居剛，王凱峰，陳興華

（安徽江淮汽車集團(tuán)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(yīng)具有良好的運(yùn)動(dòng)學(xué)特性，在其輪跳中應(yīng)保證輪跳定位參數(shù)在合理的范圍內(nèi)變動(dòng)，從而改善汽車的操縱穩(wěn)定性和轉(zhuǎn)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(duì)懸架進(jìn)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(biāo)，并對(duì)設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，以改善懸架系統(tǒng)性能，提高設(shè)計(jì)效率。

1 模型建立

整車多體動(dòng)力學(xué)模型的建立是在整車三維模型的基礎(chǔ)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(zhì)量特征，還輸入了彈簧、阻尼器和襯套等所屬的力學(xué)參數(shù)，能夠很好地還原整車的真實(shí)特性，所以在對(duì)整車多體動(dòng)力學(xué)模型的仿真更接近整車試驗(yàn)水平。

本文所研究的是一款帶平衡軸懸架的 8X8重型戰(zhàn)術(shù)車輛，其第一軸和第二軸分別采用的是帶鋼板彈簧的非獨(dú)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(gè)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(dòng)力總成子系統(tǒng)、車身子系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)子系統(tǒng)和輪胎子系統(tǒng)。并分清各個(gè)子系統(tǒng)之間的相互連接關(guān)系，為下面的通訊器的建立做準(zhǔn)備。

（2）在Template Builder中，建立各個(gè)子系統(tǒng)相對(duì)應(yīng)的模板，先從結(jié)構(gòu)形式上建模，由幾何參數(shù)對(duì)各個(gè)零部件建立模型，再由質(zhì)量參數(shù)和力學(xué)特性參數(shù)修改各個(gè)零部件的質(zhì)量、轉(zhuǎn)動(dòng)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(chǔ)上，對(duì)建立好的的模板建立相對(duì)應(yīng)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(dòng)力學(xué)模型。

整車建模的拓?fù)潢P(guān)系圖如圖1所示：

圖1 整車建模的拓?fù)潢P(guān)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(biāo)的確定

為了進(jìn)一步改善車輛輪胎側(cè)磨狀況，對(duì)懸架參數(shù)進(jìn)行進(jìn)一步優(yōu)化。優(yōu)化設(shè)計(jì)中選擇車輪前束角、車輪外傾角在仿真過程中的最大絕對(duì)值作為優(yōu)化目標(biāo)，使優(yōu)化目標(biāo)的變動(dòng)范圍盡可能縮小[2]。選擇板簧前卷耳點(diǎn)，吊耳點(diǎn)，橫向拉桿端點(diǎn)三個(gè)硬點(diǎn)的九個(gè)坐標(biāo)值作為優(yōu)化的變量，硬點(diǎn)的坐標(biāo)變化范圍設(shè)定為[-10,10]mm[3]。

2.2 靈敏度分析

利用Adams/Insight進(jìn)行試驗(yàn)設(shè)計(jì)，試驗(yàn)策略采用二水平試驗(yàn)設(shè)計(jì)篩分法，使用這種方法對(duì)九個(gè)設(shè)計(jì)變量進(jìn)行篩選，選取其中影響度較大的設(shè)計(jì)變量，采用全因子設(shè)計(jì)方法[4]。

運(yùn)行試驗(yàn)后，對(duì)仿真結(jié)果進(jìn)行擬合。R2和R2adj表示擬合的好壞程度，當(dāng)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(shí)表明擬合得非常好；P是指擬合表達(dá)式中是否含有有用項(xiàng)，擬合表達(dá)式中的有用項(xiàng)個(gè)數(shù)隨著P值的減小而增多；R/V是指模型計(jì)算值和原始數(shù)據(jù)點(diǎn)之間的關(guān)系，其值越高，表明預(yù)測結(jié)果越好，當(dāng)R/V值高于10時(shí)，預(yù)測結(jié)果非常理想；當(dāng) R/V值低于4時(shí)，預(yù)測的結(jié)果非常不理想[5]。通過擬合良好程度（Goodness-of-fit）項(xiàng)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(dǎo)出分析結(jié)果，從中可以看出各因素對(duì)應(yīng)的影響度，對(duì)前束角影響度較大的變量如圖3，圖4所示。

圖3 分析結(jié)果圖

圖4 分析結(jié)果圖

從圖3可以看出在第一軸中前卷耳點(diǎn)的x坐標(biāo)對(duì)前束角的影響度超過10%，需對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化。圖4可以看出第二軸中前卷耳點(diǎn)的x,z坐標(biāo)對(duì)前束角的影響度超過了10%，因此需要調(diào)整這兩個(gè)坐標(biāo)對(duì)第二軸進(jìn)行優(yōu)化。

2.3 優(yōu)化前后仿真分析結(jié)果對(duì)比

根據(jù)靈敏度分析，對(duì)影響較大的兩個(gè)坐標(biāo)在相對(duì)范圍[-10,10]內(nèi)進(jìn)行調(diào)整，優(yōu)化前后的結(jié)果對(duì)比圖如下。

