基于SUV平臺的MPV車型懸架系統(tǒng)匹配

張磊 楊興龍 劉偉東 許可 王躍輝

（中國第一汽車股份有限公司技術(shù)中心，長春 130011）

基于SUV平臺的MPV車型懸架系統(tǒng)匹配

張磊 楊興龍 劉偉東 許可 王躍輝

（中國第一汽車股份有限公司技術(shù)中心，長春 130011）

為提高汽車零部件和總成通用化率、降低整車成本，在綜合考慮整車可靠性的前提下，利用現(xiàn)有SUV平臺前懸架匹配成熟資源后懸架，完成了基于整車動力學(xué)性能的MPV車型懸架布置。整車試驗(yàn)結(jié)果表明，該懸架布置方法合理有效，整車動力學(xué)性能達(dá)標(biāo)，各項(xiàng)性能指標(biāo)與核心競品車相當(dāng)，可為底盤前期開發(fā)提供參考。

1 前言

共平臺是指在開發(fā)新車型時使用相同或相似的底盤系統(tǒng)，該系統(tǒng)可滿足開發(fā)車型的承載能力要求，在此基礎(chǔ)上可以生產(chǎn)出外形和功能等都不盡相同的產(chǎn)品[1]。大眾汽車集團(tuán)是應(yīng)用共平臺技術(shù)最成功的汽車企業(yè)之一，共平臺技術(shù)的應(yīng)用提高了零部件和總成的通用化率，發(fā)揮了平臺規(guī)模效益[2]。

本文基于整車底盤動力學(xué)性能，正確匹配懸架關(guān)鍵參數(shù)，利用CAE仿真工具，在現(xiàn)有SUV平臺前懸架基礎(chǔ)上開發(fā)出滿足要求的MPV車型懸架系統(tǒng)，并通過試驗(yàn)證明了該系統(tǒng)滿足整車需求。

2 基于SUV平臺的懸架系統(tǒng)布置

2.1 平臺選擇

分析現(xiàn)有平臺底盤動力學(xué)性能和前懸架承載能力發(fā)現(xiàn)，只有SUV平臺底盤動力學(xué)性能明顯優(yōu)于核心競品車（見圖1），而且其前懸架承載能力與MPV車型相當(dāng)，如表1所示，因此選擇在SUV平臺上開發(fā)MPV車型。

圖1 SUV平臺與MPV核心競品車性能主觀評價對比

表1SUV平臺與MPV核心競品車承載力對比 kg

2.2 懸架布置流程

MPV車型懸架布置流程如圖2所示。首先按照MPV車型設(shè)計要求對SUV平臺前懸架進(jìn)行適應(yīng)性調(diào)整，然后以前輪心為基準(zhǔn)進(jìn)行后扭轉(zhuǎn)梁的布置，最后布置懸架零部件并進(jìn)行DMU校核。

圖2 MPV車型布置流程

2.3 懸架關(guān)鍵參數(shù)設(shè)定

在懸架設(shè)計過程中，首先設(shè)定懸架的上、下跳行程、動撓度、靜撓度等重要參數(shù)。其中，靜撓度根據(jù)懸架的偏頻設(shè)定，動撓度根據(jù)懸架上、下跳行程及靜撓度推算。從乘坐舒適性角度考慮，懸架行程越大越好，但要滿足橡膠襯套的扭轉(zhuǎn)角、驅(qū)動軸折角、車身布置、整車高度等要求。為保證整車舒適性，上跳行程一般大于75 mm，下跳行程大于上跳行程，以防止車輛急劇轉(zhuǎn)彎時內(nèi)側(cè)車輪上浮。在實(shí)際設(shè)計中，上、下跳行程一般基于以上理論并參考核心競品車設(shè)定，核心競品車上、下跳行程計算所需測量的參數(shù)如圖3所示，懸架上跳極限對應(yīng)緩沖塊壓縮到其自由長度的1/3，上、下跳行程表示為：

