雙激勵(lì)下輪轂電機(jī)懸置構(gòu)型對電動(dòng)車平順性的影響

韓以倫, 李國珊, 陳 濤

(山東科技大學(xué) 交通學(xué)院， 山東 青島 266000)

由于輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車(in-wheel motor electric vehicle, IWM-EV)具有環(huán)境友好和能源節(jié)約的優(yōu)點(diǎn)，已成為追逐的研究熱點(diǎn)和未來發(fā)展方向[1-2]. 由于引入輪轂電機(jī)非簧載質(zhì)量過大導(dǎo)致車輛垂向振動(dòng)負(fù)效應(yīng)問題的產(chǎn)生，路面和電機(jī)耦合作用產(chǎn)生不平衡電磁力，使得輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車較內(nèi)燃機(jī)和單電機(jī)集中驅(qū)動(dòng)的汽車相比，出現(xiàn)車輛平順性與安全性下降問題. 目前，國內(nèi)外學(xué)者對輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車平順性問題開展了一些研究. 文獻(xiàn)[3]指出輪轂電機(jī)電動(dòng)車非簧載質(zhì)量過大，對車輛平順性產(chǎn)生負(fù)效應(yīng). 文獻(xiàn)[4]提出可以通過將輪轂電機(jī)作為動(dòng)力吸振器質(zhì)量元件懸置于車輪，以改善輪轂電機(jī)與車輪直接相連對車輛產(chǎn)生的沖擊. 文獻(xiàn)[5]給出簧下質(zhì)量對車輛垂向負(fù)效應(yīng)的具體分析，并將輪轂電機(jī)懸置于輪內(nèi)進(jìn)行模型仿真. 文獻(xiàn)[6]提出輪內(nèi)懸置結(jié)構(gòu)，并以非簧載質(zhì)量的垂向振動(dòng)量為目標(biāo)函數(shù)，對構(gòu)型主要參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化分析. 文獻(xiàn)[7]指出開關(guān)磁阻電機(jī)激勵(lì)對電動(dòng)車輛垂向性能的影響主要在低車速范圍. 文獻(xiàn)[8]提出一種新型內(nèi)置懸置電動(dòng)輪結(jié)構(gòu)，分析了路面和電磁雙重激勵(lì)下電動(dòng)車輛垂向振動(dòng)性能. 以上研究雖然對輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車垂向性能降低問題有所論述，并提出相應(yīng)的解決措施，但沒有考慮到在雙重激勵(lì)下電機(jī)懸置作為質(zhì)量元件部分的優(yōu)化方案或給予原理解釋.

針對上述問題，本文對比了傳統(tǒng)集中電機(jī)和常規(guī)輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車垂向性能，然后分析加入動(dòng)態(tài)吸振器方案的可行性，在此基礎(chǔ)上，提出兩種輪轂電機(jī)作為懸置的動(dòng)態(tài)吸振器的質(zhì)量元件的構(gòu)型方案，建立兩種方案的1/4電動(dòng)輪車輛振動(dòng)模型，在定轉(zhuǎn)子位移不超過輪輞內(nèi)部限制的前提下，分析在路面激勵(lì)和電機(jī)垂向激勵(lì)共同作用下兩種方案的平順性能，并綜合選出較優(yōu)方案，最后利用基于Pareto解的精英策略非支配排序遺傳NSGA-Ⅱ算法對優(yōu)選的懸置方案中動(dòng)態(tài)吸振器參數(shù)進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計(jì).

1 IWM-EV動(dòng)力學(xué)模型

1.1 1/4車輛動(dòng)力學(xué)模型

輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車采用了輪轂電機(jī)作為新的驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)并將其集中在各個(gè)驅(qū)動(dòng)輪內(nèi)，底盤結(jié)構(gòu)明顯改變，電機(jī)的電磁振動(dòng)將直接作用于懸架，進(jìn)而傳遞至車身，從而加劇車身振動(dòng)和噪聲，對車輛平順性和安全性均產(chǎn)生不利影響. 傳統(tǒng)集中電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車(electric vehicle, EV)和常規(guī)輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車區(qū)別在于電機(jī)安置方式不同導(dǎo)致簧載質(zhì)量與非簧載質(zhì)量比值差異，具體模型如圖1所示.

