第一作者陳龍男，工學(xué)碩士，助理工程師，1987年6月生

適合輪轂電機驅(qū)動的新型懸架系統(tǒng)設(shè)計

陳龍1,2，董紅亮1,2，李利明1,2

(1.中國汽車工程研究院股份有限公司，重慶400039； 2. 汽車噪聲振動和安全技術(shù)國家重點實驗室，重慶400039)

摘要：針對輪轂電機占用輪內(nèi)空間，導(dǎo)致前懸架無法布置的問題，以麥弗遜式懸架為基礎(chǔ)，將原來的單個下控制臂改為兩個獨立的控制臂，得到了適合輪轂電機驅(qū)動的新的懸架構(gòu)型。建立了新型懸架系統(tǒng)前輪定位參數(shù)的理論計算模型和多體動力學(xué)模型，并進(jìn)行了分析驗證。通過新型懸架系統(tǒng)硬點位置優(yōu)化設(shè)計，得到合適的前輪定位參數(shù)。該懸架構(gòu)型為輪轂電機提供了足夠的輪內(nèi)空間，設(shè)計靈活，并且能最大限度的沿用麥弗遜式懸架的部件，解決了傳統(tǒng)懸架不適合輪轂驅(qū)動的難題。

關(guān)鍵詞：懸架構(gòu)型；輪轂電機；懸架定位參數(shù)

基金項目：國家863課題(2012AA111803)

收稿日期：2013-11-08修改稿收到日期：2014-05-09

中圖分類號:U463.21文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

A new type suspension design suitable for an in-wheel motor driving system

CHENLong1,2,DONGHong-liang1,2,LILi-ming1,2(1.China Automotive Engineering Research Institute Co., LTD., Chongqing 400039, China;2. State Key Laboratory of Vehicle NVH and Safety Control, Chongqing 400039, China)

Abstract:Due to the bigger in-wheel space occupied by an in-wheel motor, the traditional front suspension cannot be installed. Therefore, a new suspension system for in-wheel motor driving was developed by changing McPherson suspension’s single lower control arm to two separate control arms. The theoretical calculation model and the multi-body dynamic model for the new suspension system’s front wheel positioning parameters were built and analyzed, respectively. Through the optimization of the hard point locations of the new suspension system, its suitable front wheel positioning parameters were obtained. The new suspension provided an enough in-wheel space for installation of an in-wheel motor. Meanwhile, most of the original components could be used continuously.

Key words:suspension type; in-wheel motor driving; suspension positioning parameters

新能源電動汽車作為汽車行業(yè)未來發(fā)展的主要方向之一，受到各個國家的高度重視。電動車核心驅(qū)動技術(shù)中最具發(fā)展?jié)摿Φ木褪禽嗇炿姍C驅(qū)動技術(shù)，其將動力、傳動和制動功能巧妙的整合到汽車輪轂內(nèi)，不僅大大簡化了機械傳動部分，而且容易實現(xiàn)ABS(Anti-lock Braking System)、4WD(Four Wheel Drive)、ESP(Electronic Stability Program)等功能的集成，最大限度地提高整車綜合性能。因此，部分學(xué)者對其展開了相關(guān)科學(xué)研究，如羅鑫源等[1]基于AHP理論進(jìn)行了汽車主動懸架LQG控制器設(shè)計，余卓平等[2]對輪轂電機驅(qū)動形式的電動汽車進(jìn)行了的扭矩分配控制研究，以及趙艷娥等[3]討論分析了輪轂電機驅(qū)動形式下的電子差速系統(tǒng)設(shè)計。目前，輪轂電機驅(qū)動形式的電動車在國內(nèi)外得到了一定的應(yīng)用，并且具有很好的發(fā)展前景[4]。

由于輪轂電機占用了輪內(nèi)空間，導(dǎo)致傳統(tǒng)汽車前懸架轉(zhuǎn)向節(jié)、制動盤等無法布置，減振器、彈簧與電機干涉；如果簡單將前懸架向車輛內(nèi)側(cè)平移，則主銷位置變化太大，前輪定位參數(shù)不合適。針對上述問題，需要對傳統(tǒng)汽車前懸架系統(tǒng)進(jìn)行改進(jìn)優(yōu)化設(shè)計，開發(fā)適合輪轂電機驅(qū)動的新的懸架構(gòu)型。

