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    增程式電動(dòng)SUV行駛穩(wěn)定性優(yōu)化設(shè)計(jì)

    2020-02-28 02:22:34董益亮景華斌林歡歐陽結(jié)新陳誠
    汽車文摘 2020年3期
    關(guān)鍵詞:后軸后輪程式

    董益亮 景華斌 林歡 歐陽結(jié)新 陳誠

    (東風(fēng)小康汽車有限公司,重慶市 402246)

    主題詞:增程式電動(dòng)汽車車 操穩(wěn)性 后軸荷占比 不足轉(zhuǎn)向度 側(cè)偏柔度 懸架K特性

    1 前言

    增程式電動(dòng)車是電動(dòng)汽車未來發(fā)展的重要方向,相對(duì)于普通乘用燃油車,增程式電動(dòng)汽車有很大差別,主要表現(xiàn)在3個(gè)方面。

    (1)整備質(zhì)量增大,前后載荷分配有差別,整車前輕后重,后軸荷占比較大;

    (2)驅(qū)動(dòng)方式改變,增程式電動(dòng)車通常是后輪驅(qū)動(dòng);

    (3)驅(qū)動(dòng)力大,加速性能好,后輪承受較大的縱向力。

    這3方面的差別對(duì)車輛行駛穩(wěn)定性和極限行駛能力都有巨大的影響。目前,國內(nèi)外還沒有專用的增程式電動(dòng)車底盤平臺(tái),通常在燃油車平臺(tái)基礎(chǔ)上開發(fā),為保證車輛的底盤性能,必須對(duì)傳統(tǒng)的燃油車底盤平臺(tái)做詳細(xì)的分析論證和優(yōu)化設(shè)計(jì)。

    2 前驅(qū)和后驅(qū)車輛動(dòng)力學(xué)性能差異分析

    2.1 后輪驅(qū)動(dòng)對(duì)汽車俯仰性能的影響

    為分析后懸架的抗俯仰性,將后懸架簡化為圖1所示的拖曳臂懸架,對(duì)鉸接點(diǎn)A取力矩平衡方程見式(1)、式(2)。

    式中,Wrs為靜止?fàn)顟B(tài)下后軸載荷;W為整車重量;ΔWr為加速工況下后輪載荷變化;Fxr為后輪縱向力;Kr為懸架剛度;Sr為加速工況下懸架變形量;ax縱向加速度;h為質(zhì)心高度;L為汽車軸距。

    圖1 后懸架抗加速下蹲性能原理

    由式(2)可知,若輪心位于鉸接點(diǎn)A下方,即e為正,車輪縱向力能夠減小后軸載荷轉(zhuǎn)移,后懸架壓縮量減小,即具有抗加速下蹲性能;若輪心位于鉸接點(diǎn)A上方,則e為負(fù),縱向力會(huì)加大后懸架載荷,即加劇了后懸架的加速下蹲量,為了提升后懸架的抗加速下蹲性能,對(duì)后驅(qū)車輛,后懸架應(yīng)具有較好的抗加速下蹲性能。

    對(duì)于后驅(qū)車輛,前輪縱向力較小,可忽略其影響,加速行駛時(shí),前輪載荷轉(zhuǎn)移為:

    式中,Kf前懸架剛度;Sf為前懸架變形量。

    燃油車通常為前輪驅(qū)動(dòng),設(shè)計(jì)上前懸架具有較好的抗加速舉升性能,因后輪是從動(dòng)輪,對(duì)后懸架抗加速下蹲性能沒有要求,通常較弱,有時(shí)甚至有負(fù)作用。若將燃油車由前輪驅(qū)動(dòng)改為后輪驅(qū)動(dòng),前懸架抗加速舉升性能則不能發(fā)揮,而較大的后輪驅(qū)動(dòng)力會(huì)加大后懸架下蹲量,由此造成整車加速俯仰大,前后懸架舉升量和下蹲量大。

    2.2 后輪驅(qū)動(dòng)對(duì)汽車轉(zhuǎn)彎性能的影響[3]

    用圖2所示的單軌模型,可推導(dǎo)出車輛做等速圓周行駛時(shí)的前后輪縱向力(推導(dǎo)過程略)。

    圖2 汽車單軌模型

    當(dāng)車輛做等速圓周行駛時(shí),˙=0,同時(shí)有˙=0和0,為汽車橫擺角加速度,可以推導(dǎo)出前后車輪上的切向力之和為:

