某電動微型車提升不足轉向度的優化措施

丁 偉，何 潔，呂宣坤

某電動微型車提升不足轉向度的優化措施

丁 偉，何 潔，呂宣坤

（徐州淮海新能源汽車有限公司，江蘇 徐州 221000）

為改善基于前驅車底盤平臺開發的電動微型車不足轉向度偏小的問題，文章通過分析車輛不足轉向度的產生機理和影響因素，結合電動微型車懸架結構特點，從懸架硬點、彈性件、襯套等方面提出了優化措施，同時搭建整車動力學仿真模型，借助整車仿真綜合評估優化措施對不足轉向度和側傾梯度的影響。結果顯示優化措施可提升微型車的不足轉向度。

電動微型車；不足轉向度；懸架結構；側傾梯度

市面上常見的2門4座電動微型車軸距多為1.9～2.1 m，此類車型底盤前懸架一般采用麥弗遜獨立懸架，后懸架結構采用拖曳臂式非獨立性懸架，并采取電機固定在后橋上的后置后驅方式。相對于傳統乘用車，該電動微型車在以下方面與傳統乘用車有較大的差異：

1）前后軸荷分配有差異，即電動微型車三電系統布置趨于后軸，其后軸荷質量大于前軸荷質量；

2）驅動方式有差異，即傳統乘用車多采用前輪驅動，而電動微型車采用后輪驅動；

3）輪胎有差異，即傳統乘用車輪胎規格大，電動微型車趨于使用輪轂為43 cm（13寸）以下的輪胎規格，為了在有限的電池容量下提升續航里程，多采用低滾阻輪胎，其相對同規格普通胎減弱了輪胎的抓地力。

鑒于電動微型車后軸載荷大，后輪在提供驅動力的同時減弱了輪胎能提供的側向力，因此，導致后輪抓地力不足，易產生過多轉向甚至掉頭甩尾，使駕駛員和乘客陷于危險中。為了改善因后輪驅動引起的側向抓地力不足而產生過多轉向問題，常規后驅微型車往往采用差異化的輪胎配置，即后軸輪胎的尺寸規格大于前軸，若基于電動微型車的成本考慮，該有效措施則得不到應用。因此，基于傳統乘用車底盤平臺開發的電動微型車，應著重考慮車輛的行駛穩定性。

1 不足轉向度產生機理和影響因素

不足轉向度是衡量汽車操縱穩定性的重要指標，具有適當不足轉向度的車輛能使駕駛員清晰地感知車輛的運動狀態，從而提升駕駛車輛的行駛穩定性。

車輛的轉向特性可分為三類，即中性轉向、不足轉向和過多轉向，常用穩態回轉試驗來描述車輛的穩態響應，如圖1所示。操縱汽車先以最低穩定速度沿規定的圓周行駛，接著固定車輛轉向盤，同時緩慢增加車速[1]，隨著車速的增加，具有不足轉向特性的車輛轉彎半徑越來越大；中性轉向特性的車輛轉彎半徑不變；過多轉向特性的車輛轉彎半徑越來越小[2]。

圖1 轉向特性圖

若將前輪轉角作為輸入，轉彎半徑作為輸出，則轉彎半徑為

式中，為前輪轉角；為軸距；為轉彎半徑；f和r分別為前、后輪側偏角。

由式（1）可知，在一定前輪轉角時，若車速極低，前、后輪側偏角可以忽略不計時轉彎半徑為0；當車速提高后，車輪在側向力等作用下逐漸產生側偏角。若前、后輪側偏角度差為正值（＞0），汽車的轉彎半徑逐漸增大，這就是不足轉向特性[3]。

不足轉向特性產生機理分為以下四種方式[4]：

1）車輛側傾的影響：轉向時車身側傾引起彈性元件變形，懸架導向機構和轉向桿系的運動學特性引起車輪轉角和外傾角的變化，從而影響車輛的不足轉向特性。

2）軸荷分配和輪胎側偏角剛度的影響：整車重量在前、后軸上的分配上存在差異，加之側傾時前、后軸內外輪的載荷轉移差異，轉向時作用在前、后軸的側向力和等效側偏角剛度均存在差異，從而引起前、后輪的側偏角存在差異，從而影響車輛的不足轉向特性。

