车辆悬架系统的制作方法

专利名称：车辆悬架系统的制作方法
技术领域：
本发明涉及可以减少或者消除后坐响应的车辆悬架系统。
出于包括运输和休闲的各种目的，使用汽车、自行车、摩托车、所有地面运动车辆以及其他轮驱动车辆。将这些车辆设计为通过能量传递系统使用动力源来驱动一个和多个车轮，该一个和多个车轮通过一个和多个车轮和地面之间的牵引力向地面传递旋转运动。还可以使用车辆穿越如具有铺设路面街道的平坦地面，以及如野外的小路的不平坦地面。和已铺设的路面相比，野外小路通常更崎岖不平并且提供更少的车轮牵引力。在崎岖地区最好驾驶具有悬架系统的车辆。车辆中的悬架系统用于为操作者或骑车人提供更平稳的驾驶，并提高不同区域的车辆牵引。在车辆的前轮和后轮均可使用车辆悬架系统。
悬架系统的一个不良影响是在动力加速期间由于悬架压缩或者拉伸的能量损失。在诸如自行车和太阳能车辆的以低能量动力源驱动的车辆中该能量损失尤其明显。例如，普通的自行车骑车人仅能在短期内施加有限的动力并且在延长的时间内施加更少的动力。因此，即使很小的能量损失也可能会对骑车人的表现和舒适度产生很大的影响。悬架行程是悬架从完全拉伸状态向完全压缩状态移动时悬架式车轮行进的距离。在自行车中，已经在许多设计中增加了悬架行程，并且随着悬架行程的增加，上述的能量损失对于骑车人来说变得更加明显。但是即使对于具有较高动力源的车辆来说，任何能量损失都会降低车辆效率，例如其燃料效率。这里通过需要频繁加速的方式使用车辆，加速度包括正加速度和负加速度，任何由于车辆几何形状导致的能量损失都会显著地影响车辆效率，所述车辆几何形状包括其悬架系统的几何形状和设计。
因此，为了把由车辆悬架系统设计造成的能量损失降低到最小程度，从而提高车辆效率及其环境影响。对于能够更好的保持车辆效率和能量的悬架系统的需求已经变得越来越迫切。本发明提供了用于车辆的可降低其能量损失的悬架系统设计。


图1a所示为根据本发明的某些实施方式采用实现后坐曲线的从动轮悬架系统的链传动车辆的侧视图，所示车辆的从动轮悬架系统处于未压缩状态；图1b所示为从动轮悬架系统处于完全压缩状态的图1a所示的链传动车辆的侧视图；图1c所示为从动轮悬架系统处于完全未压缩状态的图1a和1b所示的链传动车辆侧视图的放大截面；图1d所示为从动轮悬架系统处于完全压缩状态的图1a、1b和1c所示的链传动车辆侧视图的放大截面；图2a所示为根据本发明的某些实施方式采用实现后坐曲线的从动轮悬架系统的轴传动车辆的侧视图，所示车辆的从动轮悬架系统处于未压缩状态；图2b所示为从动轮悬架系统处于完全压缩状态的图2a所示的轴传动车辆的侧视图；图2c所示为从动轮悬架系统处于完全未压缩状态的图2a和2b所示的轴传动车辆侧视图的放大截面；图2d所示为从动轮悬架系统处于完全压缩状态的图1a、1b和1c所示的轴传动车辆侧视图的放大截面；图3和图4示出根据这里公开的后坐曲线图表示的发明的某个实施方式悬架系统的后坐曲线；以及图5-13示出包含发明后坐曲线的悬架系统的替代实施方式，每个所示的实施方式包括弹簧/减震单元(不规则框)和通过枢轴(小圆圈)互连的不同框架构件(粗线)。

发明内容
本发明涉及一种新的车辆悬架系统，例如，自行车、摩托车、汽车、SUV、卡车、两轮车辆、四轮车辆、前轮悬架车辆、从动轮悬架车辆和具有悬架系统的任何其他类型的车辆。在本发明的某些实施方式中，本发明的悬架系统能够促进后坐响应，该后坐响应降低产生于后坐的能量损失。在某个优选实施方式中，本发明的悬架系统能够通过产生抗后坐响应降低由于后坐产生的能量损失。在某一实施方式中，本发明的悬架系统的抗后坐响应随着车辆的悬架行程而改变并且优选的在悬架行程开始阶段较高并在其后降低。
本发明的某些实施方式包括车轮悬架设计，该车轮悬架设计在从动轮悬架行程期间采用变化的后坐响应减少在战术点(tactical point)由悬架运动引起的动力加速。设计采用本发明优选实施方式的车辆可以在具有更低能量损失和比已知系统更稳定的车辆底盘的情况下进行动力加速。
本发明的悬架系统适用于各种车辆并优选地适用于人力车辆。自行车或者其他人力车辆的普通骑手仅能够在短期内施加有限的动力或能量以及在更长的时间周期内施加更低的能量。因此，即使很小的动力损失对于骑手的行为和舒适度都会产生非常不利的影响。因此对于可以更好的保存骑手能量的悬架系统的需求变得更加迫切。本发明提供了一种在动力加速期间降低能量损失的用于车辆的悬架系统设计。
在本发明的某些实施方式中，车轮悬架系统包括连接到轮架单元上的车轮并且所述轮架单元与弹簧减震装置连接；将所述车轮与具有车轮悬架系统的框架结构分离，该车轮悬架系统具有一后坐曲线，该后坐曲线具有随着悬架系统从车轮行程的开始点向车轮行程的终点移动而降低的后坐率。
在本发明的某些实施方式中，可压缩的车轮悬架系统包括连接到轮架单元的车轮并且所述轮架单元与弹簧减震装置连接；将所述车轮与具有车轮悬架系统的框架结构分离，该车轮悬架系统具有一后坐曲线，所述后坐曲线具有不断降低的后坐量，并且所述后坐量不会随着悬架系统从车轮行程的开始点向车轮行程的终点移动而升高。
在本发明的某些实施方式中，可压缩的车轮悬架系统包括一限定的悬架曲线，所述悬架曲线在悬架压缩量最小处具有最大值，并且在该行程的更远点具有最小值，并在整个车轮行程中具有连续降低的后坐量。
在本发明的某些实施方式中，车辆悬架系统包括一限定的后坐曲线，所述后坐曲线在悬架行程的靠前点通常具有负值斜率，在悬架行程的中间点具有较小负值斜率，并在悬架行程的靠后点具有较大负值斜率。
在本发明的某些实施方式中，可压缩的车轮悬架系统包括连接到轮架单元上的车轮并且所述轮架单元与上连杆和下连杆连接，上连杆与弹簧减震装置连接；所述上、下连杆一起以顺时针方向旋转，并且所述上、下连杆将所述轮架与框架结构连接起来，并使车轮与框架结构隔离。所述上连杆和所述下连杆具有投影连杆力线并且所述上连杆投影力线和所述下连杆投影力线在悬架行程的开始点相交，并且所述上连杆投影力线和所述下连杆在行程的靠后点相交。
