一种双横臂独立悬架上导向臂和下导向臂长度计算方法

摘要

本发明涉及一种双横臂独立悬架上导向臂和下导向臂长度计算方法。目的在于提供一种快速、精确的计算出双横臂独立悬架上、下导向臂臂长的方法；利用几何建模仿真车轮定位参数变化及悬架结构几何变化量等约束条件，构建解析几何模型，从而快速、精确确定导向臂长度。其主要技术特征是利用CAD几何建模和解析几何的方法，仿真双横臂独立悬架由满载到空载状态时，车身上跳及所引起的车轮轮距和外倾角的变化，再由导向臂臂长不变，车身连同球铰链中心点垂直上跳等其他几何约束条件，根据其导向臂直角三角形的几何关系，连立构建解析模型，以计算出导向臂臂长。本发明具有正向设计、精确、简洁直观等特点，为悬架原创开发提供一种参考，提高研发效率。

说明书

发明领域

本发明涉及汽车悬架导向臂计算方法，尤其是涉及一种双横臂独立悬架上导向臂和下导向臂长度计算方法。

背景技术

双横臂独立悬架是现代汽车常用的悬架结构。其构造关系如图1所示：车身通过上导向臂内铰链6与上导向臂4相连，同时，通过下导向臂内铰链13与下导向臂11相连。上导向臂4通过上导向臂外球铰链3与转向节2相连，下导向臂11通过下导向臂外球铰链14与转向节相连。转向节2与车轮1通过轴承、轮毂、螺栓和轮辋等零件连接，转向节2与车轮1及上述连接件不能相对运动。当车身因为载荷变化上下运动时，其运动关系是：上导向臂内铰链4推动上导向臂3、上导向臂外球铰链2在YOZ平面内作平面运动；同样下导向臂内铰链5推动下导向臂6、下导向臂外球铰链7在YOZ平面内作平面运动；上导向臂外球铰链2和下导向臂外球铰链7驱动转向节8和车轮1在YOZ平面内作平面运动。

根据汽车悬架设计理论，由上述运动关系可知双横臂独立悬架导向臂长度对车轮定位参数有着重要影响，因此如何选取合理的导向臂臂长来保证允许的定位参数变化显得尤为重要。目前,确定双横臂独立悬架导向臂臂长方法,往往是根据经验或者总体布置要求，先假设一个臂长,然后一般采用以下方法分析求解：(1)采用多体动力学软件ADAMS建立三维仿真模型，对模型进行动力学分析和优化，以确定其合理的硬点坐标；(2)利用坐标变换及瞬心法等解析法，建立悬架空间几何与运动学特性的联系，从而确定导向臂长度；(3)经验法，又称为试取法。根据设计资料提供的经验公式反复选择导向臂长度，校核外倾角变化和轮距变化，直到满意为止。

以上方法属于逆向设计方法。主要存在以下不足之处：方法(1)要求ADAMS专业软件支持，对操作者专业水平和计算机软件应用能力要求高。方法(2)系统构建复杂，效率低，直观性差。方法(3)需要反复计算试取,计算精度无法得到保证。因此，亟需提供一种计算简单，效率高，通用性强的设计方法。

发明内容

本发明的目的在于提供一种快速、精确的计算出双横臂独立悬架上、下导向臂臂长的方法；该发明中利用几何建模仿真车轮定位参数变化、悬架结构几何变化量、悬架部件相对位置和导向臂内铰链中心点不能在Y轴方向移动的运动约束及臂长不变的约束条件，构建解析几何模型和解析模型，从而快速、精确确定导向臂长度。

本发明的技术方案是提供了一种双横臂独立悬架上导向臂和下导向臂长度计算方法，其特征在于：

步骤1，建立YOZ坐标系，Y坐标轴为车轮外倾角为0°时车轮轴线，向外为正；Z坐标轴为车身中纵剖面上过车轮轴线纵向位置上的铅垂线，向上为正；在该坐标系中，分别构建满载和空载状态双横臂独立悬架简化的平面几何模型，其通过以下方式实现：

步骤1.1、对双横臂独立悬架进行几何简化；

步骤1.2、满载状态下，确定上导向臂外球铰链中心点C，下导向臂外球铰链中心点B的位置；

步骤1.3、满载状态下，确定上导向臂内铰链中心点D、下导向臂内铰链中心点A的Z向位置，并假设它们的Y向位置；

步骤1.4、利用确定的上导向臂外球铰链中心点C和下导向臂外球铰链中心点B，以及假设的上导向臂内铰链中心点D和下导向臂内铰链中心点A的位置，建立满载状态悬架几何模型；

