整車剛柔耦合懸架系統 KC 特性研究

摘要懸架綜合性能和整車操縱穩定性及乘坐舒適度密切相關。針對某款國產車型的懸架綜合性能驗證，借助 Adams/Car 軟件模塊，建立了具有柔性穩定桿子系統的前懸架模型和具有柔性體扭力梁子系統的后懸架模型，形成剛柔耦合的整車懸架系統模型。將車輪位移和受力約束分別施加在懸架系統上，進行動力學及彈性運動學分析，得到不同特性下的車輪定位參數。仿真結果顯示，仿真數值和實車 KC 試驗數據基本一致，懸架綜合性能相比于對標車車型更加優化;同時，進一步開展穩態回轉路試，從側傾加速度、不足轉向度和車廂側傾度三個維度，驗證整車路試穩態特性滿足設計要求，具備良好的運動特性。

關鍵詞剛柔耦合模型 Adams/Car車輪定位參數 KC 特性參數

中圖分類號 U467.4+92

AbstractThe comprehensive performance of suspension directly affects the handling stability and riding comfort of the vehicle . The suspension performance of a domestic vehicle was verified . By using ADAMS/car software ， the front suspension model with flexible stabilizer bar subsystem and the rear suspension model with flexible torsion beam subsystem are established to form thesuspensionsystemof vehiclewithrigid-flexiblecouplingmodel . Thedisplacementandforcewereappliedtothe suspension systemrespectively. Thedynamicandelastickinematicsanalysiswerecarriedout ， andthewheelalignment parameters under different characteristics were obtained . The simulation resultsshow that the simulation values were basically consistent with the real vehicle KC test data. The comprehensive performance of the suspension of this model was more optimized than that of the standard model . At the same time ， through the rolling acceleration ， understeering and car rolling three aspects ， the steady-state rotary road test was conducted to further verify that the steady-state characteristics of the vehicle meet the designrequirements and have good motion characteristics .

KeywordsRigid-flexiblecouplingmodel;Adams/Car;Wheelalignmentparameters;KCcharacteristicparameters

Corresponding author ： LI Cheng ， E-mail ： licheng_nefu@163.com ， Fax ：+86-553-5975080

TheprojectsupportedbytheExcellentTalentsSupportProgramofAnhuiUniversities （ keyprogram ） （ No . gxyqZD2021147），and the Anhui Quality Engineering Project （ No .2020zyq23）.

Manuscript received 20201129 in revised form 20210217.

引言

在汽車懸架系統的開發過程中，特別重視其對整車操縱穩定性和乘坐舒適性的影響，因此針對懸架系統進行的 KC 性能分析也是開發流程中至關重要的一環。懸架 K 特性主要研究輪胎在垂直跳躍或轉向過程中，懸架的性能參數隨輪胎的垂直位移或角位移的變化特點，重點研究懸架系統中硬點參數對懸架特性參數的影響; C 特性主要研究輪胎在各種力和轉矩作用下，懸架性能參數隨力和轉矩的變化，重點是懸架系統中襯套對懸架性能的影響。通過對懸架系統 KC 特性的研究分析，能為汽車懸架系統高效設計、開發、優化，提供了重要的理論指導[1]。

1 建立整車剛柔耦合懸架模型

傳統建模方法中，除了將彈簧視作彈性元件和將減振器視作阻尼元件，通常會簡單地將其余部件都視作剛性元件來處理，而前懸架系統中的橫向穩定桿部件，以及后懸架系統中的扭轉梁部件，在汽車轉彎和跳動的過程中，都會產生彈性變化量[2]。所以，剛性模型并不能準確的反應懸架的綜合性能。因此，結合 Hypermesh 軟件，輸出 MNF 文件輸入 Adams 軟件中，建立帶有柔性體穩定桿子系統的前懸架模型和帶有柔性體扭力梁子系統的后懸架模型，形成整車剛柔耦合懸架系統模型，能進一步提高仿真分析的準確性。