式中，LB為上跳行程；LR為下跳行程；Rt為緩沖塊杠桿比；L1為吊裝狀態(tài)輪心與輪眉的距離；L3為設(shè)計載荷下輪心與輪眉的距離；L5為緩沖塊長度；L6為設(shè)計載荷下緩沖塊與限位器間隙。

計算可得，MPV核心競品車前懸架上、下跳行程分別為75 mm和-90 mm，后懸架上、下跳行程分別為80 mm和-90 mm。

圖3 對標(biāo)上、下跳行程需測參數(shù)

2.4 基于平順性能的布置

平順性能主要由懸架的偏頻、前、后懸架偏頻比、整車姿態(tài)角決定，懸架偏頻決定車身加權(quán)加速度均方根值，前、后懸架偏頻比決定車輛通過障礙物時前、后懸架的響應(yīng)關(guān)系，整車空載、設(shè)計載荷、滿載姿態(tài)角絕對值越小，車輛平順性越好。決定整車平順性的這3項(xiàng)要素均取決于懸架剛度，因此，懸架剛度的設(shè)定是影響整車平順性的關(guān)鍵，其目標(biāo)函數(shù)為：

約束條件為：

式中，kf、kr分別為前、后懸架剛度；mf、mr分別為前、后懸架簧上質(zhì)量；ff、fr分別為前、后懸架偏頻；Zf、Zr分別為前、后輪心高度；Rf、Rr分別為前、后輪靜力半徑；L為車輛軸距。

約束條件中，前、后懸架偏頻比主要影響車輛前、后輪通過凹凸不平路面的響應(yīng)。理論分析證明：若汽車以較高車速駛過單個路障，時的車身縱向角振動較時小[3]，故一般取fr=（1.08～1.2）ff。

如需減小整車姿態(tài)角，可將后螺旋彈簧設(shè)成變剛度簧或增加副簧，但會增加成本，且如果后期輪心高度調(diào)整（滿足輪口造型要求），彈簧剛度拐點(diǎn)會下移，嚴(yán)重影響整車平順性。因此，本文將后螺旋彈簧設(shè)成定剛度簧，開發(fā)車型與核心競品車平順性參數(shù)如表2所示。

表2 偏頻、偏頻比及車輛姿態(tài)角對比

2.5 基于操縱穩(wěn)定性的布置

車輛一般設(shè)定為“弱不足轉(zhuǎn)向特性”，其主要受輪胎、整車質(zhì)量、懸架剛度、車輪定位參數(shù)、側(cè)傾剛度分配、擺臂的幾何關(guān)系等影響。車輛前期開發(fā)已經(jīng)完成輪胎、質(zhì)量、懸架剛度、車輪定位參數(shù)的設(shè)定，本文著重闡述基于操縱穩(wěn)定性的側(cè)傾剛度分配、擺臂幾何關(guān)系的布置。

側(cè)傾剛度分配影響前、后輪側(cè)偏角，由于MPV車型后懸架質(zhì)量明顯高于SUV平臺，車輛側(cè)傾時后軸載荷分配大于前軸，由側(cè)傾特性中垂直載荷對側(cè)偏剛度的影響[4]可知，后輪側(cè)偏剛度減小，則后輪側(cè)偏角增大，MPV車型相對SUV平臺有過度轉(zhuǎn)向趨勢。因此，為保證整車的弱不足轉(zhuǎn)向特性，需提高前懸架側(cè)傾剛度，所以在懸架布置時需預(yù)留前橫向穩(wěn)定桿直徑增加的空間。

擺臂幾何關(guān)系決定懸架的運(yùn)動姿態(tài)，當(dāng)扭轉(zhuǎn)梁與水平線夾角為正時（與圖4所示夾角方向一致），車輛左轉(zhuǎn)彎時，右側(cè)車輪上跳、右側(cè)輪心前移，左側(cè)車輪下跳、左側(cè)輪心后移，扭轉(zhuǎn)梁逆時針偏轉(zhuǎn)，使整車產(chǎn)生不足轉(zhuǎn)向趨勢，扭轉(zhuǎn)梁側(cè)傾轉(zhuǎn)向特性如圖4所示。