步骤1.5、从满载到空载状态下，确定上导向臂外球铰链中心点C’，下导向臂外球铰链中心点B’的位置；

步骤1.6、从满载到空载状态下，确定上导向臂内铰链中心点C’，下导向臂内铰链13中心点B’的Z向变化位置；

步骤1.7、利用确定的空载状态的上导向臂外球铰链中心点C’、下导向臂外球铰链中心点B’、上导向臂内铰链中心点D’、下导向臂内铰链中心点A’的位置，建立空载状态悬架几何模型；

步骤2、由确定的满载和空载状态下，上导向臂和下导向臂的几何关系，建立解析几何模型，计算得到上导向臂和下导向臂臂长；其通过以下方式实现：

步骤2.1、建立满载状态下，下导向臂长度解析模型；

y₁²+h₁²＝l₁²    (1)

其中：y₁为满载状态下导向臂内铰链中心点A和外球铰链中心点B的Y向相对距离，h₁为下导向臂内铰链中心点A和外球铰链中心点B高度差，l₁为下导向臂长度；

步骤2.2、建立空载时下导向臂长度解析模型；

(y₁-Δy₁)²+(h₁+h-Δz₁)²＝l₁²    (2)

其中：y₁为满载状态下导向臂内铰链中心点A和外球铰链中心点B的Y向相对距离，h₁为下导向臂内铰链中心点A和外球铰链中心点B高度差，l₁为下导向臂长度；Δy₁为满载到空载状态时下导向臂外球铰链中心点B到B’的Y向变化距离，Δz₁为满载到空载状态时下导向臂外球铰链中心点B到B’的Z向变化距离，h为满载到空载状态时下导向臂内铰链中心点A到A’的Z向变化距离；

由于Δy₁(mm)、Δz₁(mm)通过几何模型中量取获得，h₁、h为已知量，通过方程(1)和(2)计算两个未知变量l₂、y₂的值，从而获得下导向臂长度；

步骤2.3、建立满载时上导向臂长度解析模型；

y₂²+h₂²＝l₂²    (3)

其中：y₂为满载状态下上导向臂内铰链中心点D和外球铰链中心点C的Y向相对距离，h₂为上导向臂内铰链中心点D和外球铰链中心点C高度差，l₂为上导向臂臂长；

步骤2.4、建立空载时上导向臂长度解析模型；

(y₂+Δy₂)²+(h₂-h+Δz₂)²＝l₂²    (4)

其中：y₂为满载状态下上导向臂内铰链中心点D和外球铰链中心点C的Y向相对距离，h₂为上导向臂内铰链中心点D和外球铰链中心点C高度差，l₂上导向臂臂长，Δy₂为满载到空载状态时上导向臂外球铰链中心点C到C’的Y向变化距离，Δz₂为满载到空载状态时上导向臂外球铰链中心点C到C’的Z向变化距离，h为满载到空载状态时上导向臂内铰链中心点D到D’的Z向变化距离；

由于Δy₂(mm)、Δz₂(mm)通过几何模型中量取获得，h₂、h为已知量，通过方程(3)和(4)计算两个未知变量l₂、y₂的值，从而获得上导向臂长度。

本发明的有益效果是：

1)该方法几何模型采用二维平面建模，模型构建简单，使设计人员在没有掌握专业软件，或者不具备复杂的空间机构几何基础，仅具备CAD基础，便可以快速、精确实现操作。

2)该方法解析模型简单实用，精确可靠。解决了利用空间机构学建模中的复杂、冗长的数学推导、变换和利用仿真软件反复优化的问题，提高了设计效率。

3)该方法采用顺向设计方法，为汽车悬架原创设计提供一种参考方法。

附图说明：

图1是本方法所用的双横臂独立悬架结构；

图2是双横臂独立悬架二维简化结构；

图3是双横臂独立悬架满载几何模型示意图；

图4是双横臂独立悬架满载和空载几何模型示意图；

图5是满载和空载下导向臂几何关系示意图；

图6是满载和空载上导向臂几何关系示意图。

其中：1-车轮，2-转向节，3-上导向臂外球铰链，4-上导向臂，5-减震器，6-减震器支架，7-上导向臂内铰链，8-上导向臂支架，9-扭杆弹簧，10-限位块，11-下导向臂，12-下导向臂支架，13-下导向臂内铰链，14-下导向臂外球铰链。

