基于平順性和操穩(wěn)的某重型越野車懸架參數(shù)優(yōu)化

居剛，王凱峰，陳興華

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

前言

懸架是汽車上的重要組成部件，其性能的優(yōu)劣直接影響著汽車的平順性與操縱穩(wěn)定性，懸架應具有良好的運動學特性，在其輪跳中應保證輪跳定位參數(shù)在合理的范圍內(nèi)變動，從而改善汽車的操縱穩(wěn)定性和轉向輕便性、減少輪胎的磨損等[1]。本文通過懸架模型的建立，并對懸架進行分析，再得到各種性能曲線，選取不合理的性能參數(shù)作為優(yōu)化目標，并對設計參數(shù)進行優(yōu)化，以改善懸架系統(tǒng)性能，提高設計效率。

1 模型建立

整車多體動力學模型的建立是在整車三維模型的基礎上建立的參數(shù)化模型，其不僅反映了整車及各部件的外形尺寸和質量特征，還輸入了彈簧、阻尼器和襯套等所屬的力學參數(shù)，能夠很好地還原整車的真實特性，所以在對整車多體動力學模型的仿真更接近整車試驗水平。

本文所研究的是一款帶平衡軸懸架的 8X8重型戰(zhàn)術車輛，其第一軸和第二軸分別采用的是帶鋼板彈簧的非獨立懸架，第三軸和第四軸共同采用一等臂式平衡軸懸架，第一軸和第二軸懸架采用少片式鋼板彈簧，平衡軸懸架用一根反向安裝的少片式鋼板彈簧作為彈性元件，每一軸上均采用雙向筒式液壓減振器作為阻尼元件且安裝限位塊。

整車建模具體的步驟：

（1）將整車分解成若干個子系統(tǒng)，本文所研究的車型分別如下：第一軸懸架子系統(tǒng)、第二軸懸架子系統(tǒng)、平衡軸懸架子系統(tǒng)、前鋼板彈簧子系統(tǒng)、后鋼板彈簧子系統(tǒng)、動力總成子系統(tǒng)、車身子系統(tǒng)、轉向系統(tǒng)子系統(tǒng)和輪胎子系統(tǒng)。并分清各個子系統(tǒng)之間的相互連接關系，為下面的通訊器的建立做準備。

（2）在Template Builder中，建立各個子系統(tǒng)相對應的模板，先從結構形式上建模，由幾何參數(shù)對各個零部件建立模型，再由質量參數(shù)和力學特性參數(shù)修改各個零部件的質量、轉動慣量以及屬性文件等，并建立用以連接的通訊器。

（3）在上一步的基礎上，對建立好的的模板建立相對應的子系統(tǒng)模型。

（4）將上述已經(jīng)建立好的子系統(tǒng)在Standard Interface中裝配成整車多體動力學模型。

整車建模的拓撲關系圖如圖1所示：

圖1 整車建模的拓撲關系圖

2 平順性參數(shù)的優(yōu)化與分析

2.1 優(yōu)化變量與目標的確定

為了進一步改善車輛輪胎側磨狀況，對懸架參數(shù)進行進一步優(yōu)化。優(yōu)化設計中選擇車輪前束角、車輪外傾角在仿真過程中的最大絕對值作為優(yōu)化目標，使優(yōu)化目標的變動范圍盡可能縮小[2]。選擇板簧前卷耳點，吊耳點，橫向拉桿端點三個硬點的九個坐標值作為優(yōu)化的變量，硬點的坐標變化范圍設定為[-10,10]mm[3]。

2.2 靈敏度分析

利用Adams/Insight進行試驗設計，試驗策略采用二水平試驗設計篩分法，使用這種方法對九個設計變量進行篩選，選取其中影響度較大的設計變量，采用全因子設計方法[4]。

運行試驗后，對仿真結果進行擬合。R2和R2adj表示擬合的好壞程度，當R2在0～1之間，越大越好，且理想的擬合狀態(tài)是大于0.9；R2adj 通常小于R2，R2adj 的值為 1 時表明擬合得非常好；P是指擬合表達式中是否含有有用項，擬合表達式中的有用項個數(shù)隨著P值的減小而增多；R/V是指模型計算值和原始數(shù)據(jù)點之間的關系，其值越高，表明預測結果越好，當R/V值高于10時，預測結果非常理想；當 R/V值低于4時，預測的結果非常不理想[5]。通過擬合良好程度（Goodness-of-fit）項檢查擬合得好壞，其各值見圖2，從表中可以看出擬合得比較理想。

圖2 仿真擬合圖

導出分析結果，從中可以看出各因素對應的影響度，對前束角影響度較大的變量如圖3，圖4所示。

圖3 分析結果圖

圖4 分析結果圖

從圖3可以看出在第一軸中前卷耳點的x坐標對前束角的影響度超過10%，需對其進行優(yōu)化。圖4可以看出第二軸中前卷耳點的x,z坐標對前束角的影響度超過了10%，因此需要調(diào)整這兩個坐標對第二軸進行優(yōu)化。