1.1建立麥弗遜前懸架剛柔耦合模型

本文依托某款已經成功裝車的國產 SUV 車型，獲取其硬點參數，驗證其懸架性能是否滿足設計要求。其中，本車型前懸架系統的設計參數，包括下控制臂、驅動軸、滑柱總成等前懸架系統硬點參數、轉向器殼、轉向橫欄桿等轉向系統硬點參數和前穩定桿、小連接桿和襯套等前穩定桿總成硬點參數（表1、表2、表3）;通過 Hyper mesh 軟件輸出的前穩定桿的 MNF 文件，輸入 Adams 的前懸架系統模型中，形成剛柔耦合的關聯模型，如圖1所示。

1.2建立 E 型多連桿后懸架剛柔耦合模型

這款國產車型的后懸掛系統采用了 E 型多連桿懸架結構。它是由三個及以上的連桿或拉桿組成，可以多角度進行控制，保證車輛正確的行駛軌跡，特別是在轉彎時輪胎可以自由偏轉，始終保持輪胎與地面之間的最大接觸面積[3]。根據本款國產車型數模中采集的后懸架硬點數據，包括后懸架系統硬點參數和后穩定桿總成硬點參數，數據如表4、表5所示。將扭轉梁柔性體 MNF 文件導入 Adams/Car 軟件中，建立剛柔耦合的帶有柔性體扭轉梁的后懸架系統模型，如圖2所示。

2 整車仿真幾何參數設置

Adasm 的汽車模塊提供強大的懸架仿真和分析能力，在日常運動中無限接近實際路試中的懸架變形量[4]。為了進一步提高仿真分析的精度，基于該模型輸入相應的車輛參數，包括零部件質量、前后懸架系統的軸荷分布和整車四輪定位參數等。

2.1零部件重要參數

輸入前、后懸架重要的零部件質量，包括副車架總成、下控制臂總成、滑柱總成、傳動軸、轉向節帶制動器總成、車輪總成等等，具體質量如表6所示。

2.2懸架 KC 運動關鍵參數

2.2.1前后懸架系統軸荷分配

前、后懸架的軸荷分配，主要包括空載、半載和滿載三種情況。空載工況總質量為1500 kg ，其中前、后軸荷分配為840 kg、660 kg;半載工況總質量為1725 kg ，其中前、后軸荷分配為925 kg、800 kg;滿載工況總質量為1875 kg ，其中前、后軸荷分配為940 kg、935 kg 。

2.2.2整車四輪定位參數

四輪定位參數設計是否合理，直接影響整車的轉向回正能力，同時也決定了輪胎的磨損程度。本款車型中，設計的前輪前束值為0.1°，前輪外傾角為-0.52°;后輪的前束值為0.1°，后輪外傾角為-1.33°。

3 不同工況下實車KC 項目分析

通過對該車型懸架及側傾剛度、車輪的外傾和前束值、主銷內傾及后傾的拖距、前輪輪距等 K 特性參數，以及側向力及縱向力加載工況、回正力矩加載及原地轉向工況等 C 特性參數進行分析，驗證車型設計是否達到懸架綜合性能的要求[5]。 Adams 仿真中，車輪上跳形成及反彈行程范圍為-75 mm ～75 mm ，同時在軟件的后處理模塊讀取相應的數值。

3.1懸架的 K 特性分析

3.1.1 側傾剛度

側傾剛度對車輛操縱穩定性和乘坐舒適性有直接影響，其對車輛的操作穩定性有正向貢獻，同時也給乘坐舒適性帶來不良影響[6]。一般從側傾剛度的數值上看，如果前懸架大于后懸架，則能使汽車轉向橋的負荷產生較大偏移，能增加汽車的轉向不足性能。本車型中，仿真數值見表7，仿真曲線如圖3，前懸架側傾剛度為59.759 N/mm ，后懸架側傾剛度為46.611 N/mm 。

