技术领域
[0001] 本
发明大体上涉及机动车辆的后轮的悬挂系统，尤其是客车、运动型多功能车(SUV)和轻型
卡车。更具体而言，本发明涉及后轮悬挂系统。本发明还涉及包括此类后轮悬挂系统的机动车辆。
背景技术
[0002] 机动车辆的后轮悬挂系统将簧载车辆
质量的架构连接于非簧载且旋转的后轮和相关联的轮胎(后轮胎-轮组件)的架构。此外，后轮悬挂系统相对于来自道路的外部冲击以及相对于来自如由驾驶员通过
发动机-
变速器系统、
制动系统、转向系统和后轮和前轮悬挂系统发起的推进、制动和转向的内部冲击，控制后轮胎-轮组件的运动模式。
[0003] 车辆的转向、推进和制动方面的总体可控性与四个轮胎-轮组件的运动模式紧密相关。前轮胎-轮组件的运动通常由两个独立的前轮悬挂系统控制，而对于后轮胎-轮组件，如以上限定的后轮悬挂系统通过多
连杆梁悬挂系统来控制两个后轮胎-轮组件，其中两个
悬挂装置(一个用于一个轮胎-轮组件)通过具有特殊特性的横梁连接于彼此，其中四个纵连杆(两个在各侧上)将左悬挂装置和右悬挂装置连接于
车身。
[0004] 前轮悬挂系统和后轮悬挂系统与四个轮胎-轮组件一起构成连接于车辆的簧载质量的非簧载质量，驾驶员连接于该车辆的簧载质量。在组合的向前运行(涌动)、反弹、摇摆/转向、滚动、
俯仰和
偏航的车辆运动期间，这些运动模式及它们在所有方向上的时间导数导引成使得普通驾驶员的控制能
力通过悬挂系统转变
叠加的有用控制
信号和干扰噪音的能力而使车辆的整个合成运动模式能够以可靠方式完全受控，其中客观上可测量的干扰噪音频繁地压倒有用的
控制信号，使得噪音信号转变成充分限定的察觉到的控制信号以便放大有用控制信号。
[0005] 车辆是人在控制回路中的复杂系统。尽管车辆响应于驾驶员的输入的动态性能可被模拟或测量，但该理解并未确定'良好处理'的问题，除非以对人如何作为控制系统工作和驾驶员的大脑如何在车辆控制中工作的理解来补充。
[0006] 因此，重要的是提供系统机械化，其中限定为"故障操作、故障操作、故障保护"的通信回路的合成操作通常使用在安全关键系统(诸如控制构造车辆，CCV)中。这需要四重冗余的通信回路和不相似的后备系统，其中在我们的情况下，命令媒介为整个车辆悬挂架构。此处，命令媒介中的冗余将看作是
功率谱的叠加层的信息流，其中驾驶员的感测系统能够以与我们的眼睛同时可察觉若干
颜色或我们的
耳朵同时可察觉音乐中的若干
音调相似的方式同时地感测进行的运动模式。特征为不同
频率的波谱应当与彼此谐和，即，冗余信号应当相干。
发明内容
[0007] 本发明的目的在于提供一种用于机动车辆的改进的后轮悬挂系统。其尤其针对具有高侧向
刚度的后轮悬挂系统。更具体而言，本发明的目的在于提供一种后轮悬挂系统，其针对最大化牵引。再更准确地说，本发明的目的在于在于道路地形上移动时最大化轮胎-轮组件与道路之间的
接触中的均一
应力能量张量。此外，本发明的目的在于提供一种机动车辆，其针对对于正常事件以及对于关键意外事件的最大人相容控制。
[0008] 本发明的又一个目的在于提供一种后轮悬挂系统，其容许轮胎与道路相互作用的结构键合的控制，以及构成车辆的不同交叉联接惯性系统的控制。
[0009] 本发明的又一个目的在于满足一组功能以最大化每个特定驾驶条件下的牵引功率，以及在作为范德华力的延伸视图的偶极键合的往复、结构分子间键合之间的变化和该结构分子间键合的损失时在粘合极限下最大化人控制驾驶员、车辆和道路之间的相互作用的能力的相容性。
