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)。