在本发明的某些实施方式中，可压缩的车轮悬架系统包括连接到轮架单元上的车轮并且所述轮架单元与上连杆和下连杆连接，所述轮架与弹簧减震装置连接；所述上、下连杆一起以顺时针方向旋转，并且所述上、下连杆将所述轮架与框架结构连接起来，并使车轮与框架结构隔离。所述上连杆和所述下连杆具有投影连杆力线并且所述上连杆投影力线和所述下连杆投影力线在悬架行程的开始点相交，并且所述上连杆投影力线和所述下连杆在行程的靠后点相交。
在本发明的某些实施方式中，可压缩的车轮悬架系统包括连接到轮架单元上的车轮并且所述轮架单元与上连杆和下连杆连接，所述下连杆与弹簧减震装置连接；所述上、下连杆一起以顺时针方向旋转，并且所述上、下连杆将所述轮架与框架结构连接起来，并使所述车轮与框架结构隔离，所述上连杆和所述下连杆具有投影连杆力线并且所述上连杆投影力线和所述下连杆投影力线在悬架行程的开始点相交，并且所述上连杆投影力线和所述下连杆在行程的靠后点相交。
在本发明的某些实施方式中，可压缩的车轮悬架系统包括连接到轮架单元上的车轮并且所述轮架单元与上连杆和下连杆连接，所述上、下连杆与弹簧减震装置连接；所述上、下连杆一起以顺时针方向旋转，并且所述上、下连杆将所述轮架与框架结构连接起来，并使所述车轮与框架结构隔离。所述上连杆和所述下连杆具有投影连杆力线并且所述上连杆投影力线和所述下连杆投影力线在悬架行程的开始点相交，并且所述上连杆投影力线和所述下连杆在行程的靠后点相交。
实际上，在悬架系统中精确控制后坐可以在具有良好颠簸柔量的动力加速期间造成很小的悬架移动。越压缩车辆悬架，车轮旋转轴上的弹簧弹力就越高。大部分动力加速发生在悬架行程的前40％。由于在悬架行程开始时弹簧弹力最低，因此此刻悬架更容易被后坐力操纵。如果没有足够的抗后坐力来抑制在悬架行程开始阶段的质量传递，则将对悬架产生压缩，并且当其弹起时，通过减震器会损失能量。和悬架行程的靠后点相比，在悬架行程开始的低弹簧弹力会造成更多的移动。在动力加速期间质量传递造成的悬架移动的最小化减少了此刻减震器的移动量。通过降低减震器的移动量减少了减震器必须消耗的能量，并且因此可以将由动力源提供的大部分加速力用于加速车辆。在悬架行程早期消耗于产生减少移动的抗后坐力的能量小于在悬架移动期间在减震器中要损失的能量。随着该从动轮悬架系统在其行程中被压缩，弹簧弹力增加，因此从动轮抵抗移动的阻力增加。在悬架行程的靠后点，由于增加了的弹簧弹力，后坐力对于车轮悬架的操纵效果降低。可以使用较低的抗后坐量使得可以为向前移动传递更多的能量。
具体实施例方式
为了推动操作者或者骑车人通过某一地区，必须以和车辆所在环境相反的方向对车辆进行加速。为了对所述车辆加速，必须施加一定的能量并将这些能量转化为一个车轮或者多个车轮上的旋转运动。悬架式车轮车辆的能量转化类型存在着广泛的差异。一些车辆比如自行车、三轮车以及脚踏车使用转化的人力转换作为驱动单元。其他车辆使用电动机或者内燃机作为其驱动单元。这些电动机或者内燃机通过控制释放存储的化学能量施加旋转运动。
几乎所有车型都采用某种旋转运动传递系统来从驱动单元向一个或者多个车轮传递旋转力。简单的自行车或者摩托车或者所有地面车辆都采用链条或者皮带从驱动单元向车轮传递动力。通常这些链传动系或者带传动系会在前面使用一个与驱动系统连接的链轮以及在后面使用一个与车轮连接的链轮。
更复杂的自行车、摩托车、所有地面车辆以及汽车均采用从驱动系统向一个或多个从动轮传递动力的轴传动系统。这些轴传动系统通过通常与从动轮旋转轴基本垂直的旋转轴传递动力，动力经由锥齿轮、螺旋锥齿轮、准双曲面齿轮、蜗轮传动系统或者其他装置传递给从动轮。这些单扣齿链和皮带，以及轴传动车辆可以使用直接驱动的单速配置，在这里以恒定不变的速率将驱动单元输出的轴速和扭矩传递给从动轮。这些单扣齿链和皮带，以及轴传动车辆还可以使用公认的多速度配置，这里通过操作人员选择或者自动选择的速率改变机构以可变的速率将驱动单元输出的轴速和扭矩传递给从动轮。
具有更先进设计的自行车包括具有成组的可选择的前链条以及后链轮的变速系统。该变速系统在动力加速期间为自行车骑车人提供可选择使用的机械效益。机械效益选择允许骑车人通过曲柄臂旋转前链轮组从而在从动轮获得较低的转速和较高的扭矩值，或者相反，获得较高的转速以及较低的扭矩。
本发明的某些实施方式涉及在车辆动力加速情况下可以保持低能量损失的悬架系统，所述车辆包括自行车、摩托车、汽车、SUV、卡车或者其他类型车辆。本发明的悬架系统可以广泛适用于各种车辆，这些车辆包括但不限于人力车辆、具有长位移悬架的越野用车辆、高效道路行驶车辆以及其他车辆。
车辆悬架系统通过使车辆的地面接触点远离水平地面的冲击并使该冲击通过可压缩的悬架移动与车辆底盘相关来将车辆底盘与在地面行驶时车辆所受的冲击力隔离。把将底盘和所述冲击隔离的可压缩的悬架移动称为悬架位移或者悬架行程。可压缩悬架行程具有悬架处于完全未压缩状态的开始点以及悬架处于完全压缩态的位移的终点。在与重力平行且反向的方向测量悬架行程位移。在某优选实施方式中，本发明的悬架系统在悬架行程位移的开始阶段使用调谐后坐曲线提供接近或者大于通称为抗后坐的后坐条件的范围的后坐量，并且和位于悬架行程位移靠后点的初始测量相比，具有更接近被通称为抗后坐的后坐条件的后坐量。随着压缩本发明的悬架系统被压缩，弹簧或者减震器单元也受到压缩。随着弹簧或者减震器单元受到压缩，从单元输出的力增加。随着悬架式车轮移动经过其轴轨迹，位于车轮的弹簧弹力增加。悬架式车轮具有可压缩的车轮悬架行程距离，其特点包括悬架完全不压缩到不能再发生悬架延伸的行程开始点，以及悬架完全压缩到不能再发生悬架压缩的行程终点。在车轮悬架行程距离之初，当悬架处于完全未压缩状态时，弹簧处于最小压缩状态，并且易于压缩所述悬架。在某些优选实施方式中，为了抑制悬架在加速情况下由质量传递造成的压缩，在悬架行程开始时需要较高的抗后坐量。随着悬架压缩，车轮上的弹簧弹力上升。当弹簧弹力上升到所述悬架行程中部的水平时，由于所述质量转移不能显著地压缩悬架系统因此由于加速度产生的质量转移对车辆牵引力或者底盘姿态具有很小的影响。就这点来说，在某一优选实施方式中，本发明降低了抗后坐量从而可以出现更多的朝向车轮的质量传递量。这种质量传递提高了车轮牵引力同时为向前推动力传递更多的能量。