具体实施方式

以下将结合着附图1-6对本发明的具体实施方式进行详细说明。

如图1所示，本发明所述的双横臂独立悬架导向臂系统，包括转向节2，上导向臂外球铰链3，上导向臂4，减震器5，减震器支架6，上导向臂内铰链7，上导向臂支架8，扭杆弹簧9，限位块10，下导向臂11，下导向臂支架12，下导向臂内铰链13和下导向臂外球铰链14；其中，上导向臂支架8、下导向臂支架12通过螺栓固定于车身。车身通过上导向臂内铰链7与上导向臂4相连，同时，通过下导向臂内铰链13与下导向臂11相连。上导向臂4通过上导向臂外球铰链3与转向节2相连，下导向臂11通过下导向臂外球铰链14与转向节相连。转向节2与车轮1通过轴承、轮毂、螺栓和轮辋等零件连接，转向节2与车轮1及上述连接件不能相对运动。减震器5通过减震器支架6与下导向臂11相连，通过减震器支架6与车身相连。扭杆弹簧9后端固定于车身，前端通过接头与下导向臂11相连，限位块10通过螺栓固定于下导向臂。

车身因载荷上下变化时,导向臂长度会通过铰链中心点位置变动影响外倾角和轮距的变化；相反的，外倾角和轮距变化量及车身跳动量也会通过铰链中心点位置变动影响导向臂臂长。利用这一相互关系反向推倒导向臂长度。因此，若设定初始的铰链中心点位置，当载荷变化时，控制外倾角和轮距变化及车身跳动量在规定允许范围内，便可以得到相应的铰链中心点位置变动量，从而得到满足控制的外倾角和轮距变化及车身跳动量的导向臂臂长。

本实施例中，选取满载和空载两个典型工况状态，注意到车身因为对称约束只能垂向跳动，导向臂内铰链中心点不能在Y向移动，同时，导向臂长度不变。

利用这两个约束条件，以及内铰链中心点与外球铰中心点相对高度约束，外球铰中心点相对轮辋内圆面相对位置约束，外倾角和轮距变化量约束，来建立两种状态下的几何模型。

利用导向臂及其投影所构成的直角三角几何关系，以及铰链中心点位置变动量的关系，便可建立解析模型；由于导向臂臂长不变，联立两种状态下基于直角三角几何关系所建立的解析模型，即可求解出导向臂长度。

通常在研究悬架的运动和几何关系时，在不影响计算精度的情况下，需要对悬架结构进行简化。因此，在本实施中，由于汽车悬架横向对称，可以选择悬架横向的二分之一建模。同时，由于这两种状态下，车身和车轮没有纵向移动，因此可在横向平面建模分析。实际工作过程中，悬架运动形式与零部件形状无关，仅与铰链中心点连线有关，因此，在该实施方式中，删除减震器、弹簧、限位块对建模计算无关部件。将图1简化，简化后的结果如图2所示，上导向臂内铰链7中心点与上导向臂外球铰链3中心点连接的粗实直线代表上导向臂4，下导向臂内铰链13中心点与下导向臂外球铰链14中心点连接的粗实直线代表下导向臂11，上导向臂外球铰链3中心点与下导向臂外球铰链14中心点连接的粗实直线代表转向节2。

简化后的几何模型中相关参数定义如下：α为车轮外倾角，单位为°；β为主销内倾角，单位为°；b为主销偏移距，单位为mm；D为轮胎半径，单位为mm；S为轮胎宽度，单位为mm；Φ轮辋直径,单位为mm。

基于以上分析，本发明提出了一种双横臂独立悬架上导向臂和下导向臂长度计算方法，步骤如下：

步骤1，建立YOZ坐标系，Y坐标轴为车轮外倾角为0°时车轮轴线，向外为正；Z坐标轴为车身中纵剖面上过车轮轴线纵向位置上的铅垂线，向上为正；在该坐标系中，分别在满载和空载状态下，构建满载和空载状态悬架简化的平面几何模型。

该步骤利用轮胎直径、轮辋直径、铰链中心点距轮辋距离、初始车轮外倾角、主销内倾角、主销偏移距和铰链内外中心点高度差的约束条件来确定满载时铰链中心点，从而建立满载状态平面几何模型。

