李小俊

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230009）

引言

中國民族汽車的發(fā)展依靠自主創(chuàng)新，依靠自主知識產(chǎn)權(quán)，民族汽車的開發(fā)設計水平在近幾年取得了令世人矚目的成績，從以前對標國外車型進行開發(fā)，到現(xiàn)在根據(jù)市場的需求開發(fā)符合消費者滿意的民族汽車，國家的發(fā)展過程也是企業(yè)的成長過程。本文主要針對新一款 MPV車型，從整車成本和開發(fā)周期考慮如何在現(xiàn)有 MPV車型上通過尺寸變更、造型變化來開發(fā)新車型。

整車寬度=輪距+輪胎中心至胎側(cè)的距離*2+安全間隙*2+車身工藝尺寸*2（A+2B=輪距）

整車寬度受發(fā)動機寬度、懸架形式、輪胎大小及整車造型影響，在發(fā)動機、懸架、輪胎及造型確定的情形下，影響整車寬度的主要因素就是懸架的寬度，對匹配麥弗遜懸架的整車來說下臂長度是影響懸架寬度的關(guān)鍵，發(fā)動機艙的寬度A根據(jù)發(fā)動機寬度定義，發(fā)艙到輪心的距離B既要滿足空間布置也要滿足性能要求。本文主要解決B值的大小。

圖1 整車寬度示意圖

1 動力學模型的建立

利用汽車動力學仿真軟件ADMAS建立面向結(jié)構(gòu)的參數(shù)實體模型，應用多剛體系統(tǒng)動力學原理進行仿真。首先建立懸架的ADMAS模型仿真分析，仿真結(jié)果作為參考目標，通過調(diào)節(jié)參數(shù)懸架既要滿足整車空間布置又要滿足性能要求。

需要同平臺車型底盤相關(guān)參數(shù)如下：

（1）提取轉(zhuǎn)向及懸架硬點坐標；

（2）各襯套的力/變形曲線；

（3）彈簧力/變形曲線；

（4）建立轉(zhuǎn)向、懸架、穩(wěn)定桿模型；

（5）緩沖塊的力/變形曲線。

通過以上數(shù)據(jù)建立懸架模型的拓撲結(jié)構(gòu)。

圖2 懸架的ADMAS模型

模型的拓撲結(jié)構(gòu)反映懸架部件之間連接關(guān)系，不表示實物，模型中要增加彈簧變形曲線、襯套變形曲線、緩沖塊的變形曲線，輸入輪胎載荷，將零部件調(diào)整到實車狀態(tài)，設置限位塊、襯套和彈簧預載。設定完畢模擬汽車在道路上行駛車輪四輪定位參數(shù)變化的情況。

2 懸架的KC分析

通過對一系列尺寸變更的懸架（懸架臂長尺寸從剪短10mm、20mm、30mm一直到剪短150mm共11組數(shù)據(jù)）做KC分析。

2.1 前束

圖3 同跳反跳前束與輪跳的關(guān)系

車輪上跳時前束多設計成零值或負值，負前束是整車質(zhì)量變化引起質(zhì)心位置變化時轉(zhuǎn)向依然方便轉(zhuǎn)向，前束要求-4deg/m～ -15deg/m，本懸架臂長在剪短10mm～剪短150mm變化內(nèi)，前束是-14deg/m滿足要求。

2.2 外傾角

圖4 同跳反跳外傾角與輪跳的關(guān)系

汽車工程手冊上推薦上跳時，外傾角變化為-10～+10（±50mm）范圍內(nèi)應合理懸架懸架的設計參數(shù)，車輪由下向上跳動時外傾角由正值變成負值，臂長在剪短 10mm～剪短150mm變化內(nèi)，外傾角由10到1.50之間變化，可以看出臂長對外傾角影響較大，臂長剪短不應該超過30mm。

2.3 主銷后傾角

主銷后傾角利于汽車直線行駛，主銷后傾角越大主銷后傾力矩越大，一般要求在20～100之間，圖示臂長在剪短10mm～剪短150mm變化內(nèi)，后傾角由4.10到5.20之間變化，在設計范圍內(nèi)符合懸架設計要求。