图1a示出本发明的某实施方式并且其介绍了一种用于获得后坐点测量的图示方法，以及从现有所需的测量后坐点获得悬架几何运动设计的图示方法。以下为图1a所示从动轮(1)、摆动轮架连杆(2)、上架体操纵连杆(3)、下架体操纵连杆(4)、链条力矢量(5)、驱动力矢量(6)、后坐力矢量(7)、上架体操纵连杆力矢量(8)、下架体操纵连杆力矢量(9)、后坐定点(10)、后坐配置线(11)、下后坐测量定线(12)、测量后坐距离(13)、从动轮轴轨迹(14)、从动轮悬架行程距离(15)、车辆底盘(16)、从动轮轮胎与地面接触区域的中心(31)。
图1a举例说明当从动轮1悬架系统在其从动轮悬架行程距离15中完全未压缩时，示出了其和车辆底盘16相关的后坐力矢量7。在图1a中还示出后坐力矢量7的测量后坐距离13，该距离13为所述下后坐测量定线12和后坐定点10之间的垂直距离。随着压缩所述悬架系统使其经过其从动轮悬架行程距离15，利用在整个从动轮悬架行程距离15上的测量后坐距离13的变化来建立后坐曲线17。图1b所示为从动轮悬架系统处于完全压缩状态的图1a所示的链传动车辆的侧视图。进一步举例说明某几个实施方式，例如，示出了对获得后坐点测量的图示方法有用的矢量。同时还举例说明用于从现有的所需测量后坐点获得悬架几何运动设计的图示方法。除了图1a中所示内容以外，图1b还包括如下上连杆固定枢轴(20)；下连杆固定枢轴(21)；上连杆浮动枢轴(22)、下连杆浮动枢轴(23)、瞬时力中心(24)、从动轮旋转轴(25)、链条力矢量和驱动力矢量交点(26)、驱动嵌齿轮(27)、从动嵌齿轮(28)、驱动嵌齿轮旋转轴(29)。
图1b举例说明随着完全压缩从动轮1悬架系统使其经过从动轮悬架行程距离15，其后坐力矢量7相对于车轮底盘16移动。所述后坐力矢量7的测量后坐距离13相对于图1a所示的测量后坐距离13有所降低，该后坐距离13为下后坐测量定线12和后坐定点10之间的垂直距离。在某些优选实施方式中，利用在整个从动轮悬架行程距离15上的测量后坐距离13的变化来建立后坐曲线17。图1b示出用于从链传动车辆几何形状获得后坐曲线17或者通过后坐曲线17获得链传动车辆几何形状的图示方法。在图1b所示的车辆中，从动轮1与枢接在上架体操纵连杆3的一端的摆动轮架连杆2连接。上架体操纵连杆3通过上连杆固定枢轴20通过枢轴连接到车辆底盘16上。下架体操纵连杆4也连接到摆动轮架连杆2上。下架体操纵连杆4通过下连杆固定枢轴21与车辆底盘16连接。根据摆动轮架连杆2的上枢轴和上连杆固定枢轴20绘制上架体操纵连杆力矢量8。在图中绘制上架体操纵连杆力矢量8使其与根据摆动轮架连杆2枢轴和下连杆固定枢轴21绘制的下架体操纵连杆力矢量9相交。上架体操纵连杆力矢量8和下架体操纵连杆力矢量9的交点称为瞬时力中心24。绘制驱动力矢量6开始于从动轮旋转轴25，并经过该瞬时力中心24。绘制链条力矢量5使其和驱动嵌齿轮27以及从动嵌齿轮28的顶部相切，并且在链条力矢量和驱动力矢量的交点26与驱动力矢量6相交。以从动轮轮胎与地面接触区域的中心31为开始点绘制后坐力矢量7，并且该后坐力矢量7在终止于后坐配置线11以前，经过链条力矢量和驱动力矢量交点26。后坐力矢量7和所述后坐配置线的交点称为后坐配置点10。以和重力垂直的角度绘制后坐配置线11。下后坐测量定线12被绘制为开始于从动轮轮胎与地面接触区域的中心31并垂直终止于后坐配置线11。从下后坐测量定线12到后坐配置点10的垂直高度称为测量后坐距离13。所述测量后坐距离13随着从动轮悬架行程距离15的压缩而变化，并且用于产生图3和4所示的后坐曲线图中的后坐曲线17。
图1c所示为从动轮悬架系统处于完全未压缩状态的图1a和1b所示的链传动车辆的侧视图的放大截面。
图1d所示为从动轮悬架系统处于完全压缩状态的图1a、1b和1c所示的链传动车辆的侧视图的放大截面。图1c和1d还举例说明了某些实施方式，例如，对于用于获得后坐点测量的图示方法以及对于通过现有所需的测量后坐点获得悬架几何运动设计的图示方法有用的点和矢量。
图2a所示为本发明的某些实施方式并且其介绍了用于获得后坐点测量的图示方法以及通过现有所需的测量后坐点获得悬架几何运动设计的图示方法。以下为图2a所示内容从动轮(1)、摆动轮架连杆(2)、上架体操纵连杆(3)、下架体操纵连杆(4)、后坐力矢量(7)、上架体操纵连杆力矢量(8)、下架体操纵连杆力矢量(9)、后坐定点(10)、后坐配置线(11)、下后坐测量定线(12)、测量后坐距离(13)、从动轮轴轨迹(14)、从动轮悬架行程距离(15)、车辆底盘(16)、从动轮轮胎与地面接触区域的中心(31)。
图2a举例说明当从动轮1悬架系统在其从动轮悬架行程距离15中完全未压缩时，示出了其限定的和车辆底盘16相关的后坐力矢量7。在图2a中还示出后坐力矢量7的测量后坐距离13，该距离13为所述下后坐测量定线12和后坐定线10之间的垂直距离。随着压缩所述悬架系统使其经过其从动轮悬架行程距离15，利用在整个从动轮悬架行程距离15上的测量后坐距离13的变化来建立后坐曲线17。
图2b所示为从动轮悬架系统处于完全压缩状态的图2a所示的轴传动车辆的侧视图。进一步举例说明某几个实施方式，例如，示出了对获得后坐点测量的图示方法有用的矢量。同时还举例说明用于从现有的所需测量后坐点获得悬架几何运动设计的图示方法。除了图2a中所示内容以外，图2b还包括以下上连杆固定枢轴(20)；下连杆固定枢轴(21)；上连杆浮动枢轴(22)、下连杆浮动枢轴(23)、瞬时力中心(24)、从动轮旋转轴(25)、链条力矢量和驱动力矢量交叉点(26)、驱动嵌齿轮(27)、从动嵌齿轮(28)、驱动嵌齿轮旋转轴(29)。