目前，通常采用基于多剛體動力學(xué)的數(shù)值仿真方法或空間幾何運動學(xué)理論方法進(jìn)行汽車懸架設(shè)計，如蔣國平等[5]利用ADAMS軟件分析某車型整車的動力學(xué)性能，陸健輝等[6]基于UG/Motion對電動車麥弗遜前懸架進(jìn)行改進(jìn)優(yōu)化設(shè)計與參數(shù)優(yōu)化；高立新等[7]基于空間解析幾何法對汽車麥弗遜式懸架運動機理進(jìn)行分析，李紅梅等[8]則討論了空間機構(gòu)運動學(xué)分析的自然坐標(biāo)法在懸架結(jié)構(gòu)設(shè)計和運動分析的應(yīng)用，以及蔡偉等[9]將螺旋理論應(yīng)用于多連桿獨立懸架的空間運動分析。

綜上所述，本文以麥弗遜式懸架為基礎(chǔ)，進(jìn)行了適合輪轂電機驅(qū)動的新的懸架構(gòu)型設(shè)計，建立了新型懸架定位參數(shù)的理論模型和多體動力學(xué)模型，并進(jìn)行了懸架定位參數(shù)的優(yōu)化分析。

1前懸架結(jié)構(gòu)設(shè)計

1.1　傳統(tǒng)汽車前懸架不適合輪轂電機驅(qū)動

以一款A(yù)0級轎車為基礎(chǔ)樣車，進(jìn)行四輪輪轂電機驅(qū)動的電動汽車開發(fā)。該車型前懸架為麥弗遜式懸架，將輪轂電機直接安裝在原有麥弗遜式懸架系統(tǒng)中會出現(xiàn)嚴(yán)重干涉(圖1)：下控制臂和轉(zhuǎn)向節(jié)鉸鏈與電機定子干涉，轉(zhuǎn)向拉桿與電機定子干涉，減振器與制動盤干涉。因此，必須對基礎(chǔ)樣車的前懸架結(jié)構(gòu)系統(tǒng)和轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行重新構(gòu)型設(shè)計，以滿足輪轂電機裝配空間的需求。

圖1　輪轂電機與原有麥弗遜式懸架系統(tǒng)干涉示意圖 Fig.1 Schematic of the interference between in-wheel drive and the original McPherson suspension system

除了麥弗遜式懸架，傳統(tǒng)汽車前懸架還采用雙A臂式和多連桿式等幾種類型。采用這幾種懸架時，大多將制動盤、轉(zhuǎn)向節(jié)布置在車輪內(nèi)部，同樣導(dǎo)致沒有足夠的空間用于安裝輪轂電機。因此，這幾種前懸架也不能直接用于輪轂電機驅(qū)動，都需要進(jìn)行前懸架的全新設(shè)計。

1.2　基于樣車麥弗遜式懸架結(jié)構(gòu)的改進(jìn)優(yōu)化設(shè)計

1.2.1新型懸架結(jié)構(gòu)形式設(shè)計

由于目前開發(fā)的純電動汽車前懸架大多采用麥弗遜式懸架，并且該懸架結(jié)構(gòu)簡單、可用空間大，因此，以麥弗遜式懸架為基礎(chǔ)改型設(shè)計，實現(xiàn)與輪轂電機驅(qū)動相匹配的懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)。

由于基礎(chǔ)樣車麥弗遜式懸架結(jié)構(gòu)與輪轂電機存在嚴(yán)重的干涉，如果為了給輪轂電機騰出足夠的空間而將整個懸架系統(tǒng)向車身左右對稱面進(jìn)行平移，那么過大的平移距離需求會帶來諸如減震器與前艙縱梁干涉、主銷軸線內(nèi)移使轉(zhuǎn)彎半徑增加、懸架定位參數(shù)改變過大、以及無法滿足基礎(chǔ)樣車同等轉(zhuǎn)向角等附加問題。因此，簡單的平移基礎(chǔ)樣車懸架結(jié)構(gòu)來滿足輪轂電機的安裝是不合理的。