圖4 扭轉(zhuǎn)梁側(cè)傾運(yùn)動姿態(tài)

但扭轉(zhuǎn)梁與水平線夾角不能太大，否則車輛的縱向退讓性能會變差。CAE仿真分析表明，扭轉(zhuǎn)梁與水平線夾角為6°時，車輛后懸架縱向退讓特性滿足目標(biāo)要求，如表3所示。

表3 后懸架縱向力退讓特性

2.6 基于輪口美觀性的布置

從整車商品性角度考慮，空載條件下輪口美觀度是給用戶的第一印象，很大程度影響用戶的購買意愿。因此空載狀態(tài)輪胎與輪眉前側(cè)、上側(cè)、后側(cè)距離a、b、c的設(shè)定要考慮整車靜態(tài)商品性評價、造型要求等，并校核側(cè)圍與輪胎包絡(luò)的間隙，進(jìn)而合理匹配整車寬度和輪距，如圖5所示。

圖5 輪口美觀性及間隙要求

2.7 DMU校核

由于MPV車型前懸架上、下跳行程及轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角都在SUV平臺范圍內(nèi)，所以只需進(jìn)行后懸架靜態(tài)、動態(tài)空間校核。由于后懸架扭轉(zhuǎn)梁襯套、扭轉(zhuǎn)梁、輪胎都是柔性體，因此間隙設(shè)定較大，如表4所示。

表4 間隙要求

3 整車性能計算

3.1 平順性計算

平順性計算主要是繪制彈性特性曲線，說明車輛在空載、設(shè)計載荷、滿載、緩沖塊接觸、3倍空載輪荷、5倍空載輪荷的彈性特性，如表5所示。

表5 后懸架彈性特性曲線關(guān)鍵點(diǎn)

由懸架的彈性特性可知，設(shè)計車型在滿載狀態(tài)時仍未接觸緩沖塊，間隙與核心競品車相當(dāng)，整車平順性能較好。

3.2 阻尼件特性計算

計算減振器阻尼特性時，可初步設(shè)定MPV車型各速度點(diǎn)的阻尼比與對標(biāo)車一致，計算出MPV車型減振器阻尼系數(shù)，最后得出減振器阻尼力值：

式中，ζ為阻尼比；Rr、R分別為開發(fā)車及對標(biāo)車減振器杠桿比；Cr、C分別為開發(fā)車及對標(biāo)車減振器阻尼系數(shù)；mr、m分別為開發(fā)車及對標(biāo)車簧上質(zhì)量；Kr、K分別為開發(fā)車及對標(biāo)車螺旋彈簧剛度；F為開發(fā)車型減振器阻尼力；V為減振器速度。

計算可得開發(fā)車型的減振器阻尼力，如圖6所示，最后通過底盤調(diào)校來修正。

圖6 懸架阻尼特性曲線

3.3 側(cè)傾及縱傾特性計算

側(cè)傾、縱傾特性的計算公式[5]為：

式中，α為側(cè)向加速度；W為整車質(zhì)量；Kf、Kr分別為前、后懸架側(cè)傾剛度；φ為整車側(cè)傾角；Rd為制動抗點(diǎn)頭率；L為軸距；H為質(zhì)心高；β為制動力分配系數(shù)；θ為前俯角。

計算結(jié)果如表6所示，開發(fā)車型縱傾特性與目標(biāo)值基本一致，但側(cè)傾角增益及后軸荷轉(zhuǎn)移量偏大，使車輛有過度轉(zhuǎn)向趨勢。因此，需要增加前懸架側(cè)傾剛度，在布置過程中需預(yù)留前橫向穩(wěn)定桿直徑增加的空間。