图2b举例说明随着完全压缩从动轮1悬架系统使其经过从动轮悬架行程距离15，所述悬架系统限定的后坐力矢量7相对于车辆底盘16移动。所述后坐力矢量7的测量后坐距离13相对于图2a所示的测量后坐距离13有所降低，该后坐距离13为下后坐测量定线12和后坐定点10之间的垂直距离。利用在整个从动轮悬架行程距离15上的测量后坐距离13的变化来建立后坐曲线17。图2b示出用于从轴传动车辆几何形状获得后坐曲线17或者通过后坐曲线17获得轴传动车辆几何形状的图示方法。在图2b所示的车辆中，从动轮1与枢接在上架体操纵连杆3一端的摆动轮架连杆2连接。所述上架体操纵连杆3在上连杆固定枢轴20通过枢轴连接到车辆底盘16上。下架体操纵连杆4也连接到摆动轮架连杆2上。下架体操纵连杆4在下连杆固定枢轴21与车辆底盘16连接。根据摆动轮架连杆2的上枢轴和上连杆固定枢轴20绘制上架体操纵连杆力矢量8。绘制上架体操纵连杆力矢量8使其与根据摆动轮架连杆2的下枢轴和下连杆固定枢轴21所绘制的下架体操纵连杆力矢量9相交。上架体操纵连杆力矢量8和下架体操纵连杆力矢量9的交点称为瞬时力中心24。以从动轮轮胎与地面接触区域的中心31为开始点绘制后坐力矢量7，并且所述后坐力矢量7在终止于后坐配置线11以前，经过瞬时力中心24。后坐力矢量7和所述后坐配置线的交点称为后坐配置点10。以和重力垂直的角度绘制后坐配置线11。绘制下后坐测量定线12使其开始于从动轮轮胎与地面接触区域的中心31并垂直终止于后坐配置线11。从下后坐测量定线12到后坐配置点10的垂直测量值称为测量后坐距离13。所述测量后坐距离13随从动轮悬架行程距离15压缩而变化，并且用于建立如图3和4所示的后坐曲线图中的后坐曲线17。
图2c所示为从动轮悬架系统处于完全未压缩状态的图2a和2b所示的轴传动车辆侧视图的放大截面。
图2d所示为从动轮悬架系统处于完全压缩状态的图2a、2b和2c所示的轴传动车辆侧视图的放大截面。图2c和2d还举例说明了某些实施方式，例如，对于用于获得后坐点测量的图示方法以及对于通过现有所需的测量后坐点获得悬架几何运动设计的图示方法有用的点和矢量。
图3示出根据这里公开的后坐曲线图表示的本发明的某些实施方式的悬架系统的后坐曲线。在x轴上示出总悬架行程的百分数，在y轴上示出总后坐的百分数。图3举例说明悬架曲线(17)。图3所示后坐曲线的斜率和形状提供了由本发明的悬架系统产生的后坐曲线的例子，例如，悬架系统包括如图1a-1d和图2a-2d所示的特征。图3还举例说明了用于获得后坐曲线图的图示方法。
图4所示为根据本发明的某些实施方式的悬架系统的后坐曲线。在x轴上示出总悬架行程的百分数，在y轴上示出总后坐的百分数。图4举例说明具有描述沿后坐曲线上某个点的曲线斜率的切线的后坐曲线17。通过切线示例的斜率是第一后坐曲线斜率18、第二后坐曲线斜率19和第三后坐曲线斜率30。图4举例说明通过本发明某些实施方式的悬架系统产生的后坐曲线17的斜率，例如，悬架系统包括如图1a-1d和图2a-2d所示的特征，并且斜率随着车辆悬架行程距离增加而变化。所产生的后坐曲线17具有位于悬架行程开始点的具有负值的第一后坐曲线斜率18，位于悬架行程的中间点的第二后坐曲线斜率19，其大于或者负数程度小于悬架行程中第一后坐曲线斜率18，以及位于悬架行程终点的第三后坐曲线斜率30，其小于或者负数程度大于第二后坐曲线斜率19。
图5-13示出包含发明后坐曲线的悬架系统的替代实施方式。每个所示的实施方式包括弹簧/减震单元(不规则框)和通过枢轴(小圆圈)互连的不同框架构件(粗线)。
现在说明质量传递。所有的车辆都有质量。静态悬架车辆系统的质量可以如图1所示建模。具有悬架系统的车辆的全部质量可以分为簧上质量和簧下质量。簧下质量由所有随着悬架式车轮移动的车辆部件的总和构成。簧上质量由在悬架式车轮移动时仍保持静止的车辆部件总和构成。图2所示的簧上质量的动态中心为骑车人和/或乘客质量和车辆质量的组合。
总是由车辆轮胎的组合来完全支撑骑车人的质量和自行车的簧上质量的组合。向前加速时从车辆前轮向车辆从动轮传递质量，刹车时从车辆前轮向车辆从动轮传递质量。从动轮上的控制仅向从动轮传递所有质量，并且前轮上的控制仅向前轮传递所有质量。
由于轴距(WB)短并且重心(CG)高，和现有的其他设备相比，摩托车和自行车要经受更大的负载传递影响。从地面到CG的距离和车轮接触地面的点之间距离(WB)的比例描述了这一点。例如，普通自行车重心和轴距的比例约为100％，摩托车接近50％，并且客车通常为25％。有时将质量传递称为负载传递。
现在讨论质量传递中的能量损失。从动轮悬架系统的一个不良影响是在动力加速期间关于悬架过度压缩或者拉伸的能量损失。将这种悬架压缩或者拉伸归类为后坐。
悬架系统的几何形状以及车辆驱动系统组件之间的位置关系可以大大影响车辆底座中力的内部分布。随着悬架系统循环经过其悬架行程，悬架系统和车辆驱动系统的位置关系会随之改变，同时，悬架的几何形状本身也会随之改变。正是这些内力的波动控制悬架对于动力加速和刹车做出响应。车辆相对于重力的姿态以及簧上质量重心变化也会控制悬架对动力加速和刹车做出响应。为了确定后坐特性，在比较相似车辆时认为这些外力是静止的并且是相等的。
后坐是在动力加速期间导致后悬架延伸或者压缩的底盘内力的结果。后坐是随着整个悬架行程而改变的瞬时状态。通过簧上质量CG的设置、悬架的几何形状、动力系组件的位置以及车辆正在行进中的重力等级来控制瞬时后坐响应。簧上质量CG的位移仅限定存在于悬架中的后坐量，而不会改变后坐状态。所述后坐状态限定后坐力相对于重力的方向。
存在三个必须考虑的后坐状态。第一个状态是预后坐(pro-squat)，表示当后悬架在动力加速情况下由悬架内力强迫压缩时所表现的状态。所述第二状态为抗后坐。抗后坐表示在动力加速情况下由悬架内力阻碍后悬架压缩时所表现的状态。第三状态为零后坐。零后坐仅在预后坐和抗后坐之间的瞬时出现，此时在动力加速期间不存在悬架控制力。工作在在零后坐点的车辆悬架无法使用加速力来控制悬架反应。