因此，對基礎(chǔ)樣車傳統(tǒng)的麥弗遜式懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)優(yōu)化設(shè)計，將麥弗遜懸架單個下控制臂改為兩個獨立的控制臂，有效地提高了前輪的操控性，同時又繼承了麥弗遜式懸架結(jié)構(gòu)簡單便于布置的優(yōu)點。該新型懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)特點是兩個獨立連桿式控制臂分別與轉(zhuǎn)向節(jié)鉸接，兩個控制臂延長線的交點為一個虛擬的鉸接點(圖2)，而該鉸接點與減震器上安裝點的連線即為虛擬主銷軸線(圖2)；通過對虛擬鉸接點位置的合理設(shè)計，能夠提供更大的輪內(nèi)空間。

圖2　虛擬鉸接點和虛擬主銷軸線 Fig.2 Virtual articulated point and virtual axis of the king pin

綜上所述，為避免安裝輪轂電機驅(qū)動裝置帶來的干涉影響，并盡可能保持確?；A(chǔ)樣車整車性能，最后選擇將基礎(chǔ)樣車麥弗遜式前懸架(圖3)改進(jìn)為如圖4所示面向輪轂電機驅(qū)動的新型懸架系統(tǒng)。同時，為了便于同改進(jìn)后的懸架結(jié)構(gòu)安裝匹配，對轉(zhuǎn)向節(jié)結(jié)構(gòu)進(jìn)行了重新設(shè)計使其凸面由朝向車輪變更為朝向副車架，從而避開轉(zhuǎn)向過程中控制臂與轉(zhuǎn)向節(jié)之間的干涉。

圖3 基礎(chǔ)樣車麥弗遜式前懸架Fig.3TheMcPhersonsuspensionofthesamplevehicle圖4 面向輪轂電機驅(qū)動的新型懸架Fig.4Thenewtypeoffrontsuspensionforin-wheelmotordriving

1.2.2新型懸架結(jié)構(gòu)硬點坐標(biāo)優(yōu)化

車輪定位參數(shù)由操縱穩(wěn)定性、轉(zhuǎn)向輕便性和輪胎磨損等因素確定，因此經(jīng)過分析，選擇控制臂外側(cè)硬點A和D、減震器下安裝硬點E的空間坐標(biāo)值作為優(yōu)化變量。然后，根據(jù)新型懸架系統(tǒng)機構(gòu)設(shè)計要求及輪轂電機安裝的空間需求，確定設(shè)計優(yōu)化的約束條件。最后，選擇懸架運動學(xué)研究目標(biāo)——車輪定位參數(shù)隨車輪跳動量的變化最小化作為設(shè)計優(yōu)化的目標(biāo)函數(shù)，其中定義各個車輪定位參數(shù)占有相同的比重。借助多體動力學(xué)軟件自帶的多目標(biāo)優(yōu)化計算分析功能，對新型懸架結(jié)構(gòu)系統(tǒng)硬點空間位置進(jìn)行了優(yōu)化，優(yōu)化后的面向輪轂電機驅(qū)動形式的懸架結(jié)構(gòu)系統(tǒng)硬點空間位置的變更如表1所示。表中坐標(biāo)值順序符合右手坐標(biāo)系法則，以車輪前軸中心為坐標(biāo)原點，X軸由車尾指向車頭。