2.3 優(yōu)化前后仿真分析結果對比

根據(jù)靈敏度分析，對影響較大的兩個坐標在相對范圍[-10,10]內(nèi)進行調(diào)整，優(yōu)化前后的結果對比圖如下。

圖5 第一軸前束角優(yōu)化前后對比

圖6 第一軸優(yōu)化前后主銷 后傾角對比

圖7 第一軸優(yōu)化前后外傾角對比

圖8 第一軸優(yōu)化前后主銷 內(nèi)傾角對比

圖9 第一軸優(yōu)化前后輪距變動對比

圖10 第二軸優(yōu)化前后 前束角對比

圖12 第二軸優(yōu)化前后 外傾角對比

圖11 第二軸優(yōu)化前后主銷后傾角對比

圖13 第二軸優(yōu)化前后主銷內(nèi)傾角對比

圖14 第二軸優(yōu)化前后輪 距變化對比

由前后對比分析圖可以看出，優(yōu)化過后輪跳過程中，前束角、主銷內(nèi)傾角，外傾角，輪距變動的變化范圍都不同程度減小，達到了預期的目標，主銷后傾角的變化范圍有一定程度的增大，這是優(yōu)化前束角和外傾角的過程中所不可避免的，增大的程度完全是可以接受的。

3 轉向回正性參數(shù)的優(yōu)化與驗證

3.1 參數(shù)的選取

根據(jù)上述對影響重型戰(zhàn)術車輛操縱穩(wěn)定性因素的分析，其中殘余橫擺角速度與主銷后傾角和主銷內(nèi)傾角成反相關，但受板簧剛度的變化的影響很小。而側傾角受主銷內(nèi)傾角和主銷后傾角的影響很小，當板簧剛度降低時，側傾角也會隨之減小，但減小幅度很小，故不對板簧剛度做調(diào)整。由分析結果確定一組更優(yōu)的懸架參數(shù)，一二橋的主銷內(nèi)傾角取7.8°，主銷后傾角取 4°。參數(shù)優(yōu)化前后的硬點坐標和板簧參數(shù)如表1和表2所示。

表1 一橋優(yōu)化前后的硬點坐標和參數(shù)對比

表2 二橋優(yōu)化前后的硬點坐標和參數(shù)對比

3.2 優(yōu)化參數(shù)的驗證

把優(yōu)化后的參數(shù)帶入整車仿真模型中進行操縱穩(wěn)定性仿真驗證，與優(yōu)化前的仿真結果進行對比。

3.2.1 整車穩(wěn)態(tài)回轉試驗仿真分析

圖15 整車穩(wěn)態(tài)回轉仿真軌跡

圖16 縱向車速VS側向加速度

圖17 橫擺角速度VS側向加速度

圖18 側傾角VS側向加速度

圖19 側偏角VS側向加速度

把優(yōu)化后的參數(shù)帶入整車仿真模型進行穩(wěn)態(tài)回轉試驗，使汽車以最低穩(wěn)定速度沿半徑為 15m的圓周行駛，待穩(wěn)定后，緩緩連續(xù)而均勻地加速（縱向加速度不超過0.25m/s2），直至汽車的側向加速度達到6.5m/s2（或受發(fā)動機功率限制而所能達到的最大側向加速度、或汽車出現(xiàn)不穩(wěn)定狀態(tài)）為止，記錄整個過程。

對上述數(shù)據(jù)進行處理得到轉彎半徑比的仿真結果和前后側偏角的仿真結果如圖20和圖21。

圖20 半徑比VS側向加速度

圖21 前后側偏角VS側向加速度

依據(jù)QC/T 480汽車操縱穩(wěn)定性指標限值與評價方法，對整車穩(wěn)態(tài)回轉性能的評價計分如表3。

表3 穩(wěn)態(tài)回轉性能評分

3.2.2 轉向回正試驗仿真分析

轉向回正試驗用于確定車輛的轉向回正力，評價汽車由曲線自行恢復到直線行駛的能力。低速回正試驗是使汽車沿半徑為15±1m的圓周行駛，調(diào)整車速，使側向加速度達到0.4g,固定轉向盤轉角，穩(wěn)定車速并開始記錄，待3s后，駕駛員突然松開轉向盤，記錄松手后4s的汽車運動過程。

圖22 低速回正仿真行駛軌跡

圖23 橫擺角速度響應

圖24 方向盤轉角輸入曲線

表4 轉向回正性能評分

依據(jù)QC/T 480汽車操縱穩(wěn)定性指標

限值與評價方法，對整車轉向回正性能的評價計分如表4所示。

3.3 分析評價

根據(jù)上述的評分結果可以看出，相對于優(yōu)化前的指標評分，優(yōu)化后的模型在穩(wěn)態(tài)回轉性能上基本沒有區(qū)別，分值不相上下，在轉向回正性能上，仿真后該車輛的殘余橫擺角速度由6.32 deg/s減小到5.09 deg/s，轉向回正的評分也由優(yōu)化前的66.9增加為優(yōu)化后的77.7，表明該車輛的操縱穩(wěn)定性在優(yōu)化后得到了較為明顯的改善。

4 結論

本文通過建立某重型越野車平順性和操縱穩(wěn)定性的模擬仿真分析模型，并基于各自評價指標進行分析計算，建立起該重型越野車的優(yōu)化設計模型和優(yōu)化目標，通過對懸架系統(tǒng)剛度值和阻尼值的優(yōu)化分析計算，得出新的優(yōu)化參數(shù)，結果表明車輛的平順性和操縱穩(wěn)定性均得到了較好的改善，仿真模型對懸架系統(tǒng)關鍵性能的優(yōu)化起到重要指導作用。