后坐力的作用和支撑悬架式车辆的弹簧力无关。由于所述后坐力和车辆弹簧力无关，当加速时，车辆悬架的弹簧力和后坐力一起作用于车辆悬架。当车辆行驶在崎岖路面悬架系统受到压缩以及拉伸时，悬架式车辆使用弹簧支撑车辆底盘和减震器以消除冲击能量。弹簧可以是压缩气体弹簧、板簧或者卷簧形式，并且减震器可以采用流体或者摩擦来消除能量。当车辆处于静止状态时，对悬架式车轮进行一定量的压缩使得悬架式车轮可以沿凸凹不平的不规则路面行进。支撑车轮悬架的弹簧用作能量存储设备。车辆悬架使用减震单元消除弹簧压缩后存储于弹簧上的能量。弹簧压缩的越紧，存储的能量就越多，当弹簧回弹时通过减震器消除的能量也更多。由于弹簧力随着车轮压缩进入其悬架行程而增加，因此悬架式车轮上的力也增加。
现在讨论后坐曲线图。后坐曲线图表示在动力加速情况下由可压缩的悬架系统产生的后坐。绘制所述后坐曲线图使得在X轴上示出悬架行程的百分数，并在正方向上增加。在x轴的最左边示出了悬架压缩为0％的最小的悬架行程，并且在x轴的最右边示出了悬架压缩为100％的最大悬架行程。测量悬架压缩百分数并以总悬架压缩的5％的最小增量来绘图，以数量逐步上升的方式在y轴绘制测量的总后坐百分数。将最大的后坐量定为100％，并示于y轴的顶端。这些数值直接来自于后坐点，该数值从后坐配置线上所绘制的后坐点测量得到。通过到下后坐测量定线的垂直距离进行测量。总是在零后坐状态点测量到百分之零的后坐。当该后坐点恰好位于下后坐测量定线时测量到该零后坐状态。在该点，后坐测量结果没有数值。位于下后坐定线以下的后坐点的任何测量结果都等于预后坐量，并且必须表示为100％后坐值的负百分数。将在通称为抗后坐的后坐状态范围中接近最高或最高的后坐量列为最高的正后坐值，并且将较低的抗后坐量、零后坐量、和预后坐量列为最高抗后坐值的较低百分数。当后坐曲线交叉或终止于所述y轴的零值时表示零后坐，并将预后坐绘制为位于所述x轴下方的负y轴百分数。例如，如果后坐曲线开始于作为零悬架压缩点的所述下后坐测量定线以上100毫米处，就在y轴数值为1和x轴数值为0处绘制该点。如果作为100％悬架压缩点的后一点位于所述下后坐测量定线以下100毫米处，就在y轴数值为-1和x轴数值为1处绘制该点。在后坐曲线图中，应该将相当于100％悬架行程的距离和相当于100％后坐的距离设定为相等的距离。因此，后坐的零值到后坐的最大值之间的距离等于悬架压缩的零值到悬架压缩的最大值之间的距离。当已知所需后坐点数值并且相对于其相应的悬架压缩测量值百分数作图时，可以采用典型的绘图方法从点到点连接各点。然后使曲线与点到点图形匹配使得该曲线表示为点到点图形的最佳平滑匹配版本。获得这种曲线最有效的方法是使用诸如由Microsoft Corporation，OneMicrosoft Way，Redmond，WA98052-639，USA提供的Microsoft Excel。用户可以输入开始于百分之零测量终止于百分之百测量的上升的悬架行程测量，并且可以输入和他们悬架行程百分比测量值相符的测量的或者优选的后坐点测量结果。然后可以使用Microsoft Excel来建立这些点的图形，该图形具有与所绘制的点相匹配的曲线。所绘制的这个曲线就是所讨论的后坐曲线。
通过标准坐标几何等式斜率＝升起/延伸，定义曲线上两个点之间的后坐曲线的斜率。一后坐曲线在零悬架行程具有一后坐量，在进入车轮悬架行程压缩10％的点具有少了20％的后坐量，该后坐曲线的斜率为-2，因为所述等式斜率＝升起/延伸，因此-0.2/0.1＝-2。一后坐曲线在零悬架行程具有一预后坐量，在进入车轮悬架行程压缩10％的点具有多了20％的预后坐量，该后坐曲线的斜率为-2，因为所述等式斜率＝升起/延伸，因此-0.2/0.1＝-2。通过绘制整个悬架行程的后坐百分比可以对任何车轮悬架系统建立后坐曲线。
在某些实施方式中，根据本发明的悬架系统具有带有负值或者下降的斜率的后坐曲线。在某些优选实施方式中，所述后坐曲线的斜率在悬架行程的开始比在悬架行程的中间或中部范围更趋向负值。在某些其他优选实施方式中，所述后坐曲线的斜率在悬架行程的末端比在悬架行程的中间或中部范围具有更趋向负值。在某些其他优选实施方式中，所述后坐曲线的斜率在悬架行程的开始比在悬架行程的末端更趋向负值。
在某些实施方式中，悬架行程的开始为悬架行程的0％到50％，或大约0％到大约50％；或者悬架行程的0％到40％，或者大约0％到大约40％；或者悬架行程的0％到30％，或者大约0％到大约30％；或者悬架行程的0％到20％，或者大约0％到大约20％；或者悬架行程的0％到10％，或者大约0％到大约10％；或者悬架行程的0％到5％，或者大约0％到大约5％；或者悬架行程的0％或者约0％。在某些实施方式中，悬架行程的中间或者中部范围为悬架行程的25％到75％，或者大约25％到大约75％；或者悬架行程的30％到70％，或者大约30％到大约70％；或者悬架行程的35％到65％，或者大约35％到大约65％；或者悬架行程的40％到60％，或者大约40％到大约60％；或者悬架行程的45％到55％，或者大约45％到大约55％；或者悬架行程的50％或者大约50％；或者悬架行程的60％到80％，或者大约60％到大约80％；或者悬架行程的65％到75％，或者大约65％到大约75％；或者悬架行程的70％或者大约70％；或者悬架行程的50％到60％，或者大约50％到大约60％。在某些实施方式中，悬架行程的末端为悬架行程的70％到100％，或者大约70％到大约100％；或者悬架行程的75％到100％，或者大约75％到大约100％；或者悬架行程的80％到100％，或者大约80％到大约100％；或者悬架行程的85％到100％，或者大约85％到大约100％；或者悬架行程的90％到100％，或者大约90％到大约100％；或者悬架行程的95％到100％，或者大约95％到大约100％；或者悬架行程的100％或者约100％。