表1　懸架硬點空間位置(X,Y,Z)坐標(biāo)值

2前懸架性能參數(shù)分析

2.1　前懸架系統(tǒng)模型建立

2.1.1基于空間向量分析理論的懸架定位參數(shù)計算

圖5　新型懸架機構(gòu)簡圖 Fig.5 Schematic of the new suspensionmechanism

改進(jìn)新型懸架系統(tǒng)兩個控制臂的虛擬鉸點位置隨懸架運動而發(fā)生變化，故無法直接得到主銷軸線。在通用多剛體動力學(xué)分析軟件中給出的計算懸架系統(tǒng)主銷軸線的幾何法和柔度矩陣法，能夠很好的分析懸架性能，但是計算過程復(fù)雜不便于理解。為了更好的分析新型懸架系統(tǒng)運動機理，本文借助空間向量分析手段，提出了瞬時主銷軸線的計算新方法，并建立了該新型懸架性能理論分析過程。

在圖5中給出改進(jìn)新型懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的機構(gòu)幾何簡圖，其坐標(biāo)系為整車坐標(biāo)系，F(xiàn)-車輪輪心，G-輪胎接地點，EF-轉(zhuǎn)向節(jié)軸線，EO2-彈簧減震器軸線，EA-下前控制臂，ED-下后控制臂，BC-副車架，O2-減震器彈簧上安裝點，O1O2-虛擬主銷軸線。因此，車輪定位參數(shù)可以按如下列式進(jìn)行計算

主銷后傾角τ：

(1)

主銷內(nèi)傾角σ：

(2)

由圖5可知，由虛擬鉸點O1和減震器上安裝點O2組成的虛擬主銷，即空間平面CDO2和平面ABO2的交線。因此，根據(jù)幾何學(xué)理論可知，平面CDO2和平面ABO2的法線向量為

(3)

進(jìn)而可以得到平面CDO2和平面ABO2的交線向量為

(4)

最后結(jié)合式(2)和式(3)得到初始懸架位置所對應(yīng)的主銷后傾角τ和主銷內(nèi)傾角σ。

已知，轉(zhuǎn)動軸BC在整體坐標(biāo)系XOY平面投影角為θ，在XOZ平面投影角為φ。當(dāng)控制臂AB和CD繞轉(zhuǎn)動軸BC分別轉(zhuǎn)動Δα和Δβ角。根據(jù)剛體繞空間軸轉(zhuǎn)動理論，得到

(5)

其中，[QL2]和[QL1]為坐標(biāo)轉(zhuǎn)換矩陣，是關(guān)于投影角θ、φ以及轉(zhuǎn)角Δα和Δβ的三角函數(shù)關(guān)系。

f(β)=

(6)

由于剛性機構(gòu)GFEDA內(nèi)各桿件和硬點間的相對位置關(guān)系是固定的，且∠O2ED、∠O2EA和∠O2EF是固定不變的，則

(7)

求解上式方程組(1-7)，即可得到硬點E’的坐標(biāo)。同理，

(8)

求解上式方程組(8)，即可得到車輪輪心硬點F’的坐標(biāo)。因此，輪胎跳動量為

(9)

綜合式(1)～式(9)即可建立起懸架定位參數(shù)隨輪胎跳動的變換關(guān)系ΔzF~Δα~Δτ和ΔzF~Δα~Δσ。

2.1.2多體動力學(xué)模型

圖6　汽車前懸架運動分析模型 Fig.6 Vehicle front suspension kinematic analysis model

前面，通過空間向量和坐標(biāo)轉(zhuǎn)換建立了新型懸架定位參數(shù)變化與輪胎跳動距離之間的關(guān)系，但其理論計算過程涉及到數(shù)值迭代算法，需要通過編程算法實現(xiàn)。因此，借助多剛體動力學(xué)軟件，采用2.1.1所述的瞬時主銷軸線求解方法可以非常方便的得到懸架定位參數(shù)與輪胎跳動之間的關(guān)系曲線。根據(jù)表1選定改進(jìn)優(yōu)化方案中懸架控制硬點坐標(biāo)的空間位置，采用相同的坐標(biāo)系定義，在多剛體動力學(xué)分析軟件中建立了該款電動汽車前懸架系統(tǒng)運動分析模型(圖6)，為進(jìn)行部件間干涉校核和減少計算分析量，只對左前懸架及其對應(yīng)的輪輞、副車架和車身等導(dǎo)入了真實零部件幾何。其中，在輪胎與代表地面的平板部件間采用了接觸設(shè)置，且只允許輪胎在平板部件面內(nèi)運動；控制臂等連接件之間的連接形式采用球鉸副代替；控制臂與副車架之間的連接采用胡克鉸代替；采用滑動約束副約束轉(zhuǎn)向拉桿的運動來模擬汽車轉(zhuǎn)向；同樣用滑動約束副約束平板部件的運動來模擬汽車輪胎的跳動。

