某客車前獨(dú)立懸架優(yōu)化設(shè)計(jì)及操縱穩(wěn)定性分析

于國(guó)飛 ，趙紫薇 ，吳長(zhǎng)風(fēng) ，應(yīng)玉峰

（1．廈門理工學(xué)院機(jī)械與汽車工程學(xué)院，福建 廈門 361024；2．廈門金龍聯(lián)合汽車工業(yè)有限公司，福建 廈門 361023；3．福建省客車和特種車輛協(xié)同創(chuàng)新研究與開發(fā)中心，福建 廈門 361024）

1 引言

獨(dú)立懸架的類型按車輪的運(yùn)動(dòng)形式可分為：（1）單斜臂式；（2）橫臂式；（3）車輪沿主銷移動(dòng)式；（4）縱臂式[1]。與非獨(dú)立懸架相比，它不僅具有車輪運(yùn)動(dòng)空間大和非簧載質(zhì)量小的優(yōu)點(diǎn)，所采用的斷開式車橋還可使發(fā)動(dòng)機(jī)位置及整車重心降低[2]。而雙橫臂懸架最大的優(yōu)點(diǎn)是可通過選取適合的設(shè)計(jì)參數(shù)，來減小因車輪運(yùn)動(dòng)引起的四輪定位參數(shù)和輪距變化，消除過多的輪胎磨損，提高車輛的行駛穩(wěn)定性[3]。

2 建立雙橫臂懸架模型

2.1 模型建模

懸架模型主要由空氣彈簧、減振器、上下控制臂、承載座等組成。

其基本參數(shù)如下：輪距2104mm，輪胎自由半徑525.5mm，前束角0.055°，輪胎質(zhì)量59.1kg，輪胎剛度1008N/mm，滿載前軸荷6500kg，轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比23.27，空氣彈簧預(yù)載力27704.6N，外傾角1°。在Adams/Car中搭建的雙橫臂懸架模型，如圖1所示。

圖1 雙橫臂懸架模型Fig.1 Double Wishbone Suspension Model

2.2 仿真分析

對(duì)前懸架模型進(jìn)行雙輪同向激振仿真，即對(duì)左右車輪上跳和回彈的高度設(shè)置為相同的值[4]。仿真行程設(shè)為-50mm到50mm，結(jié)果，如表1所示。

表1 雙輪同向激振仿真結(jié)果Tab.1 Parallel Wheel Travel Simulation Result

從汽車工程手冊(cè)等文獻(xiàn)中可知前束角的推薦范圍為（-0.5～0.5）°；外傾角的推薦范圍為（-2～0.5）°；后傾角的推薦范圍為（0～3）°；內(nèi)傾角推薦范圍為（6～13）°；車輪側(cè)向位移變化小于 5mm[5]。根據(jù)上表的仿真結(jié)果可以看出前束角、外傾角及車輪側(cè)向位移變化范圍偏大。在客車運(yùn)動(dòng)過程中，側(cè)向位移變化范圍大會(huì)使輪胎磨損嚴(yán)重，影響整車的安全性和穩(wěn)定性。因此，需要對(duì)該雙橫臂前懸架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

3 硬點(diǎn)坐標(biāo)優(yōu)化設(shè)計(jì)

先選用全因子設(shè)計(jì)算法對(duì)設(shè)計(jì)變量進(jìn)行靈敏度分析，得出雙輪同向激振工況下設(shè)計(jì)變量對(duì)前束角、外傾角及車輪側(cè)向位移的影響程度，根據(jù)影響程度的大小選擇設(shè)計(jì)變量。再基于響應(yīng)面法建立響應(yīng)面模型方程，并對(duì)其求出最優(yōu)解。