[0010] 本发明的又一个目的在于满足一组功能，以最大化每个特定驾驶条件下的牵引功率，以及在簧载体惯性影响如借助于交叉联接的滚动和偏航运动冲击的驾驶员车辆控制回路时最大化人控制驾驶条件下的驾驶员、车辆和道路之间的相互作用的能力的相容性。
[0011] 这些及另外的目的通过最初限定的后轮悬挂系统实现，该后轮悬挂系统的特征在于，横梁构造成容许弯曲以提供第一悬挂装置和第二悬挂装置在沿纵轴线的方向上的偏转以分别调整第一
前束角和第二
前束角，以及在沿竖直轴线的方向上的偏转以分别调整第一
外倾角和第二外倾角，使得当第一轮平面和第二轮平面朝第一悬挂装置和第二悬挂装置中的各个的轮中心上方的上点汇合时，第一外倾角和第二外倾角的变化连接于第一前束角和第二前束角的受控调整，使得第一轮平面和第二轮平面朝位于第一悬挂装置和第二悬挂装置中的各个的轮中心后方的后点定向地汇合。
[0012] 根据本发明，左后轮胎-轮组件和右后轮胎-轮组件中的各个(其中各个分别连接于相应的轮
心轴和第一悬挂装置和第二悬挂装置)连接于纵向后连杆和纵向前连杆，将各个悬挂装置导引至参照车身的充分限定的运动模式。两个悬挂装置通过横梁连接于彼此，具有容许横梁限定地弯曲的构造。具体来说，本发明提出了一种后轮悬挂系统，其构造用于具有车身(的机动车辆，所述后轮悬挂系统限定构造成与所述机动车辆的正常向前驾驶方向平行的纵轴线、垂直于所述纵轴线并且构造成在所述机动车辆处于正常驾驶状态时竖直的竖直轴线，以及垂直于所述纵轴线和所述竖直轴线的侧向轴线，所述后轮悬挂系统包括：第一悬挂装置，其构造成承载右后轮胎-轮组件，所述右后轮胎-轮组件具有右后轮，所述右后轮在第一轮平面中旋转，相对于所述纵轴线形成第一前束角并且相对于所述竖直轴线形成第一外倾角，第二悬挂装置，其构造成承载左后轮胎-轮组件，所述左后轮胎-轮组件具有左后轮，所述左后轮在第二轮平面中旋转，相对于所述纵轴线形成第二前束角并且相对于所述竖直轴线形成第二外倾角，以及横梁，其连接和附接于所述第一悬挂装置和所述第二悬挂装置，并且沿所述侧向轴线延伸，所述第一悬挂装置和所述第二悬挂装置中的各个包括：轮心轴壳体，其附接于所述横梁的相应端部，并且适于支承所述后轮能够安装在其上的轮心轴，并且限定轮中心，前连杆，其适于连接于所述车身，以及后连杆，其适于连接于所述车身，其特征在于，所述横梁构造成容许弯曲，以提供所述第一悬挂装置和所述第二悬挂装置在沿所述纵轴线的方向上偏转以分别调整所述第一前束角和所述第二前束角，并且在沿所述竖直轴线的方向上偏转以分别调整所述第一外倾角和所述第二外倾角，使得当所述第一轮平面和所述第二轮平面朝所述第一悬挂装置和所述第二悬挂装置中的各个的轮中心上方的上点汇合时，所述第一外倾角和所述第二外倾角的变化连接于所述第一前束角和所述第二前束角的受控调整，使得所述第一轮平面和所述第二轮平面朝位于所述第一悬挂装置和所述第二悬挂装置中的各个的轮中心后方的后点定向地汇合。
[0013] 因此，根据本发明的横梁构造成容许沿确定方向的确定弯曲。横梁的弯曲将改变外倾角，并且由于构造和横梁附接于第一悬挂装置和第二悬挂装置的事实，该变化的结果在于还改变或调整后轮的前束角。外倾角的变化因此连接或联接于前束角调整。外倾角可在静止状态下和在正常设计负载
位置为负。前束角可在静止状态下和在正常设计负载位置前束，例如，前束0.05°到0.25°，诸如总轮轴前束0.3°，或对于各侧近似0.15°。