(a)集中電機(jī)EV (b)IWM-EV

圖1中兩種模型的振動(dòng)微分方程分別為

(1)

(2)

式中：m1為非簧載質(zhì)量；m2為簧載質(zhì)量；md為電機(jī)質(zhì)量；y0為路面激勵(lì)；yi表示相應(yīng)質(zhì)量塊的位移，i=1、2；k1、c1分別表示輪胎剛度、阻尼；k2、c2分別表示懸架剛度、阻尼.

1.2 內(nèi)置動(dòng)態(tài)吸振器模型

為減緩輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車由于輪轂電機(jī)的引入使得非簧載質(zhì)量過大帶來的輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車的輪胎波動(dòng)量增大等車輛垂向振動(dòng)負(fù)效應(yīng)問題，對于內(nèi)置輪轂電機(jī)車輪部分加置動(dòng)態(tài)吸振器(dynamic vibration absorber, DVA)，模型如圖2所示. 動(dòng)態(tài)吸振器中的質(zhì)量元件通過橡膠襯套與車輪部分相連，用于吸收車輪部分質(zhì)量振動(dòng).

圖2 內(nèi)置動(dòng)態(tài)吸振器IWM-EV動(dòng)力學(xué)模型

圖2模型的振動(dòng)微分方程為

(3)

式中：m3、k3、c3、y3分別為動(dòng)態(tài)吸振器的質(zhì)量、剛度、阻尼和位移，其他參數(shù)如前所述. 具體參數(shù)取值[9]：m1=45 kg，m2=420 kg，md=30 kg，m3=30 kg，k1=360 kN/m，k2=80 kN/m，k3=40 kN/m，c1=1 kN/(m·s-1)，c2=5 kN/(m·s-1)，c3=1 kN/(m·s-1).

1.3 3種電動(dòng)汽車1/4模型分析比較

選取B級路面，車速為60 km/h時(shí)以上3種車輛模型進(jìn)行平順性仿真，并選取車身垂向加速度、懸架動(dòng)行程、輪胎動(dòng)載荷為評價(jià)指標(biāo)，應(yīng)用MATLAB搭建模型，其垂向性能對比結(jié)果如圖3所示. 圖3表明，常規(guī)輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)汽車的平順性指標(biāo)響應(yīng)值均高于集成電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)車，而加置動(dòng)態(tài)吸振器后的輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)車在5 Hz頻率附近及更高頻率區(qū)域處的平順性較常規(guī)輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車有顯著的改善，減緩了車輪共振頻率和人體敏感區(qū)域的垂向振動(dòng). 在仿真中，電機(jī)部分質(zhì)量和吸振器質(zhì)量元件都為30 kg，現(xiàn)分別將質(zhì)量元件取值為10、20、30、40、50 kg進(jìn)行對比分析懸置質(zhì)量對平順性的影響，加置動(dòng)態(tài)吸振器的輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車垂向性能指標(biāo)功率譜密度如圖4～6所示.