在某些实施方式中，本发明的悬架系统具有一后坐曲线，在悬架行程开始该后坐曲线的斜率为-0.2到-5，或者大约-0.2到大约-5；为-0.5到-4.5，或者大约-0.5到大约-4.5；为-0.75到-4.0，或者大约-0.75到大约-4.0；为-1.0到-3.5，或者大约-1.0到大约-3.5；为-1.5到-3.0，或者大约-1.5到大约-3.0；为-2.0到-2.5，或者大约-2.0到大约-2.5。在某些实施方式中，本发明的悬架系统具有一后坐曲线，在悬架行程中间或者中部范围该后坐曲线的斜率为-0.0001到-5，或者大约-0.0001到大约-5；为-0.01到-4.0，或者大约-0.01到大约-4.0；为-0.1到-3.0，或者大约-0.1到大约-3.0；为-0.2到-2.0，或者大约-0.2到大约-2.0；为-0.3到-1.2，或者大约-0.3到大约-1.2；为-0.4到-0.8，或者大约-0.4到大约-0.8。在某些实施方式中，本发明的悬架系统具有一后坐曲线，在悬架行程末端该后坐曲线的斜率为-0.0002到-1000，或者大约-0.0002到大约-1000；为-0.1到-500，或者大约-0.1到大约-500；为-0.2到-50，或者大约-0.2到大约-50；为-0.3到-10，或者大约-0.3到大约-10；为-0.4到-5.0，或者大约-0.4到大约-5.0；为-0.6到-2.0，或者大约-0.6到大约-2.0。
现在讨论图示的运动后坐曲线。可以使用图示方法来确定用于获得悬架的所需后坐曲线的悬架运动设计。对于轴传动和链传动车辆，直到对每个动力系的单独特征进行分解以前，其图形设计是一样的。任何在车辆中的悬架式车轮都具有轴轨迹，当悬架通过悬架行程移动时车轮沿着该轴轨迹移动。轴轨迹的曲率及其关于具体动力系组件的设计限定了后坐曲线。后坐曲线是当悬架系统从悬架行程的初始未压缩点到其末端完全压缩点进行悬架行程循环时，在动力加速情况下产生的后坐的变化量和变化方向的测量结果。在悬架行程中的每个瞬时点都具有相应的瞬时后坐量。可以将这些瞬时后坐点测量或者绘制为位于下后坐配置线的垂直距离上的后坐配置线上的点。当已知悬架行程中瞬时点上的所需后坐瞬时量时，可以结合悬架处于未压缩状态的开始及其处于完全压缩状态的末端以及相对于车辆几何形状绘制后坐定点，从而获得可以实现所需后坐曲线的悬架运动设计图。在悬架系统处于完全未压缩状态的点测量后坐曲线开始值。当悬架向完全压缩的方向进一步循环通过悬架行程，并在总悬架行程增量5％处暂停时，和其相关的总悬架行程增量上升百分数相对应，进一步测量并绘制后坐点。在和重力平行并相反的方向而且与瞬时后坐点测量平行的方向上测量悬架行程位移。在后坐定点旁边绘制关键的而且已知的先前存在的定点诸如车辆轴距、动力系位置、质心，从而获得车辆后坐性能的清晰图像。用于获得和限定后坐性能的车辆图总是和以侧视图形式表示的车辆一起展示。
在和重力平行且相反的方向绘制后坐配置线，经过轮胎和地面之间的前车轮接触区域的中心并在更远点终止。在该后坐配置线上绘制从上述后坐曲线中直接提取的后坐定点。从从动轮轮胎与地面接触区域的中心绘制垂直并终止于后坐配置线的下后坐测量定线。在后坐定线上相对于另一个点，并相对于下后坐测量定线绘制后坐定点。绘制在下后坐测量定线以上的后坐定点与后坐量有关。绘制在下后坐测量定线上的后坐定点和零后坐量有关。绘制在后坐下测量定线以下的后坐定点和预后坐量有关。从从动轮轮胎与地面接触区域的中心向后坐配置线上的后坐置点绘制后坐力矢量。随着悬架在悬架行程中经过瞬时测量点，以后轮轮胎与地面接触区域的中心为开始点，并以后坐配置线上绘制的相应的测量瞬时后坐点为终点绘制后坐力矢量。
当对于诸如轴传动或者链传动的不同类型动力传递系统进行详细的因子分解时，必须进行通过所需后坐曲线获得具体的悬架系统运动设计的图示方法的转换。
轴传动系统通常使用通过旋转运动从动力单元输出轴向车轮轴传送动力的动力传递系统。通常在一个平面上以接近垂直的角度固定两个轴。动力传递系统可以为从齿轮、嵌齿轮到摩擦轮的各种类型以及其他类型的系统，这里全部称为嵌齿轮。这些轴传动系统的特征包括可旋转地连接到动力单元输出的驱动嵌齿轮、从驱动嵌齿轮向相对垂直的轴传递旋转运动的第一中间嵌齿轮、从轴向从动嵌齿轮传递旋转运动的第二中间嵌齿轮，其中该从动嵌齿轮可旋转地连接到车轮的旋转轴上。
轴传动车辆的动力系和悬架通常采用两种形式其中之一。即，单枢轴系统或者多连杆系统。简单的单枢轴系统的特征包括固定到并容纳于围绕单独枢轴旋转的摆动轮架连杆中的驱动嵌齿轮。在该结构中，仅存在一个将摆动轮架连杆连接到车辆框架结构上的枢轴。旋转驱动扭矩与从动嵌齿轮轴承座作用方向相反，该从动嵌齿轮轴承座是摆动轮架连杆的一部分。摆动轮架连杆中的驱动扭矩的反作用引起围绕连杆单个结构枢轴旋转的扭矩。该扭矩和通过与地面结合的车轮轮胎通过轮胎与地面接触区域施加的驱动力求和来计算后坐响应。在绘出的后坐力矢量上的任何点都可以找出单枢轴驱动轴传动系统的瞬时枢轴位置，该后坐力矢量与所需的瞬时后坐响应相关。这些单枢轴系统产生线性后坐曲线。
可以使用多枢轴连杆装置改变后坐特性并在轴传动车轮悬架系统中获得可变后坐曲线。多连杆轴传动悬架系统将经过从动嵌齿轮的扭距和摆动连杆系统相隔离。在4连杆的变形中，从动嵌齿轮连接到在第一摆动连杆一端枢接的摆动轮架连杆上。该第一架体操纵连杆在和摆动轮架连杆枢轴相对的一端通过枢轴连接到车辆底盘上。和单枢轴轴传动系统中讨论的工作情况一样，反作用扭矩用于相对第一架体操纵拉杆旋转该摆动轮架连杆。第二架体操纵连杆也连接到摆动轮架连杆上。该第二架体操纵连杆以不同于第一架体操纵连杆的位置连接到车轮底盘上。该第二架体操纵连杆用于阻止摆动轮架连杆相对第一架体操纵连杆的自由旋转。为了找出可给出所需瞬时后坐量的瞬时架体操纵连杆枢轴点，必须绘出其相关的所需后坐力矢量。接下来限定两个摆动轮架连杆枢轴。绘制架体操纵连杆的力线使得该力线恰好经过和所述摆动轮架连杆上的枢轴一致的后部枢轴的中心。绘制架体操纵连杆的力线使他们在所需后坐力矢量上相交。根据相应的第一和第二架体操纵连杆的力线定位第一和第二车辆底盘枢轴从而获得所需的瞬时后坐响应。在悬架行程的多个点上将架体操纵连杆力线和所需的后坐力矢量画到一起使得设计者可选择枢轴点位置以及获得所需的可变后坐曲线的运动悬架设计。