[0014] 前束角的调整可包括前束角减小至较小的前束角，或取决于前束角的初始值，从前束减小到后束。将注意的是，前束角还可为在静止状态下或在正常设计负载位置已经后束。还将注意的是，通过横梁的弯曲来容许以上讨论的外倾角和前束角的变化。驾驶期间的其它事件还可导致外倾角和前束角的进一步或叠加的变化。
[0015] 因此，各个后轮胎-轮组件及它们的后轮悬挂系统的相互依赖的相互作用的复杂运动模式的特征在于与同步的后束和负外倾偏转的组合的准确控制的弹性动力运动同时的所有模式的竖直运动的几乎恒定的轨迹宽度。
[0016] 由于横梁的限定弯曲，故将在各种驾驶条件期间实现轮(即，轮胎)与道路之间的更均一的接触压力。轮胎与道路之间的加强的分子间结构键合将确保在每个驾驶条件下的高牵引功率。在当驾驶员需要的机动车辆性能不可由结构键合支持时的情况下，该牵引损失将缓和至与驾驶员控制能力相容的行为。
[0017] 各个轮中心可具有运动模式，其特征在于侧视摆臂角由与沿纵轴线向后的运动同时的沿竖直轴线向上的运动限定。这与两个轮中的各个连接于其的轮轴的小受控转向效果相符，使得各个轮胎-轮组件的期望程度的轮胎与地面转向效果由以下提供：来自连杆的形态的动力和弹性动力，其与所有连杆中的衬套刚度的选择组合，以及与横梁相对于外倾和前束中以及扭转中的弯曲的特性组合，作为悬挂系统的策略设计参数，有助于两个轮胎/轮组件中的各个的准确控制的独立以及相互依赖的转向效果。前悬挂系统中的几何阿克曼(Ackermann)转向的已知途径在本发明的后悬挂系统中通过使用横梁的特定特性而转变成几何"反阿克曼"转向，见图12。
[0018] 根据本发明的
实施例，第一前束角的调整与第一外倾角的变化之间的第一关系以及第二前束角的调整与第二外倾角的变化之间的第二关系形成比率，该比率在直线向前行进时基于车辆上的竖直负载保持在确定的区间内。此类比率在机动车辆在高速和高
加速和减速期间直线向前行进时提供了与道路的牢固接合。此外，此类比率有助于低
滚动阻力，并且因此有助于低
燃料消耗。有利地，所述比率的确定区间为0.01到0.25，优选0.015到0.1，更优选0.015到0.05，并且最优选近似0.035。
[0019] 根据本发明的又一个实施例，所述弯曲包括沿纵轴线的偏转以调整第一前束角和第二前束角的方向，以在车辆行进穿过曲线时朝位于轮中心前方的公共前点定向地转动。横梁的该弯曲有助于第一悬挂装置和第二悬挂装置中的各个的有利转向，在机动车辆行进穿过曲线时提供了后轮的侧向动作的提到的几何"反阿克曼"朝后轮和前轮的共同动作中心同步。
[0020] 根据本发明的又一个实施例，横梁具有限定第一惯性
主轴线和第二惯性主轴线的截面形状，第一惯性主轴线垂直于第二惯性主轴线，并且其中围绕第二惯性主轴线的弯曲相比于围绕第一惯性主轴线的弯曲，横梁具有较高抗弯刚度或较高几何惯性矩。有利地，第一惯性主轴线向前倾斜以形成与竖直轴线的锐角。此类定向抗弯刚度或定向几何惯性矩可通过横梁来实现，该横梁具有沿第一惯性主轴线比沿第二惯性主轴线更长的延伸。横梁可具有矩形、六边形、卵形或其它适合的截面。还可能通过梁的其它构造来实现定向抗弯刚度或定向几何惯性矩。
[0021] 横梁有利地轻或相对轻。根据本发明的又一个实施例，这可通过中空的横梁来实现。此外，横梁可为直的或弯的，或具有容许以上描述的确定弯曲的沿侧轴线的任何其它适合的形状。
[0022] 根据本发明的又一个实施例，横梁具有或限定剪切中心线，其提供在离轮中心的一距离处和在轮中心后方。除便于横梁的以上提到的弯曲之外，该构造还可产生提供连接于后轮的
传动轴的空间。剪切中心线沿轮心轴壳体之间的横梁的延伸部延伸。