    式中,F(xiàn)xf為前輪縱向力;Fxr為后輪縱向力;m為汽車質(zhì)量;Lr為汽車質(zhì)心至后軸中心距離;L為汽車軸距;β為汽車質(zhì)心處的側(cè)偏角,即質(zhì)心處速度與車輛縱軸的夾角;ψ為汽車橫擺角,定義為車輛縱軸與地面固定坐標(biāo)X軸的夾角;δ為前輪轉(zhuǎn)向角;Flx為空氣阻力沿汽車縱向中心軸線的分力;ρ為轉(zhuǎn)彎半徑。

    汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí),驅(qū)動(dòng)輪驅(qū)動(dòng)力與車速、側(cè)向加速度、前輪轉(zhuǎn)角有關(guān),前輪轉(zhuǎn)角越大,車速越高,驅(qū)動(dòng)輪縱向力越大。當(dāng)汽車為前輪驅(qū)動(dòng)時(shí),后輪無驅(qū)動(dòng)力,為維持汽車等速圓周行駛,前輪施加較大的驅(qū)動(dòng)力,以克服空氣阻力、滾動(dòng)阻力、摩擦力等,當(dāng)汽車為后輪驅(qū)動(dòng)時(shí),驅(qū)動(dòng)力在后輪,后輪縱向力較大。車速越高,F(xiàn)lx越大,驅(qū)動(dòng)輪縱向力越大。較大驅(qū)動(dòng)力的存在,會(huì)降低輪胎的側(cè)向附著性能,使后軸更容易發(fā)生甩尾、側(cè)滑、跟隨性變差等問題[1-2]。

    2.3 前后軸荷分配對(duì)汽車轉(zhuǎn)彎性能的影響

    用圖2所示的單軌模型,可推導(dǎo)出車輛做等速圓周行駛時(shí)的前后輪側(cè)向力(推導(dǎo)過程略)。

    當(dāng)車輛做等速圓周行駛時(shí),˙=0,同時(shí)有˙=0和0,可以推導(dǎo)出前后車輪上側(cè)向力為:

    式中,F(xiàn)yf為前輪側(cè)向力;Fyr為后輪側(cè)向力;L為汽車軸距;˙為汽車橫擺角速度;δ為前輪轉(zhuǎn)向角;Mzf為前輪回正力矩;Mzr為后輪回正力矩。

    Mzf和Mzr數(shù)值較小,由式(5)和(6)可見,后輪側(cè)向力主要與質(zhì)心位置和側(cè)向加速度有關(guān),前輪側(cè)向力除了與質(zhì)心位置和側(cè)向加速度有關(guān)外,還與前輪轉(zhuǎn)角有關(guān),前輪轉(zhuǎn)角增大,側(cè)向力減小。

    增程式電動(dòng)車后輪承受的載荷較大,通常大于50%,加之后輪驅(qū)動(dòng),使后輪承受較大的縱向力和側(cè)向力。在轉(zhuǎn)彎行駛時(shí),后輪側(cè)向力較大,側(cè)偏角大,加之承受較大的縱向力,使附著極限下降,容易發(fā)生甩尾、側(cè)滑、跟隨性差等現(xiàn)象。若后懸架幾何抗下蹲性能不好,在直線加速行駛時(shí),較大的后輪縱向力,會(huì)使后懸架下蹲量增大,前輪縱向力較小,幾何抗舉升性能不能發(fā)揮作用,使前懸架舉升量也較大。由于這幾方面的原因,在傳統(tǒng)的燃油車底盤平臺(tái)基礎(chǔ)上開發(fā)增程式電動(dòng)車會(huì)面臨以上諸多問題,嚴(yán)重影響車輛行駛的穩(wěn)定性和安全性,必須對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

    3 某燃油車SUV操穩(wěn)性能仿真分析

    公司某燃油車SUV,前輪驅(qū)動(dòng),前懸架為麥弗遜獨(dú)立懸架,后懸架為多連桿獨(dú)立懸架,輪胎型號(hào)245/50R18,在該平臺(tái)基礎(chǔ)上開發(fā)增程式電動(dòng)車,輪距和軸距保持不變,重量參數(shù)及差異如表1所示。

    表1 重量參數(shù)對(duì)比

    由表1可見,增程式電動(dòng)車相對(duì)于燃油車,整車重量增大了310 kg,主要是增大了后懸架簧上質(zhì)量,后軸荷占比增大了6.1%,對(duì)轉(zhuǎn)彎行駛穩(wěn)定性和車體控制不利,優(yōu)點(diǎn)是重心高度下降了55 mm,對(duì)車體側(cè)傾和俯仰控制有利。