(a)車身加速度 (b)懸架動(dòng)行程 (c)輪胎動(dòng)載荷

(a)10 kg (b)20 kg (c)30 kg (d)40 kg (e)50 kg

(a)10 kg (b)20 kg (c)30 kg (d)40 kg (e)50 kg

(a)10 kg (b)20 kg (c)30 kg (d)40 kg (e)50 kg

由圖4～6可知，動(dòng)態(tài)吸振器中的質(zhì)量元件存在使輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車垂向振動(dòng)性能改善較大的有效值區(qū)域，當(dāng)動(dòng)態(tài)吸振器中的質(zhì)量元件取[10 kg,30 kg]時(shí)，可顯著改善電動(dòng)汽車的車身加速度和輪胎動(dòng)載荷，提高車輛平順性. 電機(jī)轉(zhuǎn)化為動(dòng)態(tài)吸振器后能改善輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車因非簧載質(zhì)量過大而帶來垂向振動(dòng)負(fù)效應(yīng)，也能有效減小非簧載質(zhì)量. 根據(jù)質(zhì)量元件合適的取值區(qū)間，考慮將輪轂電機(jī)中定子部分懸置或?qū)⑤嗇炿姍C(jī)整體懸置作為動(dòng)態(tài)吸振器中的質(zhì)量元件，兩種方案見圖7.

根據(jù)圖4～6中各響應(yīng)值功率譜密度可計(jì)算得到不同質(zhì)量下的均方根值，質(zhì)量從10 kg依次遞增10 kg至50 kg所對應(yīng)的車身加速度均方根值依次為2.364、1.411、1.389、1.396、1.385 m/s2，懸架動(dòng)行程均方根值依次為3.914、3.912、3.895、3.890、3.850 mm，輪胎動(dòng)載荷均方根值依次為837.136、808.112、812.785、817.455、823.899 N.

(a)電機(jī)定子懸置 (b)電機(jī)整體懸置

兩種輪轂電機(jī)懸置方案的振動(dòng)微分方程分別為

(4)

(5)

2 路面激勵(lì)下輪轂電機(jī)電磁激勵(lì)計(jì)算

2.1 路面激勵(lì)

對于路面激勵(lì)，其功率譜密度Gq(f)[10]表示為

(6)

(7)

式中：f為路面激勵(lì)時(shí)間頻率，f=un，其中u為車速，n為空間頻率；n0為參考空間頻率；nq為下截止空間頻率；Gq(n0)為路面不平度系數(shù).

將一階濾波器作為系統(tǒng)特性建立濾波白噪聲，系統(tǒng)輸入為理想白噪聲，系統(tǒng)輸出為路面激勵(lì)如圖8所示，則基于濾波白噪聲對應(yīng)式(7)的路面激勵(lì)為

(8)

式中q為路面激勵(lì)，ω(t)為零均值和單位功率譜密度的理想白噪聲.

圖8 B級路面激勵(lì)

2.2 輪轂電機(jī)垂向激勵(lì)

2.2.1 輪轂電機(jī)氣隙長度模型

輪轂電機(jī)氣隙模型如圖9所示，對于表面貼式永磁同步電機(jī)(permanent magnet synchronous motor, PMSM)來說，電機(jī)均勻/不均勻氣隙長度為時(shí)間t的函數(shù)，可表示[11]為

ge(θ,t)=g0[1-εcos(ωrt-γ)].

(9)

式中：ge為偏心轉(zhuǎn)子氣隙；g0為轉(zhuǎn)子不偏心時(shí)平均氣隙長度；ε為相對偏心率，ε=e/g0,e為定轉(zhuǎn)子相對位移量；ωr為轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速；γ為轉(zhuǎn)子角位置.

圖9 表面貼式永磁同步電機(jī)氣隙模型

2.2.2 氣隙磁通密度計(jì)算

瞬態(tài)氣隙磁場的磁通密度包含空載氣隙磁場磁通密度和繞組產(chǎn)生電樞反應(yīng)磁場的磁通密度兩部分[12-13]，徑向電磁力可以通過氣隙磁密和真空磁導(dǎo)率進(jìn)行求解，此時(shí)總的負(fù)載磁通密度為

(10)

θm=α-ωrt，

(11)

(12)

2.2.3 輪轂電機(jī)徑向電磁力計(jì)算

根據(jù)計(jì)算得到的氣隙磁密，依據(jù)Maxwell應(yīng)力張量理論[14]，極坐標(biāo)下氣隙磁場的徑向力密度和切向力密度分別為

(13)

(14)

式中：μ0為真空磁導(dǎo)率，BLrad(s,t)、BLtan(s,t)分別為氣隙偏心下的徑向和切向磁通密度.

