基于平順性和操穩的某重型越野車懸架參數優化

居剛，王凱峰，陳興華

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

前言

懸架是汽車上的重要組成部件，其性能的優劣直接影響著汽車的平順性與操縱穩定性，懸架應具有良好的運動學特性，在其輪跳中應保證輪跳定位參數在合理的范圍內變動，從而改善汽車的操縱穩定性和轉向輕便性、減少輪胎的磨損等[1]。本文通過懸架模型的建立，并對懸架進行分析，再得到各種性能曲線，選取不合理的性能參數作為優化目標，并對設計參數進行優化，以改善懸架系統性能，提高設計效率。

1 模型建立

整車多體動力學模型的建立是在整車三維模型的基礎上建立的參數化模型，其不僅反映了整車及各部件的外形尺寸和質量特征，還輸入了彈簧、阻尼器和襯套等所屬的力學參數，能夠很好地還原整車的真實特性，所以在對整車多體動力學模型的仿真更接近整車試驗水平。

本文所研究的是一款帶平衡軸懸架的 8X8重型戰術車輛，其第一軸和第二軸分別采用的是帶鋼板彈簧的非獨立懸架，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子系統，本文所研究的車型分別如下：第一軸懸架子系統、第二軸懸架子系統、平衡軸懸架子系統、前鋼板彈簧子系統、后鋼板彈簧子系統、動力總成子系統、車身子系統、轉向系統子系統和輪胎子系統。并分清各個子系統之間的相互連接關系，為下面的通訊器的建立做準備。

（2）在Template Builder中，建立各個子系統相對應的模板，先從結構形式上建模，由幾何參數對各個零部件建立模型，再由質量參數和力學特性參數修改各個零部件的質量、轉動慣量以及屬性文件等，并建立用以連接的通訊器。

（3）在上一步的基礎上，對建立好的的模板建立相對應的子系統模型。

（4）將上述已經建立好的子系統在Standard Interface中裝配成整車多體動力學模型。

整車建模的拓撲關系圖如圖1所示：

圖1 整車建模的拓撲關系圖

2 平順性參數的優化與分析

2.1 優化變量與目標的確定

為了進一步改善車輛輪胎側磨狀況，對懸架參數進行進一步優化。優化設計中選擇車輪前束角、車輪外傾角在仿真過程中的最大絕對值作為優化目標，使優化目標的變動范圍盡可能縮小[2]。選擇板簧前卷耳點，吊耳點，橫向拉桿端點三個硬點的九個坐標值作為優化的變量，硬點的坐標變化范圍設定為[-10,10]mm[3]。

2.2 靈敏度分析

利用Adams/Insight進行試驗設計，試驗策略采用二水平試驗設計篩分法，使用這種方法對九個設計變量進行篩選，選取其中影響度較大的設計變量，采用全因子設計方法[4]。

運行試驗后，對仿真結果進行擬合。R2和R2adj表示擬合的好壞程度，當R2在0～1之間，越大越好，且理想的擬合狀態是大于0.9；R2adj 通常小于R2，R2adj 的值為 1 時表明擬合得非常好；P是指擬合表達式中是否含有有用項，擬合表達式中的有用項個數隨著P值的減小而增多；R/V是指模型計算值和原始數據點之間的關系，其值越高，表明預測結果越好，當R/V值高于10時，預測結果非常理想；當 R/V值低于4時，預測的結果非常不理想[5]。通過擬合良好程度（Goodness-of-fit）項檢查擬合得好壞，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

導出分析結果，從中可以看出各因素對應的影響度，對前束角影響度較大的變量如圖3，圖4所示。

圖3 分析結果圖

圖4 分析結果圖

從圖3可以看出在第一軸中前卷耳點的x坐標對前束角的影響度超過10%，需對其進行優化。圖4可以看出第二軸中前卷耳點的x,z坐標對前束角的影響度超過了10%，因此需要調整這兩個坐標對第二軸進行優化。