3.1 靈敏度分析

全因子設(shè)計(jì)算法是把設(shè)計(jì)變量的全部組合在不同水平上進(jìn)行試驗(yàn)，其優(yōu)點(diǎn)是精確性高。涉及的雙橫臂懸架為對(duì)稱布置，設(shè)置的工況為雙輪同向激振，因此車輪在跳動(dòng)過程中，主銷上下點(diǎn)、轉(zhuǎn)向橫拉桿與轉(zhuǎn)向節(jié)連接臂球鉸點(diǎn)和轉(zhuǎn)向節(jié)連接臂與轉(zhuǎn)向節(jié)固定點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)對(duì)四輪定位參數(shù)及車輪側(cè)向位移的靈敏度較低。而導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的硬點(diǎn)坐標(biāo)對(duì)定位參數(shù)有極為重要的影響，經(jīng)過多次對(duì)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)不同硬點(diǎn)的靈敏度分析后發(fā)現(xiàn)上下臂后、外點(diǎn)及上臂前點(diǎn)對(duì)四輪定位參數(shù)及車輪側(cè)向位移的靈敏度較高，其靈敏度分析結(jié)果，如圖2所示。結(jié)合客車實(shí)際的結(jié)構(gòu)布置及靈敏度分析結(jié)果，將 uca_rear_z（上臂后）、lca_rear_z（下臂后）、uca_outer_y（上臂外）、uca_outer_z（上臂外）、lca_outer_z（下臂外）、uca_front_z（上臂前）選為設(shè)計(jì)變量，分別記為 X1、X2、X3、X4、X5、X6，其可變動(dòng)范圍為±5mm。

圖2 靈敏度分析結(jié)果Fig.2 Sensitivity Analysis Solution

3.2 優(yōu)化設(shè)計(jì)

（1）目標(biāo)函數(shù)

采用加權(quán)法，加權(quán)因子的取值依據(jù)參考文獻(xiàn)[6]，其具體取值如下：

則目標(biāo)函數(shù)為：

式中：F1（Xi）、F2（Xi）、F3（Xi）—前束角、外傾角及車輪側(cè)向位移的變動(dòng)范圍。

（2）約束范圍

考慮到客車實(shí)際空間大小，設(shè)約束條件為：

（3）響應(yīng)面模型建立及驗(yàn)證

所謂響應(yīng)面法是將模型用多項(xiàng)式的形式來表達(dá)，其優(yōu)點(diǎn)為：（1）通過較少的試驗(yàn)獲得精確的結(jié)果；（2）通過選擇多項(xiàng)式的階數(shù)來擬合復(fù)雜模型，魯棒性好；（3）實(shí)用性強(qiáng)，實(shí)用范圍廣[7]。選用的是三階響應(yīng)面近似模型。其表達(dá)式為：

近似面模型的可靠性是通過確定性系數(shù)R2來說明的，其變動(dòng)范圍為（0～1），值越大則近似面模型的精確度越好[8]。可靠性驗(yàn)證結(jié)果，如表2所示。

表2 可靠性驗(yàn)證結(jié)果Tab.2 Reliability Validation Result

（4）硬點(diǎn)優(yōu)化

在Insight優(yōu)化界面中，通過設(shè)置權(quán)重因子和調(diào)節(jié)設(shè)計(jì)變量的值，對(duì)響應(yīng)面模型進(jìn)行優(yōu)化，得出目標(biāo)函數(shù)取最小值時(shí)的優(yōu)化坐標(biāo)。列出了優(yōu)化設(shè)計(jì)前后的硬點(diǎn)坐標(biāo)變化，如表3所示。

表3 硬點(diǎn)坐標(biāo)優(yōu)化前后對(duì)比Tab.3 Hard Point Coordinates Beforeand After Optimization

（5）結(jié)果對(duì)比

在Adams/Car中修改硬點(diǎn)坐標(biāo)，對(duì)修改后的懸架重新進(jìn)行仿真，對(duì)比結(jié)果如下：

①前束角的變化范圍由（-0.86°～0.46°）/100mm 優(yōu)化為（-0.36°～0.15°）/100mm，變化量減少了 0.81°。變化范圍減小可改善因輪胎側(cè)偏而引起的磨損及行駛阻力的增大，使車輛行駛性能增強(qiáng)[9]，優(yōu)化前后對(duì)比曲線，如圖3所示。