3.1.2 車輪外傾角

雙輪同向跳動中，車輪外傾角能反應控制臂和轉向橫拉桿等部件的硬點控制效果。在車輪從彈跳上點到下點的過程中，使得外傾角逐漸趨于0，這樣有利于保證輪胎始終和地面之間保持垂直關系，能減少輪胎的磨損，有效防止車輛跑偏[7]。數據顯示，上跳中前后懸架外傾角均在減小，既車輪逐漸趨勢垂直于地面的狀態，本車型中，仿真數值見表8，仿真曲線如圖4，前輪外傾角變化趨勢為-11.9 deg/m ，后輪外傾角變化趨勢為-17.6 deg/m ，均能滿足上調過程中的減小趨勢要求。

3.1.3 車輪前束

車輪的前束主要用來抵消外傾角的“外八字”帶來的滾錐效應，一般要求輪胎上跳時，本車型中，仿真數值見表9，仿真曲線如圖5，前懸架前束角向負方向變化，為-9.2 deg/m ，既有減小的趨勢;后懸架前束角向正方面變化，本車型為11.7 deg/m ，既有增大的趨勢，均滿足設計要求。

3.1.4 主銷拖距

當車輪受到外部載荷影響時，特別是當車輪兩側的力不平衡時，主銷會產生較大的扭矩，并傳遞到轉向桿部件和方向盤上，影響駕駛員的駕駛舒適性[8]。通過減小主銷內傾拖距，可以減少對轉向軸的沖擊。因此懸架設計中要求主銷內傾拖距不宜過大，一般絕對值小于60 mm 。本車型仿真曲線如圖6，此值為-30.9434 mm ，符合要求。

同時，主銷后傾拖距設計用于在轉向過程中為車輛提供轉向回正力矩。較大的數值可以保證良好的回正力矩，但會影響轉向輕便。設計值應在80 mm 范圍內，本車型為47.9663 mm ，滿足要求。

3.1.5 輪距

當車輪在最低點彈跳到最高點的往復運動過程中，變化的輪距會不斷產生側向力矩，這會干擾整車的操縱穩定性，因此在設計中，應保證輪距變化率數值盡可能低，以達到減小輪胎的滑移，提高輪胎工作壽命的目的。一般要求輪胎跳動量100 mm 時，前輪輪距變化應該在20 mm 以內，本車型仿真數值見表10，仿真曲線如圖7，前輪輪距變化量為9.74 mm/mm ，滿足設計要求。

3.2懸架的 C 特性分析

3.2.1縱向力加載工況

（1）縱向柔度

車輪中心的縱向位移隨整車縱向力的變化關系就是縱向柔度，它的主要作用是緩沖縱向方向上的沖擊。一定的縱向柔度，能夠有效降低沖擊感，提升車輛行駛平順性。一般要求在制動和驅動兩種工況下，柔度值應較為接近。本車型中，仿真數值見表11，仿真曲線如圖8，前懸架縱向柔度在制動和驅動工況下，分別是-1.28 mm/kN和-0.99 mm/kN;后懸架縱向柔度在制動和驅動工況下，分別是-0.33 mm/kN 和-0.40 mm/ kN;通過對比制動和驅動工況下仿真曲線輸出值，符合設計要求。

（2）縱向力前束

在整車縱向力的作用下，懸架系統中的襯套會產生變形，因而車輪的前束角也會隨之變化，這就是縱向力前束。一定的縱向力前束有利于制動穩定性，并且在一定程度上增加汽車的不足轉向性。隨著縱向力的增加，前束角應基本成線性變化，防止車輪的制動跑偏現象。本車型中，仿真數值見表12，仿真曲線如圖9，前懸架縱向力前束值為0.063 deg/kN ，后懸架縱向力前束值為0.048 deg/kN 。