2.1.3主銷定位角分析結(jié)果對比

在圖7中給出了基于空間向量法的主銷內(nèi)傾角和主銷后傾角的理論計算和傳統(tǒng)柔度矩陣法計算的結(jié)果對比，兩種方法得到的主銷內(nèi)傾角的變化曲線幾乎重合，而主銷后傾角的變化曲線基本一致?？梢姡谝欢ǖ恼`差范圍內(nèi)，兩種懸架分析方法計算結(jié)果一致，表明本文基于空間向量法的主銷定位角計算是可行的。

圖7　懸架定位參數(shù)計算對比 Fig.7 Comparison of calculating suspension parameters

2.2　前懸架改進(jìn)優(yōu)化前后的仿真分析

2.2.1干涉情況分析

基于多剛體動力學(xué)軟件，對懸架改進(jìn)優(yōu)化后的模型進(jìn)行了原地轉(zhuǎn)向、上跳80 mm后原地轉(zhuǎn)向與下跳50 mm后原地轉(zhuǎn)向時部件之間的干涉校核。如圖8所示，懸架改進(jìn)優(yōu)化后的模型在不同車輪跳動位置處的原地轉(zhuǎn)向均沒有發(fā)生懸架結(jié)構(gòu)和輪轂電機等部件間的干涉。

在表2中給出了懸架改進(jìn)優(yōu)化前后車輪最大轉(zhuǎn)向角的對比，盡管車輪最大轉(zhuǎn)角受到一定限制，但是懸架改進(jìn)優(yōu)化模型在不同位置的內(nèi)輪最大轉(zhuǎn)角均大于外輪最大轉(zhuǎn)角，且在上跳過程中的最大Ackerman誤差角明顯變小。

表2　車輪轉(zhuǎn)向角對比

圖8　部件干涉校核分析 Fig.8 Parts interferencecheck analysis

2.2.2懸架性能定位參數(shù)分析

合理的懸架定位參數(shù)是保證汽車懸架具有良好運動學(xué)特性的重要因素，關(guān)系到汽車操穩(wěn)性、舒適性、轉(zhuǎn)向輕便性和輪胎的使用壽命[8]。懸架定位參數(shù)主要包括：主銷內(nèi)傾角、主銷后傾角、車輪外傾角、主銷偏移距和前束角。

基于多剛體動力學(xué)分析軟件建模環(huán)境，采用本文提出的空間向量法計算瞬時主銷軸線方法，在圖9中給出了車輪上下跳動50 mm過程中該款樣車改進(jìn)優(yōu)化前后的懸架性能定位參數(shù)變化曲線對比分析，圖中紅色數(shù)據(jù)線代表了基礎(chǔ)樣車懸架定位參數(shù)變化，藍(lán)色數(shù)據(jù)線代表了懸架改進(jìn)優(yōu)化后的懸架定位參數(shù)變化情況。該款汽車懸架改進(jìn)優(yōu)化前后，懸架性能定位參數(shù)對比分析如下：

(1)主銷內(nèi)傾角

主銷內(nèi)傾角是主銷在汽車橫向平面內(nèi)向內(nèi)傾斜的角度，具有使車輪自動回正的作用，減少轉(zhuǎn)向阻力和轉(zhuǎn)向沖擊，使轉(zhuǎn)向操縱輕便。但是，在車輪跳動過程中，如果主銷內(nèi)傾角變化太大，會導(dǎo)致轉(zhuǎn)向沉重，加速輪胎磨損。工程設(shè)計的時候，通常將其限定在(7°~ 13°)的范圍。由圖9(a)可知，懸架系統(tǒng)改進(jìn)優(yōu)化后，靜平衡位置的主銷內(nèi)傾角由13°降低至11°，且隨車輪跳動的變化范圍為(9.5°~12°)，相對靜平衡位置的變化量為1°左右，符合變化量小的設(shè)計原則。