链传动动力系统使用链条或者皮带在两个基本平行的轴之间传递动力。由于其重量轻、具有鲁棒性、生产和应用简单，因此该链传动系统普遍应用于摩托车、ATV以及自行车中。该链传动系统的特征包括驱动嵌齿轮和从动嵌齿轮，该驱动嵌齿轮和动力源连接，并且该从动嵌齿轮可旋转地连接到车轮的旋转轴上。一个或多个从动轮通过轴承或者轴衬系统连接到摆动连杆或者连杆装置系统中，该轴承或者轴衬系统使得一个或多个从动轮相对于摆动连杆或者连杆装置系统进行旋转运动。
链传动悬架通常采用几种形式其中之一。其包括单枢轴系统、多连杆系统、凸轮/轨道型系统以及弯曲型系统。该悬架还具有可变链线(chainline)型设计，该可变链线型设计通过使用随悬架移动的滑轮系统控制链条力矢量线。单枢轴系统采用单枢轴悬架连杆在悬架式车轮和底盘之间传递力。多连杆系统采用可绕轴旋转的悬架连杆的布局在悬架式车轮和底盘之间传递力。实践中也可以采用使用滑动元件而不是链条来实现从车轮轴到底盘的力传递的凸轮/轨道系统，不过这种系统并不常用。弯曲型系统使用挠曲元件从悬架式车轮向底盘结构传递力。在上述提到的所有类型链传动车轮悬架系统中，可以将驱动力表示为垂直于从动轮轴轨迹绘出的矢量。在链传动悬架中，和链条拉力比较，驱动力总是主要的分力。
在链传动车辆底盘中存在两种产生后坐响应的内力。该两种内力为驱动力和链条拉力。
当加速链传动车辆时，力从动力源传递到驱动嵌齿轮。该驱动嵌齿轮通过链条向从动嵌齿轮传递该力。位于拉紧链条中的力的方向和大小称为链条拉力。提出一种固定链线型设计，在任何瞬时点，在底盘结构上可旋转地固定单一的驱动嵌齿轮，并且将从动嵌齿轮连接到悬架部件上，力通过链条从驱动嵌齿轮传递到从动嵌齿轮。在该固定链线型设计中，该链线力矢量一端位于链条相对于车辆底盘结构固定处的拉紧的链线切点，并且另一端位于移动滑轮的拉紧的链线切点。
在可变链线型设计中，通过采用随悬架移动的滑轮系统控制链条力矢量线，该链线力矢量一端位于链条相对于车辆底盘结构固定处的拉紧的链线切点，并且另一端位于移动滑轮的拉紧的链线切点。在该应用中还可以用滑动元件替换滑轮。
在链传动动力系统中，从动嵌齿轮可旋转地连接到车轮/轮胎组合上。该车轮推压地面产生摩擦力。由于车轮旋转，在后轮毂施加通过车轮结构从接触区域传递的驱动力和力。可以通过车轮悬架系统将该推力传递给底盘，最终推动车辆前进。该推力这里称为驱动力。通常该驱动力的方向被测量并表示为从从动轮旋转轴垂直于从动轮轴轨迹的矢量，这里轴轨迹定义为当悬架在悬架行程中移动时悬架式车轮旋转轴所行进的路线。根据悬架设计该轴轨迹可以是曲率恒定或者曲率可变的线。
简单的单枢轴系统的特征包括可旋转地连接到车轮上的从动嵌齿轮，该车轮可旋转地连接到围绕单一枢轴旋转的摆动轮架连杆。在该结构中，该悬架车轮沿恒定半径的弧行进。为了找到给出所需瞬时后坐量的单枢轴链传动系统的瞬时摆动连杆枢轴点，必须绘制其相关的所需后坐力矢量。由于在单枢轴悬架中只有一个连杆，因此该摆动连杆枢轴和驱动力线一致。在侧视图中绘制了所需车辆几何形状。该车辆几何形状包括尺寸、位置和车辆轮胎的中心点、动力系分量设计和重力方向。首先绘制后坐配置线。如前所述从后轮轮胎接触区域的中心到后坐配置线上的所需后坐配置点绘制所需后坐力矢量。接下来，如前所述关于动力分量绘制链条力矢量。绘制该链条力矢量使其与后坐力矢量相交。最后，从后车轮轴中心向后坐力矢量和链条拉力矢量的交点绘制驱动力矢量。单枢轴摆动连杆悬臂的枢轴点位于沿驱动力矢量的任意点以达到所需的瞬时后坐量。在悬架行程的多个点上将链条拉力矢量和后坐力矢量绘制到一起使得设计者可以找出多个经过悬架行程的多个点的驱动力矢量。在悬架行程中不同点的重叠驱动力矢量的交点限定单个枢轴点的位置以及可以获得所需后坐曲线的运动悬架设计。
多连杆系统、凸轮/轨道(滑动连杆)型系统以及弯曲型系统的特点是具有旋转地连接到车轮上的从动嵌齿轮，该车轮旋转地连接到沿着由多元件系统限定的轴轨迹移动该车轮的摆动轮架连杆。为了有助于进行多元件系统的分析，和试图首先限定元件并随后测量作为附产物的轴轨迹以获得所需结果相反，最简单的方法是限定或者测量引导车轮的轴轨迹，然后限定可给出所需轴轨迹的元件。多元件系统和单固定枢轴系统不同，没有限定枢轴点的单独硬件。该多元件系统采用连杆或者凸轮的组合设计虚拟或者瞬时枢轴点。在沿着驱动力矢量的点上总是可以找到枢轴点，如上所述，该驱动力矢量垂直于从动轮轴轨迹绘制。
为了找到可给出所需瞬时后坐量的轴轨迹，必须绘出其相关的所需后坐力矢量。在侧视图中绘出所需车辆几何形状。该车辆几何形状包括尺寸、位置、车辆轮胎的中心点、车辆地平面、动力系分量设计和重力方向。在悬架式车轮处于零压缩悬架行程点时，车辆的车轮悬架系统总是具有最小的悬架行程点，并且在悬架式车轮处于百分之百压缩悬架行程点时，车辆的车轮悬架系统总是具有最大的悬架行程点。必须做几个重叠图形以获得后坐曲线。已经发现用于从采用后坐力矢量的图示方法绘制出的精确的后坐曲线的后坐压缩位移的最小增量为在绘出的后坐力矢量之间总悬架压缩位移的5％。首先绘制后坐配置线。从从动轮接触区域的中心向上述后坐配置线上的所需后坐配置点绘制所需后坐力矢量。接下来，关于如上所述的动力系分量绘制链条力矢量。绘制该链条力矢量使其与后坐力矢量相交。最后，从从动轮轴中心向后坐力矢量和链条拉力矢量的交点绘制驱动力矢量。单枢轴摆动连杆悬臂的瞬时枢轴点可位于沿驱动力矢量的任意点以实现所需的瞬时后坐量。在悬架行程中的多个点上将链条拉力矢量和后坐力矢量绘制到一起使得设计者可找出多个经过悬架行程的点的驱动力矢量。在悬架行程中不同点的重叠的驱动力矢量的交点限定经过悬架行程的瞬时枢轴点的运动以及可以获得所需后坐曲线的运动悬架设计。对于多元件系统，有许多可根据所需轴轨迹限定元件设计的方法，例如，采用运动分析计算机软件。