圖5 同跳反跳主銷后傾角與輪跳的關(guān)系

2.4 主銷內(nèi)傾角

主銷內(nèi)傾角起車輪自動回正作用，利用汽車自重回復原位置的效應，主銷內(nèi)傾角的存在減小轉(zhuǎn)動方向盤的力，轉(zhuǎn)向輕便，減少轉(zhuǎn)向系統(tǒng)力矩的波動。主銷內(nèi)傾角設計要求一般是70～130，圖示臂長在剪短10mm～剪短150mm變化內(nèi)，主銷內(nèi)傾角在0.90～1.40變化，滿足懸架設計要求。

圖6 同跳反跳主銷內(nèi)傾角與輪跳的關(guān)系

2.5 單邊輪心距

輪心距變化越小輪胎磨損越小，圖中看出臂長越短，輪心距變化越大，設計上要求輪心距一般不大于 10mm，從圖上看出臂長剪短不應小于40mm。

圖7 輪心距與力的關(guān)系

綜上分析發(fā)現(xiàn)，懸架臂長對外傾角和輪心距影響較大，為減小輪胎磨損，臂長剪短不超過30mm。

3 懸架承載性分析

懸架擺臂長度變化的同時穩(wěn)定桿、轉(zhuǎn)向節(jié)也在變化，整車尺寸、重量變更，懸架零部件需進行強度分析來滿足設計要求（本文以臂長剪短 30mm，穩(wěn)定桿剪短 60mm，轉(zhuǎn)向節(jié)尺寸不變）。分析懸架強度的分析流程如下：

圖8 懸架強度的分析流程

3.1 穩(wěn)定桿強度分析

圖9 穩(wěn)定桿有限元分析模型

六面體網(wǎng)格化有限元模型，為提高分析的準確性根據(jù)實際對該模型進行約束和加載，分析采用的強度工況垂直3.5G、轉(zhuǎn)向0.8G、制動1G和加速起步四個主要極限工況，根據(jù)ADMAS動力學模型提取的力和扭矩建立分析工況。前穩(wěn)定桿安全系數(shù)均大于 1，滿足強度要求，其中四種工況下，穩(wěn)定桿受力最大的時候為轉(zhuǎn)彎時，其它工況下幾乎不起作用，此屈服極限為1175MPa，因此滿足要求。

表1 前穩(wěn)定桿應力結(jié)果

3.2 擺臂強度分析

圖10 下擺臂模型

六面體網(wǎng)格化有限元模型，為提高分析的準確性根據(jù)實際對該模型進行約束和加載，分析采用的強度工況主要有垂直3.5G、轉(zhuǎn)向0.8G、制動1G和加速起步四個主要極限工況，根據(jù)ADMAS動力學模型提取的力和扭矩建立分析工況。下擺臂安全系數(shù)均大于 1，滿足強度要求，其中四種工況下，下擺臂受力最大的時候為垂直3.5g時，此時安全系數(shù)大于1，因此滿足要求。

表2 擺臂應力結(jié)果

3.3 轉(zhuǎn)向節(jié)強度分析

圖11 轉(zhuǎn)向節(jié)有限元分析模型

六面體網(wǎng)格化有限元模型，為提高分析的準確性根據(jù)實際對該模型進行約束和加載，分析采用的強度工況垂直3.5G、轉(zhuǎn)向0.8G、制動1G和加速起步四個主要極限工況，根據(jù)ADMAS動力學模型提取的力和扭矩建立分析工況。

表3 轉(zhuǎn)向節(jié)應力結(jié)果

轉(zhuǎn)向節(jié)安全系數(shù)均大于1，滿足強度要求。

4 結(jié)論

本文提供了一種對整車寬度精確計算的一種方法，在現(xiàn)有車型上同平臺開發(fā)不同車型時，輸入現(xiàn)有車型的底盤參數(shù)，仿真優(yōu)化過程中進行調(diào)整參數(shù)，以開發(fā)車型的市場定位為目標，仿真優(yōu)化整車的尺寸，對整車寬度的定義提供了一種精確的方法。

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