(2)主銷后傾角

主銷后傾角，即主銷軸線和地面垂直線在汽車縱向平面內(nèi)的夾角，能產(chǎn)生回正的穩(wěn)定力矩，和抑制制動時點頭的作用。但是，過大的主銷后傾角同樣會導(dǎo)致轉(zhuǎn)向沉重。由圖9(b)可知，懸架系統(tǒng)改進(jìn)優(yōu)化后，靜平衡位置的主銷后傾角由5.9°增至6.025°左右，且隨車輪跳動的變化范圍為(5.8°~ 6.8°)，相對靜平衡位置的變化量為(0.225°~0.775°)，符合變化量小的設(shè)計原則。

(3)車輪外傾角

車輪外傾角是指車輪中心平面和道路平面垂直線之間的夾角。合理的車輪外傾角設(shè)計，可以使輪胎在負(fù)載時盡可能垂直路面滾動，保持輪胎磨損均勻和減小滾動阻力，同時有利于輪轂外軸承負(fù)荷的減輕。工程設(shè)計時，為消除獨立懸架導(dǎo)致車輪隨車身傾斜而傾斜降低抗側(cè)偏性能，因此常設(shè)計成車輪上跳時外傾角朝負(fù)值變化，而下跳時朝正的方向變化。同時，為了防止車輪出現(xiàn)太大的不足轉(zhuǎn)向或過度轉(zhuǎn)向趨勢，一般希望在車輪上下跳動50 mm的范圍內(nèi)，外傾角變化量不超過1°。由圖9(c)可知，懸架系統(tǒng)改進(jìn)優(yōu)化后，靜平衡位置處的車輪外傾角為0°，且隨車輪上跳而不斷減小，隨其下跳而不斷增加，變化范圍為(0.3°~1.2° )，稍偏大。

(4)主銷偏移距

主銷偏距是指主銷軸線與地面交點到輪胎接地中心的距離，通常與主銷內(nèi)傾角密切相關(guān)。車輪轉(zhuǎn)向阻力矩與主銷偏距大小成正比，故將其設(shè)計得小一點，以減少轉(zhuǎn)向操縱力和地面對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)帶來的沖擊力。通常主銷偏距的范圍不超過(-10 mm~30 mm)。由圖9-d可知，懸架系統(tǒng)改進(jìn)優(yōu)化后，負(fù)的主銷偏距變成了正值，且在上下跳動過程中變化范圍為(10 mm~16 mm)，小于原來的變化范圍(-27 mm~-14 mm)。因此，改進(jìn)優(yōu)化后的懸架系統(tǒng)不會對汽車制動穩(wěn)定性帶來太大的影響。

(5)前束角

由于車輪外傾角的設(shè)計，車輪行進(jìn)過程中會出現(xiàn)邊滾邊滑的現(xiàn)象，從而加劇輪胎磨損。車輪前束角設(shè)計就是為了消除車輪外傾角帶來的不利，確保車輪在每一瞬時的滾動方向接近正前方。同樣，過大的前束角，會影響車輛的直線行駛穩(wěn)定性，并增大輪胎和地面間的滾動阻力，反而加劇輪胎磨損。因此，前束角的設(shè)計原則要求在車輪跳動過程中的變化范圍越小越好。由圖9(e)可見，懸架系統(tǒng)改進(jìn)優(yōu)化后，前束角的變化范圍明顯減小。在靜平衡位置處的前束角為0°，隨車輪跳動的變化范圍為(0°~0.24°)，在理想值0.5°以內(nèi)。

圖9　改進(jìn)優(yōu)化前后懸架性能定位參數(shù)曲線對比 Fig.9 Comparison of front suspension parameters’ curves before and after optimization