2.3 優化前后仿真分析結果對比

根據靈敏度分析，對影響較大的兩個坐標在相對范圍[-10,10]內進行調整，優化前后的結果對比圖如下。

圖5 第一軸前束角優化前后對比

圖6 第一軸優化前后主銷 后傾角對比

圖7 第一軸優化前后外傾角對比

圖8 第一軸優化前后主銷 內傾角對比

圖9 第一軸優化前后輪距變動對比

圖10 第二軸優化前后 前束角對比

圖12 第二軸優化前后 外傾角對比

圖11 第二軸優化前后主銷后傾角對比

圖13 第二軸優化前后主銷內傾角對比

圖14 第二軸優化前后輪 距變化對比

由前后對比分析圖可以看出，優化過后輪跳過程中，前束角、主銷內傾角，外傾角，輪距變動的變化范圍都不同程度減小，達到了預期的目標，主銷后傾角的變化范圍有一定程度的增大，這是優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 轉向回正性參數的優化與驗證

3.1 參數的選取

根據上述對影響重型戰術車輛操縱穩定性因素的分析，其中殘余橫擺角速度與主銷后傾角和主銷內傾角成反相關，但受板簧剛度的變化的影響很小。而側傾角受主銷內傾角和主銷后傾角的影響很小，當板簧剛度降低時，側傾角也會隨之減小，但減小幅度很小，故不對板簧剛度做調整。由分析結果確定一組更優的懸架參數，一二橋的主銷內傾角取7.8°，主銷后傾角取 4°。參數優化前后的硬點坐標和板簧參數如表1和表2所示。

表1 一橋優化前后的硬點坐標和參數對比

表2 二橋優化前后的硬點坐標和參數對比

3.2 優化參數的驗證

把優化后的參數帶入整車仿真模型中進行操縱穩定性仿真驗證，與優化前的仿真結果進行對比。

3.2.1 整車穩態回轉試驗仿真分析

圖15 整車穩態回轉仿真軌跡

圖16 縱向車速VS側向加速度

圖17 橫擺角速度VS側向加速度

圖18 側傾角VS側向加速度

圖19 側偏角VS側向加速度

把優化后的參數帶入整車仿真模型進行穩態回轉試驗，使汽車以最低穩定速度沿半徑為 15m的圓周行駛，待穩定后，緩緩連續而均勻地加速（縱向加速度不超過0.25m/s2），直至汽車的側向加速度達到6.5m/s2（或受發動機功率限制而所能達到的最大側向加速度、或汽車出現不穩定狀態）為止，記錄整個過程。

對上述數據進行處理得到轉彎半徑比的仿真結果和前后側偏角的仿真結果如圖20和圖21。

圖20 半徑比VS側向加速度

圖21 前后側偏角VS側向加速度

依據QC/T 480汽車操縱穩定性指標限值與評價方法，對整車穩態回轉性能的評價計分如表3。

表3 穩態回轉性能評分

3.2.2 轉向回正試驗仿真分析

轉向回正試驗用于確定車輛的轉向回正力，評價汽車由曲線自行恢復到直線行駛的能力。低速回正試驗是使汽車沿半徑為15±1m的圓周行駛，調整車速，使側向加速度達到0.4g,固定轉向盤轉角，穩定車速并開始記錄，待3s后，駕駛員突然松開轉向盤，記錄松手后4s的汽車運動過程。

圖22 低速回正仿真行駛軌跡

圖23 橫擺角速度響應

圖24 方向盤轉角輸入曲線

表4 轉向回正性能評分

依據QC/T 480汽車操縱穩定性指標

限值與評價方法，對整車轉向回正性能的評價計分如表4所示。

3.3 分析評價

根據上述的評分結果可以看出，相對于優化前的指標評分，優化后的模型在穩態回轉性能上基本沒有區別，分值不相上下，在轉向回正性能上，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，轉向回正的評分也由優化前的66.9增加為優化后的77.7，表明該車輛的操縱穩定性在優化后得到了較為明顯的改善。

4 結論

本文通過建立某重型越野車平順性和操縱穩定性的模擬仿真分析模型，并基于各自評價指標進行分析計算，建立起該重型越野車的優化設計模型和優化目標，通過對懸架系統剛度值和阻尼值的優化分析計算，得出新的優化參數，結果表明車輛的平順性和操縱穩定性均得到了較好的改善，仿真模型對懸架系統關鍵性能的優化起到重要指導作用。