3.2.2側向力加載工況

（1）側向柔度

在整車受到的側向力作用下，輪心處的側向位移隨側向力的變化關系就是側向柔度。一般側向柔度的絕對值較小，能有效提升乘坐的舒適感。但是也不能為0，否則操縱穩定性會受到影響，也會降低行車安全[9]。本車型中，仿真數值見表13，仿真曲線如圖10，前懸架系統側向柔度為-0.34 mm/kN ，后懸架系統側向柔度為0.045 mm/kN 。

在整車側向力的作用下，懸架系統中的襯套也會發生變形，也會造成前束角發生變化。側向力前束在理想范圍內變化，有利于提升汽車的不足轉向特性。設計時應該考慮選擇合適的襯套，使車輛的后懸架車輪產生正的前束、前懸架車輪產生負的前束，以此來增加汽車的不足轉向，本車型中，仿真數值見表14，仿真曲線如圖11，前懸架的側向前束角為-0.32 deg/kN ，后懸架的側向力前束角為0.032 deg/kN ，均能滿足設計要求。

（3）回正力矩加載工況

轉彎中在輪胎與地面接觸時，會產生正力矩的反向作用，它主要會減小車輪轉向角，同時也會對懸架和轉向系統的彈性特性有一定影響[10]。由車輪轉向角引起的扭矩變化，轉向角也會隨之發生變化。該指標反映了轉向系統的逆向剛度，因此設計時不宜過大，否則會出現轉向反沖現象，本車型中，仿真數值見表15，仿真曲線如圖12，回正力矩前束角為1.28 deg/（ kN . m ），回正力矩外傾角為1.47 deg/（ kN .m ）。

利用試驗中心的 KC 試驗臺，對本款車型開展整車 KC 整車試驗，如圖13所示，獲取并記錄評價數據，錄入表16，再對仿真數值和試驗數據開展對比分析。

結果驗證仿真數值和 KC 試驗數值基本一致，同時和對標車型進行對比，得到如下結論：

（1）本款車型前懸架側傾剛度較對標車型增大8.73%，后懸架側傾剛度較對標車型增大5.58%，一定程度上提升了車輛的操縱穩定性。

（2）其余 K 特性參數數值，本車型和對標車型均較為接近，且均符合設計要求，未發現風險數值;部分懸架參數性能優于對標車型，如輪距、前束角、外傾角參數等等。

（3） C 特性參數中，制動工況和驅動工況中的縱向柔度數值有一定差距，是因為在控制臂和副車架的連接處，使用的橡膠襯套增加了金屬骨架，能有效地抑制襯套地脫落和開裂，但是也犧牲了一部分的縱向柔度。

綜上所述，本車懸架KC特性仿真數值和試驗數值基本一致，符合懸架性能的設計要求，可以開展下一步整車操穩試驗進行驗證。

4 整車操穩試驗

4.1 整車穩態回轉試驗

開展實車操穩實車試驗，根據國家標準汽車操縱穩定性試驗方法，試驗人員操縱汽車以最低穩定速度沿所畫圓周行駛，汽車起步后緩緩連續而均勻地加速（縱向加速度不超過0.25m/s），到汽車側向加速度等于6.5m/s2 停下[11]，開展穩態試驗。

通過連接Value CAN底盤，打開Inca V7.2，添加a2l文件以后，點擊“開始”按鈕，等自檢程序完成后，獲取底盤CAN實時數據，包括側向加速度a。、車廂側1傾角K。、前后軸側偏角a、as等，并繪制a。與a， -a2及K。的關系曲線圖，如圖14所示。

4.2整車穩態特性評價

依據汽車操作穩定性指標限值與評價方法，分別從側向加速度a。、不足轉向度U和車廂側傾度K。三個維度進行評價計分[12]