圖3 前束角優(yōu)化前后對(duì)比曲線Fig.3 Optimized Front Wheel Toe Angle Before and After Comparison Chart

②外傾角的變化范圍由（0.07°～1.20°）/100mm 優(yōu)化為（0.26°～0.77°）/100mm，變化量減少了0.76°。變化范圍減小可改善因外傾角變化引起的外傾推力的變化，提高直線行駛的穩(wěn)定性，優(yōu)化前后對(duì)比曲線[10]，如圖4所示。

圖4 外傾角優(yōu)化前后對(duì)比曲線Fig.4 Camber Optimization Before and After Comparison Chart

③后傾角的變化范圍由（1.87°～2.00°）/100mm 優(yōu)化為（1.94°～1.96°）/100mm，變化范圍減小了0.11°。合理的后傾角保證了汽車高速行駛回正性及直線行駛的穩(wěn)定性，優(yōu)化前后對(duì)比曲線[11]，如圖5所示。

圖5 后傾角優(yōu)化前后對(duì)比曲線Fig.5 Caster Angle Comparison Chart Before and After Optimization

④內(nèi)傾角的變化范圍均由（6.23°～6.86°）/100mm 優(yōu)化為（6.33°～6.77°）/100mm。變化范圍減小了0.19°。變化范圍減小使汽車在低速行駛時(shí)具有較好的低速回正及直線行駛性能，優(yōu)化前后對(duì)比曲線[12]，如圖6所示。

圖6 內(nèi)傾角優(yōu)化前后對(duì)比曲線Fig.6 Kingpin Inclination Comparison Chart Before and After Optimization

⑤車輪側(cè)向位移的變化范圍由（-0.09～6.69mm）/100mm優(yōu)化為（3.43～0.02mm）/100mm，變化量減少了為3.37mm。變化量減少會(huì)降低車輪的磨損，提高整車的操縱穩(wěn)定性。優(yōu)化前后曲線，如圖7所示。

圖7 側(cè)向位移優(yōu)化前后對(duì)比曲線Fig.7 Lateral Displacement Chart Before and After Optimization

從上述分析可以看出前束角、外傾角及側(cè)向位移曲線變化的很明顯，優(yōu)化后的變化范圍都在設(shè)計(jì)推薦的范圍之內(nèi)，有利于減少輪胎的磨損，提高了懸架的性能。

4 整車操縱穩(wěn)定性試驗(yàn)

對(duì)優(yōu)化設(shè)計(jì)后的懸架進(jìn)行試制并安裝在試驗(yàn)樣車上，在某車輛試驗(yàn)中心進(jìn)行了整車的操穩(wěn)性試驗(yàn)。使用英國(guó)VBOX數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)、英國(guó)Oxford陀螺儀和德國(guó)RSM測(cè)力方向盤等設(shè)備，嚴(yán)格按照2014年制定的汽車操縱穩(wěn)定性國(guó)標(biāo)要求進(jìn)行試驗(yàn)，驗(yàn)證懸架優(yōu)化設(shè)計(jì)的有效性及準(zhǔn)確性，為整車的設(shè)計(jì)開發(fā)提供了參考。樣車試驗(yàn)過程，如圖8所示。

圖8 樣車試驗(yàn)Fig.8 Real Vehicle Test

4.1 轉(zhuǎn)向回正性試驗(yàn)