[0023] 根据本发明的又一个实施例，后连杆沿后连杆方向延伸，并且前连杆沿前连杆方向延伸，并且其中后连杆方向和前连杆方向至少在车辆处于正常设计负载位置时朝轮中心前方的横线汇合。有利地，所述横线位于轮中心上方。
[0024] 已经证明，侧视图中具有连杆的构造为横梁轮轴的各侧上的下后连杆和上前连杆在一点处相交，提供了侧视摆臂角，生成了单侧碰撞和转向效果，使得在同一轮轴上的两个相互依赖地相互作用的轮胎-轮组件在每种驾驶条件下将两个轮胎的侧向牵引功率朝公共动作中心引导，轮悬挂系统保证了在整个轮胎接触区域上的更均一的牵引功率谱
密度能力。当用于按驾驶员动作的需要支持车辆性能
水平的目的的如此限定的最大牵引功率超过结构键合的能力时，在侧向方向上的牵引损失通过来自对与驾驶员控制能力相容的行为的随机竖直道路冲击的使用的碰撞引起的转向效果缓和。
[0025] 根据本发明的又一个实施例，前连杆从前连杆附接位置相对于纵轴线向后延伸，后连杆从后连杆附接位置相对于纵轴线向前延伸，并且前连杆附接位置高于后连杆附接位置。有利地，前连杆附接位置可
定位在轮中心上方，而后连杆附接位置定位在轮中心下方。
[0026] 由悬挂系统形态以及所有都由车辆
坐标系中的局部设计参数限定的悬挂系统
顺应性和横梁的特定特性限定的轮心轴轴线的运动具有方向朝公共动作中心的超纵坐标和准确限定的动作，这要求内转弯和外转弯的轮胎-轮组件的转向效果具有如在车身固定坐标系中看到的不同转向效果。该效果通过提供与侧转弯功率组合的预期转向效果的竖直冲击和连杆形态和动力以及提供从轮中心正后方的横梁的剪切中心线的位置的转向效果的弹性动力的组合来实现。形态、动力和弹性动力的选择使得这些叠加运动将重合，使得轮胎与道路的接触将最大化应力的均一分布，以便最大化结构键合和轮胎与道路的牵引。此外，形态容许考虑同步由横梁的特定特性引起的从弹性动力的外倾和前束变化的要求。在任何时候，具有侧向加速度的车辆都沿着由道路固定坐标系中的弧的瞬时中心限定的路径。该弧的半径可变化，但在任何时刻，路径都为特定的弧。具有来自结构键合的牵引能力的车辆的轮胎在几微秒期间需要两个轮胎的牵引功率的同步，使得所有不同悬挂部件的运动的瞬时动作将一致来为了范德华力的极短持续时间期间整个轮胎接触
块上的最大结构键合的利益，其中共同方向朝道路固定坐标系中的车辆的瞬时转动中心同步。由横梁的位置和弹性特性补充的准确限定的连杆形态提供了适于所有不同水平的侧向加速度和弧路径，使得内轮和外轮具有运动功能以朝如在道路固定坐标系中限定的车辆转动中心定向地汇合。
[0027] 根据本发明的又一个实施例，第一悬挂装置和第二悬挂装置中的各个包括用于承载车身的重量的部分的后车辆
弹簧，以及构造用于支承后车辆弹簧的车辆弹簧附接件，并且其中车辆弹簧附接件设在轮中心后方。有利地，车辆弹簧附接件可分别在第一悬挂装置和第二悬挂装置附近设在横梁上。
[0028] 根据本发明的又一个实施例，后轮悬挂系统包括用于吸收作用于车身上和后轮上的侧向力的侧向连杆布置。侧向连杆布置可包括潘哈德杆(Panhard rod)、斯科特拉塞尔
连杆机构(Scott Russell linkage)或瓦特连杆机构(Watt linkage)中的一个。
[0029] 将注意的是，根据本发明的轮悬挂系统适用于具有非从动后轮轴和从动后轮轴的车辆。连杆可连接于简化的
框架结构，其连接于车身。该途径使得车辆生产者有可能使用相同的车身构造和装备来在生产线上组装，其中涉及