3）輪胎所受力和力矩特性的影響：轉向時車輪受到來自地面的側向力、縱向力、垂直力等，由于懸架系統具有一定的彈性，在以上作用力下會使車輪發生前束角和外傾角的變化，使車輛偏離初始運動軌跡，從而影響車輛的不足轉向特性。

4）回正力矩的影響：鑒于主銷內傾角和主銷后傾角的存在，轉向時車輪繞主銷旋轉使得車輪的勢能增加，同時試圖使車輪擺脫轉向恢復直線行駛，從而影響車輛的不足轉向特性。

基于不足轉向度產生的機理，影響不足轉向度的主要因素如表1所示。

表1 不足轉向度的影響因素

主要因素影響方式 輪胎輪胎規格、輪胎的側偏特性 軸荷前、后軸荷分配比例影響輪胎的側偏特性 側傾載荷轉移側傾剛度、側傾中心、質心位置等影響側傾軸荷轉移大小，進而影響輪胎的側偏特性 側傾轉向側傾時轉向機構和懸架結構的共同運動影響輪胎轉角變化 外傾推力外傾推力通過懸架結構和輪胎側偏特性影響輪胎轉角變化 側向力轉向側向力通過懸架結構引起輪胎轉角變化 回正力矩轉向回正力矩通過懸架結構引起輪胎轉角變化

綜合以上分析，不足轉向特性是由多種因素共同影響的綜合指標，其主要影響因素可以歸納為輪胎、軸荷、質心位置、側傾剛度及懸架結構。

2 沿用底盤結構分析

該電動微型車前懸架沿用原麥弗遜獨立懸架結構，基于成本控制取消原車型的前橫向穩定桿裝置，后懸架為拖曳臂式非獨立懸架，其中驅動裝置集成在后驅動橋上，后橋兼顧驅動和承載作用。電動微型車底盤架構如圖2所示。

圖2 電動微型車懸架結構圖

基于沿用原底盤架構，搭建整車仿真模型，沿用原車型底盤架構開發的電動微型車不足轉向度參數和仿真結果如表2、圖3、圖4所示。

表2 電動微型車不足轉向度參數

項目參數值目標值 前懸架側傾剛度/[(Nm)/deg]247≥300 后懸架側傾剛度/[(Nm)/deg]656≥300 整車側傾剛度/[(Nm)/deg]903≥600 0.4g側傾梯度/(deg/g)4.82≤6.00 0.2g時不足轉向度(@車輪)/(deg/g)0.9≥2.0 過多轉向點側向加速度/g0.5≥0.6

圖3 電動微型車不足轉向度

圖4 電動微型車側向加速度&側傾角

從結果可知，若沿用原車型底盤架構，電動微型車僅側傾梯度指標滿足設計目標，其不足轉向度數值和過多轉向點側向加速度數值偏小，考慮到電動微型車軸距短、響應快，偏小的數值容易使車輛由不足轉向轉變為過多轉向，影響車輛行駛穩定性。

因此，直接沿用原平臺車型底盤開發電動微型車不可取，考慮到開發初期基于成本確定了輪胎規格，基于人機和高壓三電布置鎖定了前、后軸荷的分配和質心位置。在基于原平臺底盤架構開發的原則下，保證零件通用率的同時，應著重從整車的側傾剛度和懸架結構方面進行優化設計，以較小的改動量提升底盤行駛穩定性。

3 懸架硬點優化分析

3.1 前懸架硬點優化分析

原平臺車型采用前置前驅的驅動形式，其驅動裝置布置在前機艙內，使得轉向拉桿布置在前輪心后側（簡稱：拉桿后置）。當車輛轉向時，車輪會受到來自地面提供的側向力，其會影響車輪運動，采用拉桿后置的方案在利用側向力提升不足轉向度的效率上低于轉向拉桿前置的方案，如圖5所示。該電動微型車驅動裝置后移至后橋上，使原驅動裝置布置位置空置，為轉向拉桿調整到前輪心前面提供了布置空間。