根據(jù)圖9，將式(13)、(14)轉(zhuǎn)換至Cartesian坐標(biāo)系，有

fy=fradsinθ-ftancosθ，

對上式積分，可得徑向電磁力為

BLtan(s,t)2]sinθ-[2BLrad(s,t)BLtan(s,t)]·

cosθ}dθ.

(15)

式中:la為永磁同步電機(jī)軸向氣隙長度，r為積分半徑.

在均勻氣隙下電磁力密度呈周期分布排列在圓周方向，當(dāng)受到路面激勵(lì)后，輪胎跳動(dòng)、軸承磨損及偏移等都將導(dǎo)致氣隙呈偏心分布，進(jìn)而引起氣隙磁場畸變產(chǎn)生異常氣隙電磁力波并作用于定、轉(zhuǎn)子振動(dòng)，且進(jìn)一步影響輪轂電機(jī)臨界轉(zhuǎn)速，加大氣隙不均勻程度. 利用MATLAB建立輪轂電機(jī)電動(dòng)輪汽車模型并進(jìn)行求解，可得到偏心氣隙情況下的垂向電磁力. B級路面下車速為60 km/h工況下電機(jī)垂向電磁激勵(lì)功率譜密度及頻譜如圖10所示.

(a)垂向電磁力 (b)頻譜

3 雙重激勵(lì)下1/4車輛平順性仿真分析

3.1 車速對車輛垂向振動(dòng)性能影響

針對已建立的定子懸置輪轂電機(jī)電動(dòng)汽車和電機(jī)整體懸置電動(dòng)汽車的非線性模型，取B級路面，車速以20 km/h的增量從20 km/h并變化到80 km/h，考慮電機(jī)轉(zhuǎn)子相對定子繞組偏心，電機(jī)相對偏心率ε取30%，進(jìn)行傅里葉變換得到不同車速下各性能指標(biāo)的功率譜密度如圖11所示. 由圖11可以看出，路面和電機(jī)產(chǎn)生的耦合激勵(lì)作用下，兩種電機(jī)懸置方案的垂向振動(dòng)性能指標(biāo)與車速呈遞增關(guān)系，且在低車速范圍內(nèi)增幅比在高速范圍內(nèi)增幅大，隨后增速遞減. 電機(jī)自身的設(shè)計(jì)使得速度低時(shí)輸出大，導(dǎo)致低速范圍內(nèi)電機(jī)垂向激勵(lì)大，且此時(shí)汽車受路面激勵(lì)較小，因此在低速范圍內(nèi)增幅較為突出，隨車速增大后，車輛平順性逐漸變差，與常規(guī)輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車一致. 此外，經(jīng)過增幅百分比計(jì)算可知，低速對整體懸置方案中懸架影響最大為46.67%，其次是電機(jī)整體懸置方案的輪胎動(dòng)載荷和定子懸置方案中懸架動(dòng)行程的波動(dòng). 故加入電機(jī)激勵(lì)后低速范圍內(nèi)對兩種懸置方案的電動(dòng)輪汽車的懸架均帶來了較大影響.

3.2 電機(jī)垂向激振力對車輛平順性影響

3.2.1 雙重激勵(lì)下電動(dòng)車垂向性能比較

選取常規(guī)輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車以及兩種懸置車型進(jìn)行電機(jī)垂向激振力對車輛垂向振動(dòng)性能的影響研究，分別進(jìn)行B級路面激勵(lì)和“路面+電機(jī)”雙重激勵(lì)的仿真，選取車速為60 km/h，各振動(dòng)響應(yīng)量指標(biāo)見圖12和表1，圖12(a)和12(c)中虛線左側(cè)部分為加入電機(jī)激勵(lì)后惡化較為嚴(yán)重的頻率范圍.

