3\mathrm{EI}}---\left(20\right)$

因此RRR运动链末端o₁的变形为：

${\mathrm{\ϵ}}_{\mathrm{RRR}}={\mathrm{\ϵ}}_{{\mathrm{RRR}}_1}+{\mathrm{\ϵ}}_{{\mathrm{RRR}}_2}---\left(21\right)$

同理，RPR运动链末端o₁的变形为：

${\mathrm{\ϵ}}_{\mathrm{RPR}}=\frac{F{d}^3}{3\mathrm{EI}}---\left(22\right)$

显然d＜L₁+L₂，因此有：

${\mathrm{\&epsiv;}}_{\mathrm{RPR}}=\frac{F{d}^3}{3\mathrm{EI}}<\frac{F{(L_1+L_2)}^3}{3\mathrm{EI}}=\frac{F{L}_1^3}{3\mathrm{EI}}+\frac{F{L}_2^3}{3\mathrm{EI}}+\frac{F{L}_1^2{L}_2}{\mathrm{EI}}+\frac{F{L}_1{L}_2^2}{\mathrm{EI}}<{\mathrm{\&epsiv;}}_{\mathrm{RRR}}---\left(23\right)$

则可求得对应的悬架支链刚度。RRR运动链刚度为：

$K_{\mathrm{RRR}}=\frac{F}{{\mathrm{\&epsiv;}}_{\mathrm{RRR}}}---\left(24\right)$

RPR运动链刚度为：

$K_{\mathrm{RPR}}=\frac{F}{{\mathrm{\&epsiv;}}_{\mathrm{RPR}}}---\left(25\right)$

由式(23)、(24)、(25)可知：

K_PRR＞K_RRR         (26)

式(26)表明RPR运动链刚度较RRR运动链刚度更大，因此在同等条件下，本专利所提供的带有2-RRR伸缩补偿机构的多连杆直线导引独立悬架的刚度较专利【1】【2】中悬架刚度更大。综上分析可以看出，本专利提供的独立悬架不仅受载情况更加简单，而且刚度较大。

2-RRR机构中连杆7a和7b尺寸决定了悬架行程，而且显然当连杆7a和7b中心线共线(θ＝180°)或者重合(θ＝0°)时，该机构处于死点。为了进一步阐明该独立悬架的运动特性，下面结合2-RRR机构机构原理图对悬架行程范围进行分析。

悬架支链4a的机构原理图如图14所示，则悬架支链A₁B₁长为：

$L_{4a}=l_L+l_2\sin \mathrm{\&theta;}+\sqrt{l_3^2-l_2^2{\sin }^2\mathrm{\&theta;}}+l_S---\left(27\right)$

悬架支链的运动行程机构原理图如图15所示，设悬架位于初始位置时之链末端转动副轴线到水平面的距离为h₀，对应连杆7a和水平面的夹角为θ₀(图中未显示)；悬架位于设计上行程极限时，支链末端转动副到水平面的距离为h₁，对应连杆7a和水平面的夹角为θ₁；悬架位于设计下行程极限时，支链末端转动副到水平面的距离为h₂，连杆7a和水平面的夹角为θ₂；悬架支链在水平面上投影距离为d。则根据几何关系可以得到：

初始位置

$h_0=\sqrt{{(l_L+l_2\sin {\mathrm{\&theta;}}_0+\sqrt{l_3^2-l_2^2{\sin }^2{\mathrm{\&theta;}}_0}+l_S)}^2-d^2}---\left(28\right)$

上跳极限位置

$h_1=\sqrt{{(l_L+l_2\sin {\mathrm{\&theta;}}_1+\sqrt{l_3^2-l_2^2{\sin }^2{\mathrm{\&theta;}}_1}+l_S)}^2-d^2}---\left(29\right)$

下跳极限位置

$h_2=\sqrt{{(l_L+l_2\sin {\mathrm{\&theta;}}_2+\sqrt{l_3^2-l_2^2{\sin }^2{\mathrm{\&theta;}}_2}+l_S)}^2-d^2}---\left(30\right)$