专利申请WO2008/05034的5连杆悬挂系统用于具有在车辆前方的发动机的、带非从动或从动后轮轴的车辆。
[0030] 以上讨论的目的还通过本发明的机动装置来实现。
附图说明
[0031] 本发明现在借助于各种实施例的描述来更详尽地阐释，该描述仅经由实例给出，并且参照了所附附图。
[0032] 图1示意性地示出了机动车辆的透视图，其指示了车辆的六个
自由度。
[0033] 图2示意性地示出了具有根据本发明的后轮悬挂系统的机动车辆的俯视图。
[0034] 图3示意性地示出了根据本发明的后悬挂系统的俯视图。
[0035] 图4示意性地示出了图3中的后悬挂系统的悬挂装置的侧视图。
[0036] 图5示意性地示出了图3中的后悬挂系统的部分的后视图，其指示了外倾角和外倾角的变化。
[0037] 图6示意性地示出了图3中的后悬挂系统的部分的俯视图，其指示了前束角和前束角的变化。
[0038] 图7示意性地示出了穿过图3中的后悬挂系统的横梁的第一变型的截面视图。
[0039] 图8示意性地示出了穿过图3中的后悬挂系统的横梁的第二变型的截面视图。
[0040] 图9示意性地示出了穿过图3中的后悬挂系统的横梁的第三变型的截面视图。
[0041] 图10示意性地示出了具有备选侧向连杆布置的后悬挂系统的俯视图。
[0042] 图11示意性地示出了具有另一个备选侧向连杆布置的后悬挂系统的俯视图。
[0043] 图12示出了行进穿过曲线的具有后悬挂装置的机动车辆的俯视图。
具体实施方式
[0044] 图1公开了以命名如下的六个自由度的机动车辆的动态：
[0045] 运动上和下=起伏；
[0046] 运动左和右=摇摆；
[0047] 运动前和后=涌动；
[0048] 围绕水平侧轴线Y的角变化=俯仰；
[0049] 围绕竖直轴线Z的角变化=偏航；以及
[0050] 围绕水平纵轴线X的角变化=滚动。
[0051] 图2公开了机动车辆，其包括车身1和发动机变速器系统2，发动机变速器系统2包括发动机3和包括一定数量的不同传动轴4的变速器。在公开的实施例中，发动机3设在机动车辆的前部处。机动车辆具有两个轮悬挂系统，一个前轮悬挂系统用于前轮5a,5b，而一个后轮悬挂系统用于后轮6a,6b。利用不同驱动构造(诸如机动车辆的前轮、后轮或所有轮驱动)，传动轴4将变速器3连接于轮5a,5b,6a,6b。前轮悬挂系统包括用于右前轮5a的悬挂的第一悬挂装置7a，以及用于左前轮5b的悬挂的第二悬挂装置7b。后轮悬挂系统包括用于右后轮6a的悬挂的第一悬挂装置8a，以及用于左后轮6b的悬挂的第二悬挂装置8b。
[0052] 现在将参照图3-9更详尽阐释后轮悬挂系统。后轮悬挂系统限定纵轴线X，纵轴线X与机动车辆的正常向前驾驶方向平行。后轮悬挂系统还限定竖直轴线Z，竖直轴线Z垂直于纵轴线X，并且在机动车辆处于正常驾驶状态时竖直。最后，后轮悬挂系统限定侧向轴线Y，侧向轴线Y垂直于纵轴线X并且垂直于竖直轴线Z。
[0053] 后悬挂系统的第一悬挂装置8a构造成承载右后轮胎-轮组件，其具有右后轮6a，右后轮6a在第一轮平面中旋转，相对于纵轴线X形成第一前束角δ1，见图6，并且相对于竖直轴线Z形成第一外倾角γ1，见图5。后悬挂系统的第二悬挂装置8b构造成承载左后轮胎-轮组件，其具有左后轮6b，左后轮6b在第二轮平面中旋转，相对于纵轴线X形成第二前束角δ2，见图6，并且相对于竖直轴线Z形成第二外倾角γ2，见图5。
[0054] 后悬挂系统还包括连接第一悬挂装置8a和第二悬挂装置8b并且沿侧向轴线Y延伸的横梁10。