由圖12和表1的各性能指標(biāo)的統(tǒng)計(jì)值可知：電機(jī)垂向激勵(lì)對定子懸置輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車平順性的影響最大，其他依次為整體懸置輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車和常規(guī)輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)車；而對各響應(yīng)量有效值比較后得出，受路面激勵(lì)后的輪轂電機(jī)產(chǎn)

(a)車身加速度 (b)懸架動(dòng)行程 (c)輪胎動(dòng)載荷

(a)車身加速度 (b)懸架動(dòng)行程 (c)輪胎動(dòng)載荷

表1 B級路面激勵(lì)下IWM-EV車輛垂向響應(yīng)有效值

生的不平衡電磁激勵(lì)對輪胎動(dòng)載荷的影響最大，對懸架動(dòng)行程的影響度最小. 在雙重激勵(lì)下，整體懸置輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車的綜合垂向性能優(yōu)于定子懸置型，其3個(gè)響應(yīng)量的惡化程度從大到小依次為輪胎動(dòng)載荷40.91%，車身加速度8.06%，懸架動(dòng)行程2.57%.

3.2.2 定轉(zhuǎn)子相對位移

定子懸置方案中，由于輪轂電機(jī)定子、轉(zhuǎn)子之間由橡膠襯套連接，故存在定轉(zhuǎn)子相對位移較大的問題，導(dǎo)致電機(jī)偏心問題加劇，圖13為雙重激勵(lì)下車速60 km/h的B級路面譜下定子懸置方案的定轉(zhuǎn)子相對位移的頻域仿真計(jì)算結(jié)果.

圖13 定轉(zhuǎn)子相對位移功率譜密度

由圖13可以明顯地看到加入電機(jī)垂向激勵(lì)后定轉(zhuǎn)子之間的位移增大，可知電機(jī)垂向激勵(lì)對定轉(zhuǎn)子相對位移的負(fù)面影響顯著，定轉(zhuǎn)子相對位移的最大值和均方根值分別增大73.5%和50.21%，但未超出該定子懸置輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車的安全允許范圍. 可見，電機(jī)垂向激勵(lì)不僅能惡化軸承的工作受載荷量，并且影響定轉(zhuǎn)子相對位移進(jìn)而加劇偏心，在50 Hz頻率附近易引發(fā)系統(tǒng)共振，導(dǎo)致更大規(guī)模的電機(jī)振動(dòng)與噪聲的產(chǎn)生，甚至可能會造成電機(jī)定轉(zhuǎn)子碰撞或電機(jī)與車體碰撞的危險(xiǎn)工況.

4 模型優(yōu)化及驗(yàn)證

4.1 動(dòng)力吸振器參數(shù)對車輛平順性影響規(guī)律

綜合懸置元件質(zhì)量、車速、電機(jī)激勵(lì)、定轉(zhuǎn)子位移等影響計(jì)算結(jié)果，兩種懸置方案中電機(jī)整體懸置輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車為優(yōu)選方案，其垂向振動(dòng)性能和各響應(yīng)值要優(yōu)于電機(jī)定子懸置為動(dòng)態(tài)吸振器質(zhì)量元件的選型. 故本節(jié)的模型優(yōu)化建立在輪轂電機(jī)整體懸置方案基礎(chǔ)上，抑制其垂向振動(dòng)負(fù)效應(yīng)，提高該選型車輛平順性能. 由于懸置電機(jī)作為動(dòng)態(tài)吸振器的質(zhì)量元件而引入復(fù)合材料的橡膠襯套，其剛度和阻尼對車輛垂向運(yùn)動(dòng)特性的影響，故有必要對動(dòng)力吸振器參數(shù)進(jìn)行分析，便于對進(jìn)一步的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供理論依據(jù).

圖14為B級路面下，車速u為60 km/h，橡膠襯套阻尼c3取1 kN/(m·s-1)，橡膠襯套剛度k3從50 N/m遞增至40 kN/m，以及橡膠襯套剛度k3為40 kN/m，橡膠襯套阻尼c3從50 N/(m·s-1)逐漸加至2 kN/(m·s-1)，各性能指標(biāo)的均方根值變化規(guī)律.

