麥弗遜懸架硬點設計對輪胎磨損的影響分析

榮兵，鞠道杰，石向南，唐龍川

（610041 四川省 成都市 凱翼汽車技術有限責任公司）

0 引言

麥弗遜懸架由于構造簡單、成本低廉、布置空間大等特點，被廣泛應用。國內通常采用逆向工程進行硬點設計，重點關注影響操控及舒適性的K&C 指標，往往忽略輪胎磨損或讓步妥協。針對輪胎磨損問題，文獻[1-2]對影響輪胎磨損的前束角變化、外傾角變化、阿克曼誤差等進行了分析及優化；文獻[3]以提高懸架抗點頭率和減小輪胎磨損為目標進行硬點優化。但上述研究均缺少優化后對整車操控穩定性及舒適性能的影響研究。本文以某成熟車型的前麥弗遜懸架為研究對象，在不影響整車操穩及舒適性能的前提下，通過優化硬點降低輪胎磨損程度。

1 麥弗遜懸架特性及磨胎影響參數

1.1 麥弗遜懸架結構特點及動力學建模

前麥弗遜懸架系統主要組成部分包括下擺臂總成、轉向節及減震器滑柱總成、穩定桿總成、轉向系總成。其中，減震器與轉向節固定連接形成上下運動的滑柱；轉向系是對轉向節進行約束，滿足前束角設計要求以及實現前懸的轉向功能；擺臂為L 型設計，與副車架通過兩個襯套連接，用于支撐縱向和橫向力，襯套按其功能分為操控性襯套和舒適性襯套。麥弗遜懸架的C 特性主要受到舒適性襯套的影響，但部分C 特性也同時受到硬點和懸架彈性元件耦合的影響，主要原因在于懸架舒適性襯套剛度較低，在外部載荷作用下會產生較大的變形，從而改變懸架部件間的連接中心，故在C 特性中的部分指標可通過調整硬點進行優化，下文進行詳細闡述。

本文研究車型的襯套布置如圖1 所示，舒適性襯套在整車縱向和橫向具有較小剛度，對來自路面的縱向和橫向沖擊起到較好的緩沖作用，提升舒適性。

研究車型前懸為麥弗遜懸架，后懸為E 型多連桿懸架。前后懸架模型以及整車動力學模型精度在研發前期均得到了驗證，且模型精度問題不是本文的重點研究內容，故不贅述。懸架及整車多體模型分別如圖2 和圖3 所示。

1.2 影響輪胎磨損的懸架關鍵指標

文獻[1]指出了外傾角、前束角、阿克曼誤差對輪胎磨損的影響。文中重點分析麥弗遜懸架的前束角、輪心縱向位移對磨胎的影響，同時確保外傾角和阿克曼誤差引起的磨胎程度不惡化。麥弗遜懸架中轉向拉桿與擺臂的空間布置角度和長度主要影響前束角梯度；擺臂的空間布置角度以及擺臂前后硬點的軸線布置角度主要影響輪心側向位移和縱向位移梯度。以上梯度的變化對輪胎磨損都存在較大的影響。

垂跳工況下，輪胎磨損的影響需關注懸架行程中輪心縱向位移和前束角的曲線變化趨勢，其中前束角梯度對輪胎偏磨影響較大。由于確保操控穩定性的不足轉向度需要設計較大的前束梯度，為降低輪胎偏磨，前束角梯度的優化只能針對不足轉向特性影響較小的懸架行程區域。

縱向力工況下，前束角梯度越小，輪胎偏磨程度越低。然而在較差的麥弗遜硬點設計下，小的前束角梯度與大的輪心縱向柔度不可兼得，為緩沖路面縱向沖擊，輪心縱向柔度設計一般較大。

下文將對該問題的平衡及優化進行詳細闡述。

2 垂跳工況輪心縱向位移梯度優化

原方案垂跳工況下的前束角、輪心縱向位移、抗點頭率分別如圖4、圖5、圖6 中實線所示。其中，前束角梯度為-6.83 (°)/m（梯度取值范圍±10 mm），懸架行程內前束角的變化趨于線性（如圖4 所示），輪胎偏磨嚴重。分析圖5 可知：（1）輪心縱向位移變化趨于線性，輪胎磨損嚴重；（2）輪心縱向位移梯度為29.37 mm/m，遇路面凸包時，懸架縱向沖擊會增大，影響乘坐舒適性。圖6 中，原方案的抗點頭率為29.69%，在懸架-100～50 mm行程中斜率保持不變，不利于抵抗制動點頭效應。

轉向過程中，由于離心力作用，懸架外側受到壓縮，內側受到拉伸作用，同時軸荷往懸架外側轉移，懸架外側輪胎將承受更大的側向力，整車更趨向于外側輪的運動軌跡進行轉向，所以保持懸架壓縮行程中前束角梯度，將對確保整車不足轉向提供較大的貢獻度，故考慮優化懸架拉伸行程中的前束角梯度來降低輪胎偏磨特性。

通過擺臂后點Y 向坐標往車輛中心移動，增加擺臂前后點橫向距離，優化輪心縱向位移梯度；通過轉向拉桿外點Y 向坐標往車輛中心移動，縮短拉桿長度，優化前束角梯度，詳見圖7。

優化后的前束角如圖4 中虛線所示。懸架行程-50 mm 以下的前束角梯度趨近于0，輪胎偏磨程度顯著降低。懸架行程零點的前束角梯度優化后由-6.83 (°)/m 降低到-4.43 (°)/m，整車不足轉向度略有影響，整車不足轉向度為前后懸側偏角之差，適當提升后懸前束角梯度，降低后懸側偏角，既保證整車不足轉向度，又提升整車操穩特性，下文將對此進行驗證。目前較多日系車型采用該設計理念。