[0055] 第一悬挂装置8a和第二悬挂装置8b中的各个包括附接于横梁10的相应端的轮心轴壳体11a,11b。轮心轴壳体11a,11b支承后轮6a,6b将安装在其上的轮心轴12a,12b。轮心轴壳体11a,11b限定轮中心13a,13b。
[0056] 第一悬挂装置8a和第二悬挂装置8b中的各个还包括前连杆14a,14b和后连杆15a,15b。前连杆14a,14b在前连杆车辆位置16a,16b处借助于适合的接头连接或附接于车身1或子框架，并且在前连杆附接位置17a,17b处借助于适合的接头连接或附接于心轴壳体11a,
11b。后连杆15a,15b在后连杆车辆位置18a,18b处借助于适合的接头连接或附接于车身1或子框架，并且在后连杆附接位置19a,19b处借助于适合的接头连接或附接于心轴壳体11a,
11b和/或横梁10上的
支架(图中未公开)。
[0057] 前连杆14a,14b从前连杆附接位置17a,17b相对于纵轴线X沿前连杆方向LL向后延伸。后连杆15a,15b从后连杆附接位置19a,19b相对于纵轴线X沿前连杆方向TL向前延伸。如图4中可见，后连杆方向TL和前连杆方向LL至少在车辆处于静止状态或正常设计负载位置时朝轮中心13a,13b前方的横线TR汇合。横线TR位于轮中心13a,13b上方。
[0058] 如图4中可见，前连杆附接位置17a,17b高于后连杆附接位置19a,19b。前连杆附接位置17a,17b还定位在轮中心13a,13b上方，而后连杆附接位置19a,19b定位在轮中心13a,13b下方。
[0059] 第一悬挂装置8a和第二悬挂装置8b中的各个包括用于承载车身1的重量的部分的后车辆弹簧20a,20b。车辆弹簧20a,20b由车辆弹簧附接件21a,21b支承或设在车辆弹簧附接件21a,21b上。车辆弹簧附接件21a,21b设在轮中心13a,13b后方。此外，在公开的实施例中，车辆弹簧附接件21a,21b设在横梁10上。
[0060] 第一悬挂装置8a和第二悬挂装置8b中的各个还包括后减震器22a，仅其中一个公开。在公开的实施例中，减震器22a在减震器附接位置23a处借助于任何适合的接头附接于轮心轴壳体11a,11b。
[0061] 后轮悬挂系统还包括侧向连杆布置24，其用于传递作用于车身1与连接于后轮6a,6b的后轮悬挂系统之间的侧向力。在图3中公开的实施例中，侧向连杆布置24包括所谓的潘哈德杆，其将后轮悬挂系统连接于车身1或子框架。图10示出了另一个侧向连杆布置24，其包括所谓的斯科特拉塞尔连杆机构，其具有附接于右轮心轴壳体11a和车身1或子框架的杆，用于发动机变速器系统2的后传动差动。图11示出了侧向连杆布置24的又一个备选方案，其包括所谓的瓦特连杆机构，其具有附接于车身1或子框架的枢轴杆。第一杆附接于枢轴杆的一端和右轮心轴壳体11a。第二杆附接于枢轴杆的另一端和左轮心轴壳体11b。
[0062] 横梁10固定地或不动地附接于第一悬挂装置8a和第二悬挂装置8b的轮心轴壳体11a,11b。见图7-9，横梁10具有截面形状，其限定第一惯性主轴线A1和第二惯性主轴线A2。第一惯性主轴线A1垂直于第二惯性主轴线A2。围绕第二惯性主轴线A2弯曲相比于围绕第一惯性主轴线A1弯曲，横梁10具有较高的抗弯刚度或较高的几何惯性矩。如图7-9中所示，第一惯性主轴线A1向前倾斜以与竖直轴线Z形成锐角α。锐角α大于零，并且小于20°，优选小于
15°，并且更优选小于10°。