表6 側(cè)傾及縱傾特性計算

3.4 操縱穩(wěn)定性計算

定圓仿真[6]驗(yàn)證結(jié)果如表7所示，試驗(yàn)結(jié)果表明,設(shè)計車型滿載時不足轉(zhuǎn)向度偏小，主要原因是設(shè)計載荷、滿載后軸荷變化過大導(dǎo)致后軸載荷移動量偏大，降低了后輪胎的側(cè)偏剛度，因此需提前布置前橫向穩(wěn)定桿直徑增加方案以滿足后期調(diào)校需求。

4 設(shè)計驗(yàn)證

懸架布置及參數(shù)設(shè)定后，需對整車操縱穩(wěn)定性、平順性進(jìn)行主、客觀評價[7]。主觀評價是汽車操縱穩(wěn)定性、平順性評價的最終方法?？陀^評價則是對主觀評價的有效補(bǔ)充，旨在解決主觀評價離散性強(qiáng)、一致性不佳等問題。通過兩者的結(jié)合，可以更準(zhǔn)確地評價車輛底盤動力學(xué)性能。

4.1 主觀評價

汽車操縱穩(wěn)定性的主觀評價項(xiàng)目主要有直線行駛性能、轉(zhuǎn)彎穩(wěn)定性、行車變道操縱性以及操縱力等。

平順性的主觀試驗(yàn)由有經(jīng)驗(yàn)的駕駛員和乘員組成評價小組按照預(yù)定方式駕駛或乘坐車輛對整車平順性進(jìn)行評價，并完成相應(yīng)的主觀評價表，最后綜合確定車輛的乘坐舒適性，車輛主觀評價結(jié)果如表8所示。

表8 車輛主觀評價結(jié)果

對開發(fā)車型的主觀評價結(jié)果表明：轉(zhuǎn)向性能中規(guī)中矩，整體風(fēng)格偏于低難度非運(yùn)動化駕駛風(fēng)格，轉(zhuǎn)角響應(yīng)達(dá)到要求；直線穩(wěn)定性表現(xiàn)好，在高速條件下駕駛有足夠的信心，低速轉(zhuǎn)彎的側(cè)傾角度達(dá)到預(yù)期，瞬態(tài)穩(wěn)定性也達(dá)到設(shè)定目標(biāo)的要求；平順性表現(xiàn)十分突出，減速帶和壞路都令人滿意，達(dá)到了目標(biāo)要求。

4.2 客觀評價

汽車操縱穩(wěn)定性客觀試驗(yàn)主要分為穩(wěn)態(tài)特性、瞬態(tài)特性及中心區(qū)特性：穩(wěn)態(tài)特性試驗(yàn)主要評價汽車的穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向特性，主要指標(biāo)有側(cè)傾梯度、線性區(qū)不足轉(zhuǎn)向度、轉(zhuǎn)向靈敏度、轉(zhuǎn)向力矩梯度等；瞬態(tài)特性試驗(yàn)主要研究系統(tǒng)輸出的瞬態(tài)響應(yīng)特性，主要評價指標(biāo)有諧振頻率、相位滯后角、橫擺角速度響應(yīng)時間、橫擺角速度超調(diào)量等[8]；中心區(qū)特性試驗(yàn)主要評價車輛在低側(cè)向加速度下的性能，主要評價指標(biāo)有橫擺角速度增益、平均轉(zhuǎn)向剛度、中間位置剛度。

平順性客觀試驗(yàn)通過偏頻、偏頻比、縱向力退讓、平跳縱向力退讓等參數(shù)來評價。

按照國家標(biāo)準(zhǔn)、企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)、ISO標(biāo)準(zhǔn)等操縱穩(wěn)定性、平順性試驗(yàn)規(guī)范進(jìn)行整車客觀試驗(yàn)，結(jié)果如表9所示。

表9 整車客觀試驗(yàn)結(jié)果

角階躍試驗(yàn)結(jié)果表明，設(shè)計車型與核心競品車橫擺角速度響應(yīng)時間相當(dāng)，瞬態(tài)響應(yīng)時間相當(dāng)，但設(shè)計車型的橫擺角速度超調(diào)量小于核心競品車，因此，設(shè)計車型執(zhí)行駕駛員指令失真程度小于核心競品車，能夠更精準(zhǔn)地體現(xiàn)駕駛員意圖。