    3.1 燃油和增程式電動(dòng)SUV底盤性能對(duì)比分析

    保持底盤硬點(diǎn)、零部件、輪胎、整車尺寸參數(shù)等不變,分別建立燃油車和增程式電動(dòng)車整車多體模型,由于增程式電動(dòng)SUV整車重量參數(shù)變化較大,對(duì)前后彈簧、減震器阻尼和穩(wěn)定桿做了初匹配,分別進(jìn)行穩(wěn)定圓和直線加速仿真分析,分析結(jié)果如表2所示。

    表2 操穩(wěn)性對(duì)比評(píng)價(jià)

    由表2可見,整車重量增加,后軸荷占比提高,前輪驅(qū)動(dòng)改為后輪驅(qū)動(dòng),使整車操穩(wěn)性基本指標(biāo)發(fā)生了重大變化,主要表現(xiàn)在不足轉(zhuǎn)向減小,后軸側(cè)偏角增大,加速俯仰梯度增大,前后軸的舉升和壓縮梯度增大,因而整車操穩(wěn)性有較大下降,嚴(yán)重影響駕駛感受。

    3.2 前后懸架K特性對(duì)比分析

    前后懸架K特性分析結(jié)果如表3所示。

    由表3前后懸架K特性分析結(jié)果可知,造成增程式電動(dòng)車操穩(wěn)性差的主要原因是后懸架性能不滿足要求。

    表3 基礎(chǔ)車前后懸架K特性分析結(jié)果

    基礎(chǔ)車后懸架存在以下問題。

    (1)輪心跳動(dòng)縱向位移梯度為正值且數(shù)值較大,后輪縱向驅(qū)動(dòng)力將加劇后懸架壓縮,因而在加速行駛工況下,后懸架下蹲較大,見表2直線加速工況分析結(jié)果。

    (2)前懸架雖然有抗加速舉升功能,由于前輪縱向力小,使前懸架加速舉升梯度也較大,見表2。

    (3)后懸架跳動(dòng)轉(zhuǎn)向和側(cè)傾轉(zhuǎn)向梯度小,使車輛不足轉(zhuǎn)向度較小,后軸側(cè)偏柔度大,見表2。

    (4)后懸架車輪跳動(dòng)外傾小,會(huì)造成后軸抓地性和跟隨性下降,見表2。

    4 燃油車SUV后懸架優(yōu)化設(shè)計(jì)

    4.1 建立后懸架優(yōu)化模型

    使用Isight軟件建立后懸架優(yōu)化模型,如圖3所示,對(duì)基礎(chǔ)車后懸架硬點(diǎn)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

    圖3 后懸架多目標(biāo)優(yōu)化模型

    (1)優(yōu)化目標(biāo)

    a.使平行輪跳時(shí)后輪心向后移動(dòng),跳動(dòng)縱向位移梯度處于[-180,-140]范圍內(nèi);

    b.增大后輪跳動(dòng)外傾梯度,使后輪跳動(dòng)外傾梯度處于[-20,-15]范圍內(nèi);

    c.提高后輪跳動(dòng)轉(zhuǎn)向梯度,使后輪跳動(dòng)轉(zhuǎn)向梯度處于[5,8]范圍內(nèi)。

    (2)約束條件

    a. 最大限度的底盤零部件通用化,措施是:后懸架硬點(diǎn)變化盡可能小,盡量將后懸架硬點(diǎn)變化集中到幾個(gè)點(diǎn)上;

    b.前懸架保持不變,與燃油車完全通用;

    c.滿足總布置要求:在燃油車平臺(tái)上布置驅(qū)動(dòng)電機(jī)和電池總成等,受空間限制,難度較大,硬點(diǎn)變化必須滿足總布置要求。

    4.2 參數(shù)靈敏度分析

    使用后懸架優(yōu)化模型,進(jìn)行設(shè)計(jì)參數(shù)靈敏度分析,分析結(jié)果如圖4至圖6所示。

    圖4 后輪跳動(dòng)外傾靈敏度分析結(jié)果

    圖5 后輪跳動(dòng)轉(zhuǎn)向靈敏度分析結(jié)果

    圖6 后輪心跳動(dòng)縱向位移靈敏度分析結(jié)果

    由圖4~6可見,對(duì)后輪跳動(dòng)外傾、跳動(dòng)轉(zhuǎn)向和輪心跳動(dòng)縱向位移梯度影響較大的參數(shù)是:上控制臂內(nèi)點(diǎn)Z坐標(biāo),上控制臂外點(diǎn)Z坐標(biāo),前束調(diào)節(jié)桿內(nèi)點(diǎn)Z坐標(biāo),下控制臂內(nèi)點(diǎn)Z坐標(biāo),縱臂與車身連接點(diǎn)Z坐標(biāo),輪心Z坐標(biāo)。