在满载几何模型的基础上，利用车身垂直跳动量和相关的设计要求的车轮外倾角和轮距变化量的约束条件来确定空载时铰链中心点，建立空载状态平面几何模型，其中：

步骤1.1、对悬架结构进行几何简化。

如图3所示，可将车轮1简化成车轮中心线，轮毂及其轴承、螺栓等连接件简化成轮毂轴线，转向节2简化成主销轴线，导向臂简化成铰链中心点连线，铰链简化成铰链中心点。

步骤1.2、确定上导向臂外球铰链3中心点C，下导向臂外球铰链14中心点B的位置。

由初始车轮外倾角α(°)、轮胎直径和轮辋直径，建立简化车轮模型及竖直参考线，竖直参考线为车轮外倾角为0°时车轮中心线，表征车轮外倾角；轮胎尺寸可参考轮胎型号。

初始满载状态时，根据汽车设计理论和设计要求，为了避免外球铰与轮辋干涉，设计时外球铰中心点与轮辋外圆面预留一定距离；为了获得转向回正时的回正力矩，预设一定的主销内倾角和主销偏移距。

参照车轮模型参考线，由主销内倾角β(°)、主销偏移距b(mm)和导向臂外球铰中心与轮辋外圆面距离h₃(mm)，h₄(mm)，确定上导向臂外球铰链3中心点C，下导向臂外球铰链14中心点B的位置。

步骤1.3、确定上导向臂内铰链7中心点D、下导向臂内铰链13中心点A的Z向位置，并假设它们的Y向位置。

根据汽车设计理论和设计要求，为了防止悬架过载时下导向臂11下摆幅度过大，设计时下导向臂内铰链13中心点A一般高于外球铰14中心点B；同时考虑到侧倾中心高度不宜过高，上导向臂内铰链7中心点D一般低于外球铰3中心点C,利用下导向臂内铰链13中心点A与外球铰链14中心点B高度差h₁(mm)，及上导向臂内铰链7中心点D与外球铰链3中心点C高度差h₂(mm)，分别确定下导向臂内铰链13中心点B相对于外球铰连14中心点B的Z向位置，及上导向臂内铰链7中心点D相对于外球铰连3中心点C的Z向位置，这里仅能确定导向臂内铰链中心点的Z向位置，不能确定Y向位置。但是为了形象表明简化结构的几何关系，将Y向相对位置设为一个变量。

步骤1.4、利用确定的上导向臂外球铰链3中心点C和下导向臂外球铰链14中心点B，以及假设的上导向臂内铰链7中心点D和下导向臂内铰链13中心点A的位置，建立满载状态悬架几何模型。

如图3所示，其中：AB为下导向臂平面几何模型，BC为转向节平面几何模型，CD为上导向臂平面几何模型。A为满载时下导向臂内铰链中心点，B为满载时下导向臂外球铰链中心点，C为满载时上导向臂外球铰链中心点，D为满载时上导向臂内铰链7中心点。其中：α(°)为车轮外倾角，β(°)为主销内倾角，b(mm)为主销偏移距。

h₁(mm)为下导向臂11两端铰链中心的Z向高度差；h₂(mm)为上导向臂4两端铰链中心Z向高度差；h₃(mm)为下导向臂外球铰14中心点与轮辋外圆面距离；h₄(mm)为上导向臂外球铰3中心点与轮辋外圆面距离，对于确定的车型，这些参数都是在车辆设计过程中确定的设计参数，因此，在该实施例的计算中，对于任一设计车辆，这些量都是已知的。

此时，由于上导向臂内铰链7中心点D和上导向臂外球铰链3中心点C、下导向臂内铰链13中心点A和下导向臂外球铰链14中心点B的Y向相对距离引入变量，因此，几何模型中上导向臂4、下导向臂11所显示长度即为需要求解的未知量。

步骤1.5、当由满载到空载状态时，按照设计车辆给定的参数变化，确定空载时上导向臂外球铰链3中心点C’，下导向臂外球铰链14中心点B’的位置。

该步骤中，控制外倾角、轮距和主销内倾角变化在规定允许范围内，根据不同的车辆设计要求，一般外倾角变化-2°/50mm至0.5°/50mm(单轮跳动量)，单轮轮距变化-5mm/50mm至5mm/50mm，主销内倾角变化同外倾角变化一样，利用这些确定的变化量范围，当车轮外倾角变化Δα(°)、主销内倾角变化Δβ(°)、轮距变化Δs₁(mm)和导向臂外球铰中心与轮辋外圆面距离h₃(mm)，h₄(mm)，可以确定空载时上导向臂外球铰链3中心点C’，下导向臂外球铰链14中心点B’的位置。