角脈沖試驗(yàn)結(jié)果表明，設(shè)計車型與核心競品車諧振頻率一致，1 Hz相位滯后角與核心競品車相當(dāng)。因此，兩者操縱穩(wěn)定性相當(dāng)，在較快速度轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)向盤時響應(yīng)速度也基本一致。

高橫向加速度試驗(yàn)結(jié)果表明，設(shè)計車型不足轉(zhuǎn)向度高于核心競品車，轉(zhuǎn)向靈敏度略高于核心競品車，說明設(shè)計車型操縱穩(wěn)定性都略優(yōu)于核心競品車。此外，設(shè)計車型轉(zhuǎn)向力矩梯度小于核心競品車，表明設(shè)計車型在高橫向加速度狀態(tài)下轉(zhuǎn)向盤反作用力小于核心競品車，其他性能則基本與核心競品車相當(dāng)。

中心區(qū)試驗(yàn)結(jié)果表明，設(shè)計車型中心區(qū)操縱靈敏程度（橫擺角速度增益）與核心競品車相當(dāng)，說明兩者在高速、小轉(zhuǎn)角條件下側(cè)向運(yùn)動響應(yīng)靈敏程度基本一致。此外，設(shè)計車型與核心競品車轉(zhuǎn)向力矩梯度相當(dāng)，說明兩者中心區(qū)的“路感”基本一致。

整車主、客觀試驗(yàn)結(jié)果表明，設(shè)計車型底盤動力學(xué)性能能夠達(dá)到或優(yōu)于核心競品車，驗(yàn)證了以上布置方法的正確有效性。

5 總結(jié)

本文介紹了基于現(xiàn)有SUV平臺前懸架開發(fā)MPV車型懸架系統(tǒng)的方法，重點(diǎn)闡述了基于底盤動力學(xué)性能的布置方法。整車試驗(yàn)結(jié)果表明了該方法的有效性，對底盤前期開發(fā)具有一定的參考價值。

1 劉華，吳珩曉，張亞萍，等.淺析汽車平臺演進(jìn)與模塊化戰(zhàn)略.上海汽車，2014（12）：27～31.

2 宋建新，李柳林，李家烽.乘用車平臺前端模塊化設(shè)計.企業(yè)科技與發(fā)展，2015（9）：15～16.

3 王望予.汽車設(shè)計.第4版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004.

4 余志生.汽車?yán)碚?第4版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004.

5 王宵鋒.汽車底盤設(shè)計.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004.

6 Mitschke M，Wallentowitz H.汽車動力學(xué).北京：清華大學(xué)出版社，2009.

7 王佼.扭轉(zhuǎn)梁懸架優(yōu)化及整車操縱穩(wěn)定性分析：[學(xué)位論文].上海：上海工程技術(shù)大學(xué)，2014.

8 白艷，賈鑫，宗長富，等.汽車操縱穩(wěn)定性客觀試驗(yàn)評價方案綜述，科學(xué)技術(shù)與工程，2012，12（6）：1339～1347.

（責(zé)任編輯 斛 畔）

修改稿收到日期為2016年11月10日。

Matching Suspension System of MPV Based on SUV Platform

Zhang Lei,Yang Xinglong,Liu Weidong,Xu Ke,Wang Yuehui
（China FAW Corporation Limited R&D Center,Changchun 130011）

To improve the universalization of parts and assemblies,to reduce the vehicle cost,we completed MPV suspension layout based on vehicle dynamics performance by using the existing SUV platform front suspension to match established resources rear suspension,on the prerequisite of considering vehicle reliability.The vehicle test results showed that this layout method is effective,which can ensure compliance of the vehicle dynamic performance,performance index are comparable with core competitors,which can provide a reference for preliminary chassis development.

SUV platform,MPV,Suspension matching,Chassis dynamics

SUV平臺 MPV車型 懸架匹配 底盤動力學(xué)

U463.33

A

1000-3703（2017）03-0053-05