名为SyMeth和SAM的能执行该具体功能的软件已经上市，其中SyMech由SyMech有限公司，Townsend街600号，旧金山，加利福尼亚，94170，美国(SyMech Inc，600 Townsend Street，San Francisco，CA，94170，USA)提供，而SAM由ARTAS-工程软件，Het Puyven 162，NL-5672 RJ Nuenen，荷兰(ARTAS-Engineering Software，Het Puyven 162，NL-5672 RJ Nuenen，TheNetherlands)提供。该软件允许用户定义轴轨迹，并设定参数诸如机械元件类型、机械元件数量、和簧片组件所需的位置。然后软件将会提出满足所有提出参数的多连杆设计选项。还可以手动执行图形分析。在手动图形分析时，在悬架行程上的多个点测量多元件系统的机械组件。在悬架行程的每个点，绘制连杆系统的瞬心。常用的四连杆装置悬架系统具有可旋转地连接到从动轮上的从动嵌齿轮，该从动嵌齿轮通过枢轴连接到摆动轮架连杆上，而该摆动轮架连杆通过枢轴连接到两个分离的架体操纵连杆上。该摆动连杆在其另一端通过枢轴连接到车辆底盘上。通过投影各自的连杆力线使其经过支撑摆动轮架的两个架体操纵连杆的每一个的枢轴找到如图1a所示的转动四连杆装置系统的瞬心。投影两个架体操纵连杆力线使其彼此相交。通常认为该交点为瞬时力中心。可以直接从从动轮的旋转轴向该瞬时力中心绘制驱动力线。由于架体操纵连杆围绕他们的枢轴旋转，因此瞬心的位置相对从动轮旋转轴和车辆底盘而改变。这导致驱动力线相对链条力线移动。由于后坐力线通过从动轮接触区域的位置以及驱动力矢量和链条力矢量之间的交点部分地限定，因此后坐矢量的方向发生改变。测量并记录从下后坐定线到该后坐方向矢量和所绘出的后坐配置线相交的点的垂直距离。
和转动四连杆系统一样来分析滑动四连杆悬架系统，但是由于滑动连杆系统的约束导致以稍有不同的方式进行瞬心的识别。该滑动四连杆系统的特点是具有可旋转连接到从动轮上的从动嵌齿轮，该从动嵌齿轮可旋转地连接到摆动轮架连杆上，而该摆动轮架连杆通过枢轴连接到两个独立的滑动架体操纵滑块上。每个架体操纵滑块在其自己的滑轨上移动。通过投影位于支撑摆动轮架的两个架体操纵滑块中心的各自的滑动连杆力线找到滑动四连杆装置系统的瞬心。将该架体操纵滑块力线垂直投影到滑轨上使得两个架体操纵滑块力线彼此相交。该交点称为瞬时力中心。可以直接从从动轮的旋转轴向该瞬时力中心绘制驱动力线。由于架体操纵滑块在他们各自滑轨上滑动，因此瞬心的位置关于从动轮旋转轴和车辆底盘而改变。这导致驱动力线关于链条力线移动。由于后坐力线由从动轮接触区域的位置以及驱动力矢量和链条力矢量之间的交点部分地限定，因此后坐矢量方向会发生改变。测量并记录从下后坐定线到该后坐方向矢量和所绘出的后坐配置线相交的点的垂直距离。
可以通过绘图或者采用测量设备来进行确定多元件系统轴轨迹的测量。采用测量设备，可以严格地装配并定位该车辆使得该悬架式车轮可以在底盘保持静态时自由移动通过其悬架行程中的测量点。在侧视图方向，提取从悬架式车轮旋转轴到位于悬架行程中多个点的车辆框架上的固定点的水平和垂直距离。随着悬架循环通过悬架行程，相关的水平和垂直距离的测量结果形成了相对于车辆底盘的车轮旋转轴行程轨迹。该轨迹称为轴轨迹。
分析表明具有采用链传动的悬架式车轮的可压缩的悬架系统的车辆通过具有一种设计实现了本发明的后坐曲线17，该设计的特征包括可旋转地连接到从动轮上的从动嵌齿轮，该从动嵌齿轮可旋转地连接到摆动轮架连杆上，而该摆动轮架连杆通过枢轴连接到分离的上、下架体操纵连杆上。该上、下架体操纵连杆在其另一端通过枢轴连接到车辆底盘上。该上、下架体操纵连杆以相同的旋转方向围绕他们各自的位于车辆底盘的固定轴旋转。相对于下架体操纵连杆设置该上架体操纵连杆使得在百分之零悬架压缩测量时通过两个架体操纵连杆投影得到的瞬心位于超出下架体操纵连杆两个枢轴的外围限制的点。在图1a和1c中示出这种情况。随着悬架朝向完全压缩点压缩，该上、下架体操纵连杆相对于彼此的旋转导致连杆装置系统的瞬心位于固定于车轮底盘枢轴的下架体操纵连杆和连接到摆动轮架连杆上的移动枢轴之间的位于下架体操纵连杆上的点。在图1b和1d中示出了该情况。
分析表明具有采用轴传动的悬架式车轮的可压缩的悬架系统的车辆通过具有一种设计实现了本发明的后坐曲线17，该设计的特征包括可旋转地连接到从动轮上的从动嵌齿轮，该从动嵌齿轮可旋转地连接到摆动轮架连杆上，而该摆动轮架连杆通过枢轴连接到分离的上、下架体操纵连杆上。该上、下架体操纵连杆在其另一端通过枢轴连接到车辆底盘上。该上、下架体操纵连杆以相反的旋转方向围绕他们位于车辆底盘的固定轴旋转。相对于下架体操纵连杆设置该上架体操纵连杆使得在百分之零悬架压缩测量时通过两个架体操纵连杆投影得到的瞬心位于固定到车轮底盘枢轴上的下架体操纵连杆和连接到摆动轮架连杆的移动枢轴之间的下架体操纵连杆上的点。在图2a和2c中示出了这种情况。随着将悬架朝向完全压缩点压缩，该上、下架体操纵连杆相对于彼此的旋转导致连杆装置系统的瞬心位于超出下架体操纵连杆两个枢轴外围限制的点。在图2a和2d中示出了该情况。
本发明不限于这里描述的具体实施方式
所限制的范围，该实施方式仅作为对本发明单独方面的个别描述，功能上等效的方法和组件也包括在本发明的范围内。除了这里所示和所述的内容以外，显然熟悉本领域的技术人员可以通过上述说明对本发明进行各种修改。这些修改被认为落入所附权利要求的范围内。这里引入所有引用的出版物、专利和专利申请的全部内容作为参考。
权利要求
1.一种用于后轮悬架的悬架系统，该后轮悬架包括减震器单元、枢轴和悬架式车轮，其中，设计所述悬架系统使其产生在悬架行程的开始、悬架行程的中间和悬架行程的末端具有负斜率的后坐曲线，并且其中在悬架行程开始和悬架行程末端的斜率比在悬架行程中间的斜率更趋向负值。
全文摘要
一种在动力加速情况下具有后坐响应的车轮悬架系统，该后坐响应在抗后坐范围产生并且经过位于行程更远点的抗后坐减弱点。
文档编号B62K25/26GK1964885SQ200480027640
公开日2007年5月16日 申请日期2004年9月24日 优先权日2003年9月25日
发明者戴维·威格利 申请人:戴维·威格利