為了測(cè)試汽車從圓周運(yùn)動(dòng)恢復(fù)到直線行駛的能力，采用低速轉(zhuǎn)向回正試驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證，試驗(yàn)主要是記錄橫擺角速度隨時(shí)間的關(guān)系，根據(jù)操縱穩(wěn)定性法規(guī)中的公式計(jì)算出橫擺角速度總方差。試驗(yàn)數(shù)據(jù)根據(jù)1999年制定的《汽車操縱穩(wěn)定性指標(biāo)限值與評(píng)價(jià)方法》進(jìn)行項(xiàng)目評(píng)分，懸架優(yōu)化前后的評(píng)分結(jié)果對(duì)比，如表4所示。

表4 優(yōu)化前后轉(zhuǎn)向回正試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比Tab.4 Steering Return Ability Test Result Comparison Before and After Optimization

4.2 穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)試驗(yàn)

在操縱穩(wěn)定性的評(píng)價(jià)體系中穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)特性是極為重要的項(xiàng)目，其測(cè)試目的是為了檢驗(yàn)汽車具有哪種穩(wěn)態(tài)響應(yīng)。通常情況下車輛應(yīng)具有適度的不足轉(zhuǎn)向特性，這樣可避免因過度轉(zhuǎn)向而造成的甩尾、側(cè)翻，保證駕駛的安全。懸架優(yōu)化前后評(píng)分結(jié)果對(duì)比，如表5所示。

表5 優(yōu)化前后穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比Tab.5 Stable Steering Test Result Comparison Before and After Optimization

4.3 轉(zhuǎn)向輕便性試驗(yàn)

轉(zhuǎn)向輕便性主要是通過測(cè)量轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角與作用力矩的值來求得項(xiàng)目評(píng)分，其目的是檢測(cè)汽車在轉(zhuǎn)彎過程中是否靈活輕便。通常期望在高速行駛時(shí)，轉(zhuǎn)向盤作用力需大一些，防止高速行駛時(shí)汽車左右漂移；低速時(shí)轉(zhuǎn)向盤作用力小一些，起步和行駛時(shí)靈活自如。懸架優(yōu)化前后結(jié)果對(duì)比，如表6所示。

表6 優(yōu)化前后轉(zhuǎn)向輕便性試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比Tab.6 Hard Steering Test Result Comparison Before and After Optimization

4.4 總結(jié)

根據(jù)轉(zhuǎn)向回正試驗(yàn)結(jié)果看出優(yōu)化后汽車殘留橫擺角速度減小，因此在行駛過程中不易發(fā)生側(cè)滑或甩尾，回正性能較好。從穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)試驗(yàn)中可以看出：（1）化后樣車呈現(xiàn)不足轉(zhuǎn)向特性且不足轉(zhuǎn)向梯度和車廂側(cè)傾度合理，加強(qiáng)了客車駕駛的安全；（2）優(yōu)化后樣車側(cè)傾角變小，轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)駕駛員乘客穩(wěn)定感增強(qiáng)。從轉(zhuǎn)向輕便試驗(yàn)中可以看出優(yōu)化后的轉(zhuǎn)向盤最大轉(zhuǎn)力和平均摩擦力均有所減小。因此經(jīng)優(yōu)化設(shè)計(jì)后的懸架不僅自身性能有很大的提高，而且使整車的操縱穩(wěn)定性有了明顯的提升。

5 結(jié)論

（1）通過雙輪同向激振仿真分析，發(fā)現(xiàn)前束、外傾角的變化范圍大于1°，側(cè)向位移變化范圍>5mm，均超過推薦范圍，對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化。

（2）對(duì)懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的硬點(diǎn)坐標(biāo)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，優(yōu)化后前束角變化量減少了0.81°，外傾角變化量減少了0.76°，側(cè)向位移減少了3.37mm，其余定位參數(shù)均略有改善。

（3）將優(yōu)化后操穩(wěn)結(jié)果與優(yōu)化前進(jìn)行對(duì)比評(píng)分，轉(zhuǎn)向回正評(píng)分提升了8.44，穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)評(píng)分提升了5.81，為后續(xù)懸架及整車的設(shè)計(jì)開發(fā)做指導(dǎo)。