圖10　懸架側(cè)傾運動對比分析 Fig.10 Comparison of suspension rolling

綜上分析，改進(jìn)優(yōu)化后的面向輪轂電機驅(qū)動形式的新型懸架結(jié)構(gòu)系統(tǒng)，除前束角以外，汽車懸架性能參數(shù)變化趨勢與基礎(chǔ)樣車基本一致：改進(jìn)優(yōu)化后面向輪轂電機驅(qū)動形式懸架系統(tǒng)的主銷內(nèi)/外傾角、前束角隨車輪跳動的變化范圍減小，更趨于理想設(shè)計；車輪外傾角的變化量最大值為1.2°，稍許偏大；主銷偏移距為正值，但變化范圍有所降低。因此，綜合考慮輪轂電機的性能，采用改進(jìn)優(yōu)化后的面向輪轂電機驅(qū)動形式懸架系統(tǒng)，對汽車轉(zhuǎn)向靈敏度、直線行駛穩(wěn)定性和輪胎使用壽命等性能影響較小，且實現(xiàn)了輪轂電機的順利安裝。

2.2.3懸架側(cè)傾運動分析

懸架改型后，硬點位置發(fā)生變化，必將改變側(cè)傾中心位置。為了進(jìn)一步討論分析新型懸架將對整車車輛側(cè)傾和轉(zhuǎn)向性能的影響，下面利用多剛體動力學(xué)軟件對懸架進(jìn)行了異向跳動分析，分析結(jié)果曲線如圖10所示。

由圖10所示，側(cè)傾運動過程中，懸架改進(jìn)后的前懸架側(cè)傾性能變化曲線基本一致，整體有所提高。同時在表3中給出了懸架改進(jìn)前后，其初始平衡位置處的懸架側(cè)傾外傾系數(shù)、側(cè)傾后傾系數(shù)、側(cè)傾轉(zhuǎn)向系數(shù)和側(cè)傾角剛度值對比。

表3　懸架側(cè)傾性能參數(shù)對比

由表3可見，側(cè)傾外傾系數(shù)由原來的0.809 8提高至0.819 9，由側(cè)傾導(dǎo)致車輪外傾角提高從而增加了輪胎的側(cè)向附著力，符合不足轉(zhuǎn)向設(shè)計對前傾外傾系數(shù)在0.61~0.88之間的設(shè)計要求；側(cè)傾后傾系數(shù)由原來的0.0443提高至0.106，即側(cè)傾導(dǎo)致車輪后傾角增加，從而提高了整車行駛的穩(wěn)定性；側(cè)傾轉(zhuǎn)向系數(shù)代表了側(cè)傾導(dǎo)致車輪前束角和外傾角發(fā)生變化，從而產(chǎn)生轉(zhuǎn)向效果，改進(jìn)前后其由-0.425 7提高至-0.068 9，車廂側(cè)傾時前懸架外側(cè)車輪正前束角變化降低，屬于趨于減少過度轉(zhuǎn)向趨勢；新型前懸架的側(cè)傾角剛度提高至905 Nm/deg，符合前側(cè)傾角剛度300~1 200 Nm/deg的一般設(shè)計要求，提高了懸架提供給車廂的彈性回復(fù)力偶矩。

綜上所述，相對原有麥弗遜式懸架而言，新型懸架提高了整車的抗側(cè)傾能力，增大了整車的不足轉(zhuǎn)向趨勢，降低了加速轉(zhuǎn)向甩尾風(fēng)險。

3結(jié)論

針對傳統(tǒng)汽車前懸架不適合輪轂電機驅(qū)動的問題，在麥弗遜式傳統(tǒng)懸架的基礎(chǔ)上設(shè)計出一種適合輪轂電機驅(qū)動的新型懸架系統(tǒng)。對改進(jìn)優(yōu)化后的懸架系統(tǒng)硬點進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計，改進(jìn)優(yōu)化后的懸架定位參數(shù)在原車基礎(chǔ)上得到了進(jìn)一步的提升，同時提高了整車的抗側(cè)傾能力。因此，本文對采用輪轂電機驅(qū)動的電動汽車懸架設(shè)計具有較高的參考價值。

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