[0063] 在公开的实施例中，横梁10为中空或管状的。此类构造导致横梁10的低重量。图7中所示的横梁10的变型具有矩形截面形状。图8中所示的横梁10的变型具有六边形截面形状，并且图9中的变型具有椭圆形或卵形形状。将注意的是，对于满足围绕第二惯性主轴线A2的弯曲相比于围绕第一惯性主轴线A1的弯曲的较高抗弯刚度或较高几何惯性矩的要求，其它截面形状也是可能的。横梁10的截面形状或大小还可沿侧向轴线Y变化。此外，在公开的实施例中，横梁10沿其沿侧向轴线Y的延伸是直的或大致直的。然而，横梁10可具有沿侧向轴线Y的另一个形状，例如，横梁10可弯曲或略微弯曲。横梁10具有或限定沿延伸部在轮心轴壳体11a,11b之间的剪切中心线28。横梁的剪切中心线28沿横梁10的整个延伸部设在离轮中心13a,13b的距离Ds处并且在轮中心13a,13b后方，见图4。
[0064] 横梁10构造成容许横梁10对于竖直负载弯曲，以提供第一悬挂装置8a和第二悬挂装置8b在沿纵轴线X的方向上的偏转，以分别调整第一前束角δ1和第二前束角δ2，以及在沿竖直轴线Z的方向上的偏转，以分别调整第一外倾角γ1和第二外倾角γ2。轮心轴壳体11a,11b的偏转使得在第一轮平面和第二轮平面朝第一悬挂装置8a和第二悬挂装置8b中的各个的轮中心13a,13b上方的上点汇合时，第一外倾角γ1和第二外倾角γ2的变化Δγ连接于第一前束角δ1和第二前束角δ2的调整或受控调整Δδ，使得第一轮平面和第二轮平面朝位于第一悬挂装置8a和第二悬挂装置8b中的各个的轮中心13a,13b后方的后点定向汇合。
[0065] 因此，横梁10将容许沿确定方向的确定弯曲。弯曲将改变外倾角γ，并且由于横梁10的构造和横梁10附接于第一悬挂装置8a和第二悬挂装置8b的事实，该变化的结果在于还调整后轮6a,6b的前束角δ。因此，外倾角γ的变化Δγ联接于前束角δ的受控调整Δδ。如图
5中所示，外倾角γ在静止状态下和在正常设计负载位置为负。前束角δ在静止状态下前束，例如，前束0.05°到0.25°，诸如总轮轴前束0.3°，或对于各侧近似0.15°。
[0066] 存在第一前束角δ1的调整Δδ与第一外倾角γ1的变化Δγ之间的第一关系，以及第二前束角δ2的调整Δδ与第二外倾角γ2的变化Δγ之间的第二关系。第一关系和第二关系中的各个形成比率Δδ/Δγ，其在直线向前行进时基于车辆上的竖直负载保持在确定区间内。比率Δδ/Δγ的确定区间为0.01到0.25，优选0.015到0.1，更优选0.015到0.05，并且最优选近似0.035。
[0067] 参看图6和图12，可看到的是，横梁10的弯曲还包括沿纵轴线X偏转以调整第一前束角δ1和第二前束角δ2的方向，以在车辆行进穿过曲线时朝位于轮中心13a,13b前方的公共前点定向地转动。在图12中公开的实例中，机动车辆向左转动。左后轮6b将前束，而右后轮6a将后束。左后轮6b的前束的绝对角值大于右后轮6a的绝对角值。因此，对于后轮6a,6b，将存在全轮轴前束。该效果由于后轮悬挂系统的构造和特别是横梁10的构造而实现，横梁10在固定地或不动地附接于轮心轴壳体11a,11b的同时，容许在行进穿过曲线期间侧向力作用于后轮6a,6b上时的该弯曲。由于前轮5a,5b的相互全轮轴后束，故在机动车辆行进穿过曲线时，后轮6a,6b的侧向动作将朝后轮6a,6b和前轮5a,5b共同的动作中心CA或瞬时动作中心或瞬时转动中心同步，因此提供了如图12中所示的以上提到几何"反阿克曼"。
[0068] 本发明不限于公开的实施例，而是可在本发明公开的范围内变化和
修改。