優化后的輪心縱向位移如圖5 中虛線所示。懸架行程-50 mm 以下，優化后的梯度由29.37 mm/m降為0，大幅降低輪胎磨損程度。懸架行程零點位置的梯度優化后由29.37 mm/m 降低到25.50 mm/m，懸架縱向沖擊舒適性能得到提升。

優化后的抗點頭率如圖6 中虛線所示。懸架行程零點的抗點頭率為26.54%，相比原方案略有降低，但隨懸架行程的壓縮變化，抗點頭率急劇增加，更能有效地抵抗制動點頭效應。下文將通過整車的制動俯仰梯度進一步驗證。

3 縱向力工況前束角梯度優化

麥弗遜懸架在縱向力工況下的前束角梯度會受到硬點布置的影響，故硬點調整同樣會對C 特性產生較大的影響。原方案縱向力工況下前束角、輪心縱向位移分別如圖8、圖9 中實線所示。從圖8、圖9 可知，原方案輪心縱向柔度4.77 mm/kN，前束角梯度為-0.26 (°)/kN，縱向柔度適中，但前束角梯度較大，輪胎偏磨嚴重。不優化硬點，通過增加擺臂后點襯套的剛度降低前束角梯度，但這會大幅降低輪心縱向柔度，削弱懸架沖擊舒適性。在前期硬點設計存在缺陷、后期又無法調整的情況下，為保證懸架沖擊舒適性，只好對輪胎偏磨妥協。

針對以上問題，本文基于硬點優化，解決輪胎偏磨與懸架沖擊舒適性之間的沖突，為后期新車型開發提供方案。通過影響縱向力前束梯度的運動幾何分析可知，轉向拉桿與擺臂前外兩點連線越趨近于平行，則輪心在前后運動過程中，拉桿與擺臂在橫向方向產生的位移差將越小，前束角變化也就越小。故結合懸架空間對轉向拉桿內外點在縱向上進行調整，讓轉向拉桿與擺臂前外兩點連線趨近于平行。調整方案如圖10 所示。

優化后的前束角、輪心縱向位移分別如圖8、圖9 中虛線所示。通過優化硬點，輪心縱向柔度基本一致，而前束梯度由-0.26 (°)/kN 降低到-0.12 (°)/kN，性能提升約53.85%，在確保懸架沖擊舒適性的前提下，大幅降低了輪胎偏磨程度。

對前麥弗遜懸架的硬點優化后，同時需要驗證外傾角和阿克曼誤差對輪胎磨損程度的影響。垂跳工況下外傾角和轉向工況下阿克曼誤差分別如圖11 和圖12所示，優化前后變化較小。以上變化相比前束角和輪心縱向位移的優化可以忽略。另外，對其余K&C 指標進行驗證分析，均滿足設計要求，且與原方案結果基本一致，不贅述。

4 整車操穩和舒適性能仿真驗證

考察硬點優化后對整車操穩性能的影響，仿真工況如下：（1）角階躍；（2）定半徑穩態回轉；（3）中心區轉向；（4）正弦掃頻；（5）直線制動。按照GB/T 6323-2014 《汽車操縱穩定性試驗方法》[4]要求，各工況考察指標的仿真值詳見表1。

表1 操穩工況分析結果對比Tab.1 Comparative analysis for handling condition

相比原方案，差值百分比為正時硬點優化后的操穩性能為提升，為負時硬點優化后的操穩性能為下降：（1）穩態回轉和中心區轉向工況中操穩性能保持一致（其中不足轉向度偏向于主觀感覺，不做對比評估）；（2）角階躍工況中操穩性能得到明顯的提升，操穩響應更快，側向加速度峰值響應時間提升達21.43%，側向加速度響應曲線及峰值區域局部放大詳見圖13；（3）正弦掃頻工況中橫擺角速度增益、橫擺角速度峰值與穩態值之比分別有3.23%、1.55%的降低，但0.2 Hz 橫擺角速度和側向加速度響應時間提升分別為7.50%、10.84%，橫擺角峰值頻率提升3.67%，故操穩性能提升較明顯；（4）對比圖14 和圖6，直線制動工況下，整車俯仰梯度提升1.17%，進一步驗證了抗點頭率更優的結論。

依據文獻[5-6]中定義的舒適性客觀指標以及相應工況，進行整車舒適性仿真分析，本文主要進行優化前后對比，對具體的工況設置以及考察指標定義不做闡述。對比仿真工況包括：（1）初級舒適性仿真；（2）次級舒適性仿真；（3）減速帶沖擊仿真。各工況考察指標的仿真值詳見表2。相比原方案，差值百分比為正時硬點優化后的舒適性能為提升，為負時硬點優化后的舒適性能為下降：（1）初級舒適性略有提升；（2）次級舒適性保持一致；（3）減速帶沖擊工況下，縱向沖擊指標提升較為明顯，其中前排座椅滑軌X 向加速度峰值降低，舒適性能提升4.92%，從而也驗證了垂跳工況下輪心縱向位移梯度（見圖5）與該指標的關聯性，其余指標雖對舒適性能有降低的影響，但降低率均小于1%。綜上可見，麥弗遜懸架硬點優化后對舒適性能起到了提升作用。

表2 舒適性工況分析結果對比Tab.2 Comparative analysis for ride condition

5 結論

以某車型前麥弗遜懸架為研究對象，針對存在的輪胎磨損問題，通過調整擺臂及轉向拉桿硬點布置，優化改善與輪胎磨損直接相關的懸架特性指標，輪心縱向位移梯度和前束角梯度，不僅大幅降低輪胎磨損程度，而且整車操穩和舒適性能也得到提升，為麥弗遜懸架的設計提供參考。