圖5 調整前后轉向拉桿布置圖

轉向拉桿布置硬點調整后，整車最小轉彎直徑和Ackerman率如表3所示，均符合設定目標值，進一步通過數字化電子樣車（Digital Mock Up, DMU）運動校核，調整后轉向拉桿、輪胎包絡與周邊間隙均符合設計要求。

表3 轉向性能參數對比分析

轉向性能參數調整前調整后目標值 內輪轉角/deg37.8038.14≥36 外輪轉角/deg30.3030.95≥30 最小轉彎直徑/m8.398.30＜8.50 20° Ackerman率/%53.256.8＞45.0

前懸架調整前、后性能參數如表4所示。

表4 前懸架性能參數

前懸架初始方案優化方案 備注 跳動前束/(deg/m)-13.9-14.5 跳動外傾/(deg/m)-15.3-18.6 側傾中心高度/mm93.6106.0 側傾轉向/(deg/deg)0.158 50.163 3正值為不足轉向 側傾外傾/(deg/deg)-0.825 3-0.790 5 側向力轉向/(deg/kN)-0.041 30.093 0正值為不足轉向 側向力外傾/(deg/kN)-0.026 9-0.038 4 回正力矩轉向/[deg/k(Nm)]6.407.45正值為不足轉向

從仿真結果可知，采用轉向拉桿布置在輪心前面，在保持前束梯度和側傾轉向梯度不變的前提下，將側向力轉向由過多轉向優化到不足轉向，從而提升整車不足轉向度。

3.2 后懸架硬點優化分析

電動微型車后懸架采用后橋驅動的拖曳臂結構，后橋通過后縱臂與車身連接，其在后橋與車身后部的橫向推力桿為后懸架提供側向支撐。該懸架結構往往基于舒適性考慮將后縱臂前鉸接點布置高于后輪心，其優點在于提供恰當的縱向柔度，以緩解車輪受縱向沖擊時傳遞到車身的振動。該鉸接點布置位置同時影響側傾轉向對不足轉向度的貢獻量。基于理論分析將后縱臂前鉸接安裝硬點沿向下移30 mm，調整后縱臂前鉸接點低于后輪心24 mm，有利于提升側傾轉向對不足轉向的貢獻量，如圖6所示。

圖6 后懸架硬點調整圖

后懸架硬點調整前、后性能參數如表5所示。

表5 后懸架性能參數分析

前懸架初始方案調整方案備注 跳動前束/(deg/m)-0.010 500.011 08 跳動外傾/(deg/m)0.000.00 側傾中心高度/mm275268 側傾轉向/(deg/deg)0.099 40.040 4正值為過多轉向 側傾外傾/(deg/m)-82.8-88.8 側向力轉向/(deg/kN)-0.031 6-0.031 6正值為過多轉向 側向力外傾/(deg/kN)0.000.00 回正力矩轉向/[deg/k(Nm)]-0.287-0.287

從仿真結果可知，后縱臂前鉸接點向下移30 mm，保持外傾特性、回正力矩特性不變，降低后軸側傾轉向趨于過多轉向的變化趨勢，其有利于提升整車不足轉向度。

4 彈性件匹配優化

4.1 螺旋彈簧與緩沖塊匹配分析

電動微型車取消原底盤平臺使用的前橫向穩定桿，導致后懸架側傾剛度大于前懸架，前、后懸架側傾剛度分配不利于提升不足轉向度。增加前懸架的側傾剛度，可以改善前軸左右輪荷轉移對車輛穩態響應的影響。

在不使用橫向穩定桿的前提下，提升前懸架側傾剛度可行的措施有加大彈簧剛度和盡早借助緩沖塊的接觸剛度的作用。加大彈簧的剛度直接影響懸架初始姿態的偏頻，結合前、后懸架偏頻考慮，維持后懸架彈簧剛度不變，適當增大前懸架彈簧剛度。

緩沖塊可以等效為懸架副簧，介入的瞬間會增加懸架的剛度，影響懸架的偏頻，因此，控制緩沖塊初段線性區剛度是舒適性匹配的重點。

原平臺車型前懸架采用橡膠材質緩沖塊，高度為50 mm，整備姿態時距限位面間隙為30 mm，經分析前輪從整備到滿載運動過程中，緩沖塊均未起作用，不利于抑制大側傾角下車身姿態的變化。