步骤1.6、当由满载到空载状态时，按照设计车辆给定的参数变化，确定上导向臂内铰链7中心点D’，下导向臂内铰链13中心点A’的Z向变化位置。

利用车身Z向上跳变化的距离h(mm)，而无Y向变化，确定上导向臂内铰链7中心点D’，下导向臂内铰链13中心点A’的Z向变化位置。这里的车身垂直上跳量应满足设计要求，维持在一定范围内，一般为50mm左右。

步骤1.7、利用确定的空载状态的上导向臂外球铰链3中心点C’、下导向臂外球铰链14中心点B’、上导向臂内铰链7中心点D’、下导向臂内铰链13中心点A’的位置，建立空载状态悬架几何模型。

如图5，实轮廓线为满载时的状态，虚线轮廓为空载时的状态，其中：A’为空载时下导向臂内铰链中心，B’为空载时下导向臂外球铰链中心，C’为空载时上导向臂外球铰链中心，D’为空载时上导向臂内铰链中心。

h(mm)为在满载和空载状态时车身上跳量，Δs₁(mm)为满载到空载状态轮距变化的二分之一，Δα(°)为满载到空载状态车轮外倾角变化，Δβ(°)为满载到空载状态主销内倾角变化。

步骤2、由步骤1中确定的满载和空载上导向臂和下导向臂的几何关系，建立解析几何模型，计算得到上导向臂和下导向臂臂长。

如图5、图6所示，未知内铰链中心Y向位置，这里的下导向臂臂长l₁、上导向臂臂长l₂并非实际臂长，而是为了形象的表明其三角关系，设的一个变量。

步骤2.1、建立满载时下导向臂长度解析模型；

y₁²+h₁²＝l₁²    (1)

其中：y₁为满载状态下导向臂内铰链13中心点A和外球铰链14中心点B的Y向相对距离，h₁为下导向臂内铰链13中心点A和外球铰链14中心点B高度差，l₁为下导向臂臂长。

步骤2.2、建立空载时下导向臂长度解析模型；

(y₁-Δy₁)²+(h₁+h-Δz₁)²＝l₁²    (2)

其中：y₁、h₁、l₁同(1)，y₁为满载状态下导向臂内铰链13中心点A和外球铰链14中心点B的Y向相对距离，h₁为下导向臂内铰链13中心点A和外球铰链14中心点B高度差，l₁为下导向臂臂长。Δy₁为满载到空载状态时下导向臂外球铰链14中心点B到B’的Y向变化距离，Δz₁为满载到空载状态时下导向臂外球铰链14中心点B到B’的Z向变化距离，h为满载到空载状态时车身上跳量，也就是满载到空载状态时下导向臂内铰链13中心点A到A’的Z向变化距离。

由图5实线AB部分为下导向臂11满载状态，下导向臂臂长l₁分别向Y轴、Z轴投影，得到Y轴投影边长y₁，内外铰链中心点高度差h₁(mm)为Z轴投影边长。于是，投影边长y₁(mm)、h₁(mm)连同下导向臂臂长l₁构成一个直角三角形AOB，并满足勾股定理几何关系，便可以构建一个含有两个未知变量l₁、y₁的等式(1)。

由步骤1.5、1.6确定满载到空载的下导向臂11内外球铰链中心点位置变化量，即满载时下导向臂内铰链中心A点沿Z轴方向上跳h(mm)到达空载时下导向臂内铰链中心A’，满载时下导向臂外球铰链中心B点分别沿Y轴、Z轴变化Δy₁(mm)、Δz₁(mm)，到达空载时下导向臂外球铰链中心B’。

该实施例中，用制图软件自带测量工具量取下导向臂外球铰链14中心点B在Y、Z方向投影变化距离，量取Δy₁(mm)、Δz₁(mm)；

由步骤1.6，车身上跳量h(mm)为设计要求量，根据不同的车型，应维持在一定范围，一般为50mm左右，可设为已知常量。

如图5虚线A’B’部分为下导向臂11空载状态，由于导向臂臂长不变的约束，空载时下导向臂臂长l₁(mm)，基于铰链中心点位置变化关系，再分别向Y轴、Z轴投影，投影边长分别变化为y₁-Δy₁(mm)、h₁+h-Δz₁(mm)，投影边长连同下导向臂臂长l₁(mm)构成一个直角三角形A’O’B’，并满足勾股定理几何关系，也可以构建一个含有两个未知变量l₁、y₁的等式(2)。