4.2.1 側向加速度a。

式中，N。為側向加速度值的評價計分值; a.為側向加速度值的試驗值， m/s2 ;為側向加速度值的下限值，m/s2;am0o為側向加速度值的上限值，m/s？。

本款試驗車型，整車最大總質量≤2.5 t，最高設計車速≥180 km/h，得到ano =5.0 m/s'， a.noo=9. 8m/s'。在a。與a，-ar，的關系曲線上（圖13a），本款車為實線，對標車型是虛線，斜率等于0處是a。試驗值，則an本車=8 m/s？ ，an本車=7.5 m/s2 ，帶人上述數值計算，得到

4.2.2 不足轉向度U

式中，Nu為不足轉向度的評價計分值;U為不足轉向度值的試驗值，（°）/（m/s2）;λ為Uo0與U100的比值計算的系數; 為側向加速度值的下限值， （°）/（m/ .s2）; U10o為側向加速度值的上限值，（°）/（ m/s2）。

根據車型，Uo0 =0. 60（°）/（ m/s？），U100 =0. 24（°）/（m/s2）。同時，讀取側向加速度an =2 m/s？處的平均斜率，得到U本車=0.11（°）/（m/s2），U對標=0.1（°）/（m/s？）。帶入上述數值計算，得到

4.2.3車廂側傾度 Kφ

式中，N。為車廂側傾度值的評價計分值; K。為車廂側傾度值的試驗值，（°）/（m/s？）; K。為側向加速度值的下限值，（°）/（m/s2）; Ke。00 為側向加速度值的上限值，（0）/（m/s3）。

根據本車型數據，K。6o= 1.20 （°）/（m/s2 ），Kq100=0.70（°）/（m/s2）。在a。與K。的關系曲線上（圖13b），本款車為實線，對標車為虛線，側向加速度a。=2 m/s2處的平均斜率，則K。本車=0.75 （°）/（m/s2）， K。對標=0.8 （°）/（ m/s2），帶人上述數值計算，得到

4.2.4整車穩態特性綜合評價

式中， NW 為汽車穩態特性綜合評價計分值。

帶入上述數據，得到

NW本車gt; NW對標，本款車型在操縱穩定性優于對標車型，懸架特性良好。

5 結論

本文首先分析了某款國產車型麥弗遜前懸架和 E 型多連桿后懸架的結構特征，利用 Catia 模型建立了三維模型，并通過數模讀取了硬點的坐標系數據。利用 Adams/Car 軟件，建立帶有穩定桿柔性體的前懸架模型和帶有扭力梁柔性體的后懸架模型，形成整車剛柔耦合懸架系統模型。一方面，通過對該車型 K 特性參數和 C 特性參數進行仿真分析，并通過實車 KC 試驗數據驗證仿真數值的有效性，再對標原車型，驗證本款國產車型能滿足懸架 KC 特性設計需求，無風險數值，且部分懸架特性得到優化;另一方面，通過對本車型和對標車型開展整車穩態回轉試驗，從側傾加速度、不足轉向度和車廂側傾度三個維度，驗證整車穩態特性滿足設計要求，具備良好的運動特性。

參考文獻（References）

[1]李奧運.某車型懸架 KC 特性優化及整車操穩性仿真分析[ D ].重慶：重慶理工大學，2019：1.

LIAoYun . OptimizationofsuspensionKCcharacteristicsand simulation of vehicle stability [ D ]. Chongqing ： Chongqing University of Technology ，2019：1（ In Chinese ）.

[2]任蘭柱，張凱邦，高楓，等.基于虛擬樣機的解放 CA 141車型建模與平順性分析[ J].機械設計，2016，33（8）：58-61.

REN LanZhu ， ZHANG KaiBang ， GAO Feng ， et al . Modeling and ride comfort analysis of liberation CA 141 model based on the virtual prototype [ J ]. Journal of Machine Design ，2016，33（8）：58-61（ In Chinese ）.

[3]葉天之，姚黎明.基于 Adams/CAR 的多連桿懸架系統運動分析[ J].制造業自動化，2019，41（5）：106-110.