優化后，前懸架采用聚氨酯材質緩沖塊，高度為70 mm，整備姿態時距限位面間隙為10 mm，選型緩沖塊的唇口為空心結構，初始的線性段剛度和過渡段的剛度都盡量小，直線段和非線性段剛度曲線過渡平滑。優化前、后整車偏頻對比如表6所示。

乘用車推薦的后懸架與前懸架偏頻比范圍為1.0～1.2，優化后的整備姿態偏頻比滿足推薦范圍。半載和滿載姿態下，由于前緩沖塊的介入，前懸架剛度加大，偏頻比低于推薦范圍。考慮到緩沖塊介入時，前懸架剛度變化量為10 N/mm，且半載、滿載姿態下前懸架偏頻≤2 Hz，因此，接受優化后的狀態。

表6 優化前、后懸架偏頻對比

項目優化前優化后 前懸架后懸架前懸架后懸架 彈簧剛度/(N/mm)15161816 懸架剛度/(N/mm)整備16.317.118.917.1 半載17.616.92916.9 滿載18.015.929.415.9 偏頻/Hz整備1.591.871.711.87 半載1.481.641.901.64 滿載1.461.341.871.34 后懸架與前懸架偏頻比整備1.171.11 半載1.110.86 滿載0.920.72

4.2 減振器行程分析

鑒于該微型車設定的側傾梯度目標相對傳統車偏大，偏小的側向加速度會產生偏大的車身側傾角，使內側輪心相對輪眉運動行程加大，如：偏小的輪心下跳行程會引起內側輪胎較早離地失去抓地力，從而影響車輛的穩態響應。

表7 前、后懸架輪跳行程對比 單位：mm

項目前懸架后懸架 減振器行程115125 整備—上極限輪心行程6390 整備—下極限輪心行程6550

后懸架從整備姿態到下極限輪心行程偏小，經分析減振器內部尺寸，調整活塞桿的長度和限位塊的高度，在保證安全間隙的條件下，將后減振器的行程調整至135 mm，從整備到下極限姿態的后輪心下跳行程增加至65 mm，有效改善因下跳行程不足引起的后輪離問題。

5 基于整車性能的襯套優化

5.1 前懸架襯套優化

為進一步提高整車不足轉向度和過多轉向點對應的側向加速度，可優化懸架襯套結構，提升車輪在受到地面側向力、回正力矩時對不足轉向度的貢獻。借助動力學分析前懸架襯套剛度對束角變化的靈敏度，如圖7所示。

圖7 前懸架襯套對束角靈敏度分析

基靈敏度分析可知，前擺臂后襯套的向剛度對束角的變化敏感度高，降低襯套向剛度值，有利于提高側向力前束變化趨勢。經與襯套供應商討論后，將前擺臂后襯套向改用空心結構，向初始剛度由3 000 N/mm降低到600 N/mm，如表8所示。

表8 襯套優化方案

方案優化前優化后 Y向剛度/(N/mm)3 000600 更改襯套結構

優化前、后前輪束角對比分析如表9所示。

表9 前輪束角對比分析

束角前懸架備注 優化前優化后 跳動前束/(deg/m)-14.5-13.2 側向力前束/(deg/kN)0.093 00.296 3正值為不足轉向 側傾前束/(deg/deg)0.163 30.150 2 回正力矩前束/[deg/k(Nm)]7.458.95正值為不足轉向

通過對比分析，更改襯套結構提升了前輪的側向力前束值和回正力矩前束值，其變化有利于提升整車不足轉向度。

5.2 后懸架襯套分析

鑒于后懸架側傾剛度遠大于前懸架，在前、后懸架偏頻匹配后，未能通過調整彈性件降低后懸架的側傾剛度。為進一步降低其側傾剛度，借助動力學分析后懸架襯套對側傾剛度變化的靈敏度，仿真結果如圖8所示。

圖8 后懸架襯套對側傾剛度靈敏度分析

基于襯套剛度對后懸架側傾剛度的靈敏度分析，后縱臂中、后襯套的向（徑向剛度）剛度對懸架的側傾剛度影響大，降低襯套的徑向剛度會降低懸架的側傾剛度，如表10所示。后縱臂中、后襯套徑向結構如圖9所示。