由步骤1.3，下导向臂11两端铰链中心点高度差h₁(mm)为已知设计要求量。于是，(1)、(2)等式可联立求解出下导向臂臂长l₁。

步骤2.3、建立满载时上导向臂长度解析模型；

y₂²+h₂²＝l₂²    (3)

其中：y₂为满载状态上导向臂内铰链7中心点D和外球铰链3中心点C的Y向相对距离，h₂为上导向臂内铰链7中心点D和外球铰链3中心点C高度差，l₂为上导向臂臂长。

步骤2.4、建立空载时上导向臂长度解析模型；

(y₂+Δy₂)²+(h₂-h+Δz₂)²＝l₂²    (4)

其中：y₂、h₂、l₂同(3)，y₂为满载状态上导向臂内铰链7中心点D和外球铰链3中心点C的Y向相对距离，h₂为上导向臂内铰链7中心点D和外球铰链3中心点C高度差，l₂为上导向臂臂长。Δy₂为满载到空载状态时上导向臂外球铰链3中心点C到C’的Y向变化距离，Δz₂为满载到空载状态时上导向臂外球铰链3中心点C到C’的Z向变化距离，h为满载到空载状态时车身上跳量，也就是满载到空载状态时上导向臂内铰链7中心点D到D’的Z向变化距离。

由图6实线CD部分为上导向臂4满载状态，上导向臂臂长l₂分别向Y轴、Z轴投影，得到Y轴投影边长y₂，内外铰链中心点高度差h₂(mm)为Z轴投影边长。于是，投影边长y₂(mm)、h₂(mm)连同上导向臂臂长l₂构成一个直角三角形CPD，并满足勾股定理几何关系，便可以构建一个含有两个未知变量l₂、y₂的等式(3)。

由步骤1.5、1.6确定满载到空载的上导向臂内外球铰链中心位置变化量，即满载时上导向臂内铰链中心D点沿Z轴方向上跳h(mm)到达空载时上导向臂内铰链中心D’，满载时上导向臂外球铰链中心C点分别沿Y轴、Z轴变化Δy₁(mm)、Δz₁(mm)，到达空载时上导向臂外球铰链中心C’。

该实施例中，用制图软件自带测量工具量取上导向臂外球铰链中心点3在Y、Z方向投影变化距离，量取Δy₂(mm)、Δz₂(mm)，车身上跳量h(mm)已知。

如图6虚线C’D’部分为上导向臂4空载状态，由于导向臂臂长不变的约束，空载时上导向臂臂长l₂(mm)，基于步骤2.5的铰链中心点位置变化关系，再分别向Y轴、Z轴投影，投影边长分别变化为y₂+Δy₂(mm)、h₂-h+Δz₂(mm)，投影边长连同上导向臂臂长l₂(mm)构成一个直角三角形C’P’D’，并满足勾股定理几何关系，也可以构建一个含有两个未知变量l₂、y₂的等式(4)。

由步骤1.3，上导向臂4两端铰链中心点高度差h₂(mm)为已知设计要求量。(3)、(4)等式可联立求解出上导向臂臂长。

以下将结合附图，介绍一个实例计算，其参数取值来自于某电动导览车。以满载为初始状态，初定如下表的车轮定位参数和结构布置参数，仿真由满载到空载状态时，控制车身上跳、外倾角和轮距等变化，并简化结构模型至几何模型。这里只需在几何建模环境里，用软件自带测量工具量取导向臂内外球铰链中心点在Y、Z方向投影变化距离，量取Δy₂(mm)为-2.9806(上导向臂Y向投影长度变小)，Δz₂(mm)为1.156，Δy₁(mm)为7.0031，Δz₁(mm)为0.6264；代入解析方程(1)、(2)、(3)和(4)，便可以计算出导向臂臂长。详细参数及结果见下表1：

表1悬架几何参数及臂长结果表

尽管参考附图详细地公开了本发明，但应理解的是，这些描述仅仅是示例性的，并非用来限制本发明的应用。本发明的保护范围由附加权利要求限定，并可包括在不脱离本发明保护范围和精神的情况下针对发明所作的各种变型、改型及等效方案。