圖5 第一軸前束角優(yōu)化前后對(duì)比

圖6 第一軸優(yōu)化前后主銷 后傾角對(duì)比

圖7 第一軸優(yōu)化前后外傾角對(duì)比

圖8 第一軸優(yōu)化前后主銷 內(nèi)傾角對(duì)比

圖9 第一軸優(yōu)化前后輪距變動(dòng)對(duì)比

圖10 第二軸優(yōu)化前后 前束角對(duì)比

圖12 第二軸優(yōu)化前后 外傾角對(duì)比

圖11 第二軸優(yōu)化前后主銷后傾角對(duì)比

圖13 第二軸優(yōu)化前后主銷內(nèi)傾角對(duì)比

圖14 第二軸優(yōu)化前后輪 距變化對(duì)比

由前后對(duì)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(dòng)的變化范圍都不同程度減小，達(dá)到了預(yù)期的目標(biāo)，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(zhuǎn)向回正性參數(shù)的優(yōu)化與驗(yàn)證

3.1 參數(shù)的選取

根據(jù)上述對(duì)影響重型戰(zhàn)術(shù)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(guān)，但受板簧剛度的變化的影響很小。而側(cè)傾角受主銷內(nèi)傾角和主銷后傾角的影響很小，當(dāng)板簧剛度降低時(shí)，側(cè)傾角也會(huì)隨之減小，但減小幅度很小，故不對(duì)板簧剛度做調(diào)整。由分析結(jié)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(diǎn)坐標(biāo)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(diǎn)坐標(biāo)和參數(shù)對(duì)比

表2 二橋優(yōu)化前后的硬點(diǎn)坐標(biāo)和參數(shù)對(duì)比

3.2 優(yōu)化參數(shù)的驗(yàn)證

把優(yōu)化后的參數(shù)帶入整車仿真模型中進(jìn)行操縱穩(wěn)定性仿真驗(yàn)證，與優(yōu)化前的仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。

3.2.1 整車穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)試驗(yàn)仿真分析

圖15 整車穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)仿真軌跡

圖16 縱向車速VS側(cè)向加速度

圖17 橫擺角速度VS側(cè)向加速度

圖18 側(cè)傾角VS側(cè)向加速度

圖19 側(cè)偏角VS側(cè)向加速度

把優(yōu)化后的參數(shù)帶入整車仿真模型進(jìn)行穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)試驗(yàn)，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(cè)向加速度達(dá)到6.5m/s2（或受發(fā)動(dòng)機(jī)功率限制而所能達(dá)到的最大側(cè)向加速度、或汽車出現(xiàn)不穩(wěn)定狀態(tài)）為止，記錄整個(gè)過程。

對(duì)上述數(shù)據(jù)進(jìn)行處理得到轉(zhuǎn)彎半徑比的仿真結(jié)果和前后側(cè)偏角的仿真結(jié)果如圖20和圖21。

圖20 半徑比VS側(cè)向加速度

圖21 前后側(cè)偏角VS側(cè)向加速度

依據(jù)QC/T 480汽車操縱穩(wěn)定性指標(biāo)限值與評(píng)價(jià)方法，對(duì)整車穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)性能的評(píng)價(jià)計(jì)分如表3。

表3 穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)性能評(píng)分

3.2.2 轉(zhuǎn)向回正試驗(yàn)仿真分析

轉(zhuǎn)向回正試驗(yàn)用于確定車輛的轉(zhuǎn)向回正力，評(píng)價(jià)汽車由曲線自行恢復(fù)到直線行駛的能力。低速回正試驗(yàn)是使汽車沿半徑為15±1m的圓周行駛，調(diào)整車速，使側(cè)向加速度達(dá)到0.4g,固定轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角，穩(wěn)定車速并開始記錄，待3s后，駕駛員突然松開轉(zhuǎn)向盤，記錄松手后4s的汽車運(yùn)動(dòng)過程。

圖22 低速回正仿真行駛軌跡

圖23 橫擺角速度響應(yīng)

圖24 方向盤轉(zhuǎn)角輸入曲線

表4 轉(zhuǎn)向回正性能評(píng)分

依據(jù)QC/T 480汽車操縱穩(wěn)定性指標(biāo)

限值與評(píng)價(jià)方法，對(duì)整車轉(zhuǎn)向回正性能的評(píng)價(jià)計(jì)分如表4所示。

3.3 分析評(píng)價(jià)

根據(jù)上述的評(píng)分結(jié)果可以看出，相對(duì)于優(yōu)化前的指標(biāo)評(píng)分，優(yōu)化后的模型在穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)性能上基本沒有區(qū)別，分值不相上下，在轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向回正的評(píng)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(jié)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(píng)價(jià)指標(biāo)進(jìn)行分析計(jì)算，建立起該重型越野車的優(yōu)化設(shè)計(jì)模型和優(yōu)化目標(biāo)，通過對(duì)懸架系統(tǒng)剛度值和阻尼值的優(yōu)化分析計(jì)算，得出新的優(yōu)化參數(shù)，結(jié)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(duì)懸架系統(tǒng)關(guān)鍵性能的優(yōu)化起到重要指導(dǎo)作用。