(a)車身加速度 (b)懸架動(dòng)行程 (c)輪胎動(dòng)載荷

由圖14可以看出，對于車身加速度這一指標(biāo)，在達(dá)到最小值后其基本與剛度呈線性增長，而隨著阻尼的增大反而有所遞減；在懸架動(dòng)行程方面浮動(dòng)并不大，隨剛度增大其先逐漸減小后增大，阻尼則減小增大循環(huán)多次；剛度遞增后輪胎動(dòng)載荷波動(dòng)較大，先逐漸減小后不斷增大，阻尼增大后輪胎動(dòng)載荷總體呈下降趨勢；橡膠襯套的剛度與阻尼均有使3個(gè)車輛平順性指標(biāo)分別最小的值存在.

4.2 模型優(yōu)化及驗(yàn)證

圖15 Pareto最優(yōu)解

圖15中初始值點(diǎn)為橡膠襯套剛度k3=40 kN/m，阻尼c3=1 kN/(m·s-1)，優(yōu)化后的結(jié)果為k3=23.647 kN/m，c3=167 N/(m·s-1)，此時(shí)可得到車身加速度、懸架動(dòng)行程和輪胎動(dòng)載荷均方根值的Pareto最優(yōu)解. 優(yōu)化前后橡膠襯套剛度和阻尼變化量和各性能功率譜密度對比結(jié)果如圖16所示.

(a)車身加速度 (b)懸架動(dòng)行程 (c)輪胎動(dòng)載荷

圖16中，優(yōu)化后的輪轂電機(jī)整體懸置式電動(dòng)汽車對3個(gè)平順性指標(biāo)均有不同程度的改善，尤其是在5 Hz及以上頻段，車身與車輪的共振頻率均被減小，并顯著改善人體敏感頻段4～12.5 Hz的車輛垂向振動(dòng)性能. 經(jīng)計(jì)算可得，優(yōu)化前后車身加速度均方根值從2.551 m/s2下降為1.568 m/s2，懸架動(dòng)行程均方根值從0.003 79 m下降為0.003 75 m，輪胎動(dòng)載荷均方根值從784.695 N降為722.378 N，3種指標(biāo)均方根值的改善程度由大到小依次為車身加速度38.53%、輪胎動(dòng)載荷7.94%、懸架動(dòng)行程1.06%. 因此，經(jīng)過優(yōu)化后，該輪轂電機(jī)整體懸置式電動(dòng)汽車對解決非簧載質(zhì)量過大和路面電機(jī)雙重激勵(lì)帶來的平順性問題有重要意義.

5 結(jié) 論

1)為解決輪轂電機(jī)引入電動(dòng)汽車使車輛垂向負(fù)效應(yīng)加劇的問題，研究路面激勵(lì)和電機(jī)垂向激勵(lì)耦合下車輛垂向性能，建立集成電動(dòng)汽車、常規(guī)輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)汽車和加置動(dòng)態(tài)吸振器的輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車模型，討論了垂向性能影響因素. 仿真結(jié)果表明，加置動(dòng)態(tài)吸振器后能顯著改善車輛的車身加速度和輪胎動(dòng)載荷，進(jìn)而根據(jù)動(dòng)態(tài)吸振器質(zhì)量元件影響規(guī)律提出兩種電機(jī)懸置方案.

2)針對兩種電機(jī)懸置方案，分析比較雙重激勵(lì)下車輛垂向振動(dòng)規(guī)律以及車速、定轉(zhuǎn)子相對位移等影響，較優(yōu)選擇電機(jī)整體懸置方案. 對整體懸置方案中加置的橡膠襯套剛度和阻尼進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，仿真結(jié)果顯示優(yōu)化后的電機(jī)整體懸置方案減緩了車輪共振頻率區(qū)域的平順性，并降低車身加速度和輪胎動(dòng)載荷，進(jìn)而驗(yàn)證了優(yōu)化的有效性.