因此，悬架上跳行程为：

h_up＝h₀+h₁     (31)

下跳行程为：

h_down＝h₂-h₀    (32)

设悬臂杆长最短时，对应的夹角为θ_lim，则可以得到：

$d=l_L+l_2\sin {\mathrm{\&theta;}}_{\lim }+\sqrt{l_3^2-l_2^2{\sin }^2{\mathrm{\&theta;}}_{\lim }}+l_S---\left(33\right)$

悬架运动链轴线与水平方向的夹角为α，则：

$\mathrm{\&alpha;}=\arccos \left(\frac{d}{L_{4a}}\right)---\left(34\right)$

因此，本实用新型所提供的带有2-RRR伸缩补偿机构的多连杆直线导引独立悬架可以根据实际的悬架系统设计要求，进行悬架行程及相应的其他结构参数设计。该独立悬架相对于目前已知的其他悬架机构，不仅能够保证车轮跳动过程中车轮定位参数不改变，而且其各向刚度大，结构设计简单，结构形式灵活多变，装配调整简单方便。同时，本实用新型除用来作为汽车的独立悬架，还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 (5)

1.一种带有2-RRR伸缩补偿机构的多连杆直线导引独立悬架，包括车身(1)，弹簧减震器系统(2)和转向节(3)；弹簧减震器系统(2)分别与转向节(3)和车身(1)联接；转向节(3)通过轮毂单元与车轮联接，其特征在于：还包括有四条悬架支链，分别是构成上侧悬架支链的上侧第一条悬架支链(4a)、上侧第二条悬架支链(4b)，构成下侧悬架支链的下侧第一条悬架支链(4c)、下侧第二条悬架支链(4d)；所述悬架支链均包括内侧长连杆(5)、外侧短连杆(10)和具有伸缩补偿功能的2-RRR机构。

2.根据权利要求1所述的带有2-RRR伸缩补偿机构的多连杆直线导引独立悬架，其特征在于：所述的2-RRR机构包括两条RRR运动链、内侧固定座(6)、外侧固定座(9)和导向杆(8)；所述RRR运动链包括悬架支链内侧连杆联接连杆(7a)和悬架支链外侧连杆联接连杆(7b)，悬架支链内侧连杆联接连杆(7a)与内侧固定座(6)间通过转动副联接，悬架支链内侧连杆联接连杆(7a)与悬架支链外侧连杆联接连杆(7b)间通过转动副联接，悬架支链外侧连杆联接连杆(7b)与外侧固定座(9)间通过转动副联接。

3.根据权利要求2所述的带有2-RRR伸缩补偿机构的多连杆直线导引独立悬架，其特征在于：所述导向杆(8)为一圆杆，与内侧固定座(6)通过螺纹联接，与外侧固定座(9)间隙配合。

4.根据权利要求1或2或3所述的带有2-RRR伸缩补偿机构的多连杆直线导引独立悬架，其特征在于：所述的2-RRR机构作为整体形成一个2-RRR部件，通过螺栓连接或者焊接与内侧长连杆(5)和外侧短连杆(10)联接，所述内侧长连杆(5)与外侧短连杆(10)均为空心圆杆。

5.根据权利要求1所述的带有2-RRR伸缩补偿机构的多连杆直线导引独立悬架，其特征在于：所述上侧悬架支链中转动副A_i和转动副B_i的轴线均垂直于连线A_iB_i所在的铅垂平面；所述下侧悬架支链中转动副C_i和转动副D_i的轴线均垂直于连线C_iD_i所在的铅垂平面；所述上侧第一条悬架支链(4a)、上侧第二条悬架支链(4b)所确定的两个铅垂平面的交线与下侧第一条悬架支链(4c)、下侧第二条悬架支链(4d)所确定的两个铅垂平面的交线重合或者平行。

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