YE TianZhi ， YAOLiMing. Thekinematicsanalysisof multi-link suspension system basedon theADAMS/CAR [ J ]. ManufacturingAutomation ，2019，41（5）：106-110（ In Chinese ）.

[4] 馮金芝，鄭光磊，鄭松林，等.基于 Femfat Lab-Adams 的路譜獲取[ J].機械強度，2019，41（6）：1327-1334.

FENGJingZhi ， ZHENGGuangLei ， ZHENGSongLin ， etal . Acquisition of road spectrum based on FEMFAT LAB-ADAMS [ J ]. JournalofMechanicalStrength ，2019，41 （6）：1327-1334（ In Chinese ）.

[5] 吳寶貴，李紹平，閆書法，等.基于 Adams 的麥弗遜懸架導向機構參數優化[ J].機械設計與研究，2015，31（1）：130-133.

WUBaoGui ， LIShaoPing ， YANShuFa ， etal . Parameter optimization of mcphersonsuspension guiding mechanism basedon ADAMS [ J ]. MachineDesign Research ，2015，31（1）：130-133（ In Chinese ）.

[6] 郜慧超，顧夢引，王麗榮.基于 Adams 的某重型載貨汽車的平順性仿真研究[ J].車輛與動力技術，2016（2）：29-33.

GAOHuiChao ， GUMengYin ， WANGLiRong. Researchonride comfortofaheavytruckinADAMS [ J ]. Vehicle Power Technology ，2016（2）：29-33（ In Chinese ）.

[7] 秦玉英，孫明浩，王金，等. Hiper Strut 懸架與 Macpherson 懸架對整車操穩的影響對比分析[ J].現代制造工程，2014（12）：25-29.

QINYuYing ， SUNMingHao ， WANGJin ， etal . Comparative analysisoftheinfluencebetweenhiperstrutandmacpherson suspension on vehicle handling stability [ J ]. Modern Manufacturing Engineering ，2014（12）：25-29（ In Chinese ）.

[8] 李晏，張珊，王威，等.麥弗遜懸架運動分析的空間解析法及Matlab 實現[ J].中國機械工程學報，2015，13（1）：16-21.

LI Yan ， ZHANG Shan ， WANG Wei ， et al . Spatial analytic analysis andMATLABimplementationonmacphersonsuspensionmotions [ J ]. Chinese Journal of Construction Machinery ，2015，13（1）：16-21（ In Chinese ）.

[9] 楊松樸，曾廣貴，駱志偉.四輪驅動電動汽車橫擺穩定性控制系統研究[ J].煤礦機械，2016，37（5）：43-47.

YANG SongPu ， ZENG GuangGui ， LUO ZhiWei . Research of lateral stabilitycontrolsystemaimedon 4WD-EV [ J ]. CoalMine Machinery ，2016，37（5）：43-47（ In Chinese ）.

[10]任成龍，辛江慧.汽車懸架結構優化及整車制動性試驗[ J].機械設計與制造，2020（3）：170-173.

RENChengLong ， XINJiangHui .Structureoptimizationof automobile suspensionandbrakingtest [ J ]. MachineryDesign Manufacture ，2020（3）：170-173（ In Chinese ）.

[11]GB/T 6323.4-1994.汽車操縱穩定性試驗方法-轉向回正性能試驗[ S].北京：國家技術監督局，1994：3.

GB/T 6323.4-1994. Controllabilityandstabilitytestprocedurefor automobiles-returnability test [ S ]. Beijing ： State Bureau of Technical Supervision ，1994：3（ In Chinese ）.

[12]QC/T 480-1999.汽車操縱穩定性指標限值與評價方法[ S].汽車行業標準（ QC ），1999：1-2.

QC/T 480-1999. Criterion thresholde and evaluation of controllability andstabilityforautomobiles [ S ]. AutomobileIndustryStandard （ QC ），1999：1-2（ In Chinese ）.