    按照零部件盡量通用化原則,為此應(yīng)盡量將后懸架硬點(diǎn)變化集中到幾個(gè)點(diǎn)上,盡量將變化集中到一個(gè)零部件上。根據(jù)工程實(shí)際,最終選擇上控制臂內(nèi)點(diǎn)Z坐標(biāo)、下控制臂內(nèi)點(diǎn)Z坐標(biāo)、前束調(diào)節(jié)桿內(nèi)點(diǎn)Z坐標(biāo)、縱臂與車身連接點(diǎn)Z坐標(biāo)作為優(yōu)化設(shè)計(jì)變量如圖7所示。按照總布置要求確定設(shè)計(jì)變量的設(shè)計(jì)范圍,以保證工程上的可行性。

    圖7 優(yōu)化設(shè)計(jì)變量

    4.3 優(yōu)化設(shè)計(jì)[4-5]

    使用圖3所示的優(yōu)化設(shè)計(jì)模型,運(yùn)用多目標(biāo)遺傳算法,在設(shè)計(jì)空間內(nèi)尋求最優(yōu)設(shè)計(jì)方案,硬點(diǎn)優(yōu)化設(shè)計(jì)方案如表4所示,優(yōu)化后的懸架特性如表5所示。

    表4 硬點(diǎn)優(yōu)化設(shè)計(jì)方案 mm

    表5 優(yōu)化前后—懸架特性

    由表5數(shù)據(jù)可見,優(yōu)化后的懸架特性參數(shù)發(fā)生了較大變化,理論上滿足增程式電動(dòng)車要求。

    5 優(yōu)化設(shè)計(jì)方案驗(yàn)證

    5.1 優(yōu)化方案虛擬驗(yàn)證[6]

    使用整車多體模型分析開發(fā)車操穩(wěn)性,分析結(jié)果如表6所示。

    表6 操穩(wěn)性對(duì)比評(píng)價(jià)表

    由表6可見,后懸架優(yōu)化方案使整車不足轉(zhuǎn)向提高,接近燃油車水平,后軸側(cè)偏柔度減小(側(cè)偏剛度提升),但比燃油車略差,提升了后軸的跟隨性和抓地性。優(yōu)化方案減小了車體加速俯仰梯度,后懸架加速壓縮梯度大幅減小,車體控制優(yōu)于燃油車。

    5.2 優(yōu)化方案實(shí)車驗(yàn)證

    公司制作設(shè)計(jì)樣車,包括優(yōu)化前和優(yōu)化后兩臺(tái)樣車,通過設(shè)計(jì)樣車主觀評(píng)價(jià),優(yōu)化方案在不足轉(zhuǎn)向度,后軸抓地性、跟隨性和穩(wěn)定性方面得到了明顯提升,接近燃油車水平,車體控制總體上優(yōu)于燃油車。

    6 結(jié)束語

    在傳統(tǒng)燃油車底盤平臺(tái)上開發(fā)增程式電動(dòng)車面臨諸多底盤性能問題,主要問題點(diǎn)通常在后懸架,后懸架一般不能直接借用,必須進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。本文通過理論分析、懸架K&C分析、整車操穩(wěn)性分析、懸架K特性多目標(biāo)優(yōu)化等手段,在保證底盤零部件通用化的基礎(chǔ)上,達(dá)到底盤性能設(shè)計(jì)目標(biāo)要求。

    整車重量、前后軸荷分配、重心高度、驅(qū)動(dòng)方式及驅(qū)動(dòng)力大小等對(duì)底盤性能有重大影響,燃油車和增程式電動(dòng)車同平臺(tái)開發(fā),零部件和結(jié)構(gòu)變化較多,底盤零部件通用化率不高,從長遠(yuǎn)看,應(yīng)開發(fā)專用的電動(dòng)車底盤平臺(tái)。

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