表10 后縱臂中、后襯套徑向剛度對側傾剛度分析

參數項數值 中、后襯套徑向剛度/(N/mm)2 000+2 0001 500+1 5001 200+1 200 側傾剛度/[deg/(Nm)]656553480

圖9 后縱臂中、后襯套徑向結構

降低后縱臂中、后襯套徑向剛度會改善前、后側傾剛度的分配，降低側傾時后軸左右載荷轉移量和后軸的側偏角，有利于提升整車不足轉向度。同時降低整車的側傾剛度，提升整車側傾梯度。因此，該襯套的匹配需要結合整車性能整體分析后確定。

6 整車仿真分析

將優化后措施代入整車仿真分析中，優化前、后整車不足轉向度對比分析如表11所示，仿真曲線圖如圖10、圖11所示。

表11 電動微型車不足轉向度對比分析

項目ORI初始車OPT_AOPT_B設計要求 前彈簧剛度/(N/mm)151818 后彈簧剛度/(N/mm)161616 前緩沖塊材質NRNDINDI 后緩沖塊材質NRNRNR 前減振器行程/mm115115115 后減振器行程/mm125135135 前擺臂后襯套Y向剛度/(N/mm)3 000600600 后縱臂前點Z坐標-15-45-45 后縱臂中后襯套徑向剛度/(N/mm)2 000+2 0001 500+1 5001 200+1 200 0.4g側傾梯度/(deg/g)4.825.626.15≤6.00 0.2g時不足轉向度(@車輪)/(deg/g)0.902.122.23≥2.00 過多轉向點的側向加速度/g0.5000.6150.627≥0.600

注：NR：丁腈橡膠（Nitrile Rubber），代指橡膠材質緩沖塊；NDI：1,5-奈二異氰酸脂（1,5-Naphthalene Diisocyanate），代指聚氨酯材質緩沖塊。

圖10 電動微型車不足轉向度對比圖

圖11 電動微型車側傾角度&側向加速度

經整車仿真分析，選定OPT_A優化方案，電動微型車的不足轉向度、側傾梯度指標均滿足設計目標要求，優化方案可行。

7 總結

本文基于提升電動微型車的不足轉向度，介紹不足轉向度的產生機理和影響因素，基于電動微型車懸架的結構特點，提出了優化硬點布置、匹配彈性件、調整襯套結構等措施。鑒于影響整車不足轉向度的因素也會對側傾梯度等性能目標有影響，提升該指標的同時應綜合考慮整車性能目標。因此，搭建整車動力學仿真模型，借助整車仿真綜合評估優化方案，優化后的車輛具有適當的不足轉向度和側傾梯度，滿足底盤性能設定的目標值，提升了車輛的行駛穩定性。

[1] 全國汽車標準化技術委員會.汽車操縱穩定性試驗方法:GB/T 6323－2014[S].北京:中國標準出版社, 2014.

[2] 鄔肖鵬,洪超,傅穩.車輛懸架調試件對整車不足轉向特性的影響[J].上海汽車,2018(1):20-23.

[3] 余志生.汽車理論[M].北京:機械工業出版社,2018.

[4] 王霄鋒.汽車懸架和轉向系統設計[M].北京:清華大學出版社,2015.

Optimization Measures for Improving Understeer of an Electric Mini-vehicle

DING Wei, HE Jie, LV Xuankun

( Xuzhou Huaihai New Energy Vehicle Company Limited, Xuzhou 221000, China )

In order to improve the problem of the lack of understeer for electric mini-vehicle based on the front drive chassis platform, this paper analyzes the generation mechanism and influencing factors of the understeer of the vehicle, combines the structural characteristics of the electric mini-vehicle suspension, proposes optimization measures from the aspects of hard points, elastic parts, bushings, etc., meanwhile builds the vehicle dynamics simulation model, and comprehensi- vely evaluates the impact of the optimization measures on the understeer and roll gradient with the help of the vehicle simulation. The results show that the optimization measures can improve the understeer degree of the mini-vehicle.

Electric mini-vehicle;Understeer;Suspension structural;Roll gradient

U463.33

A

1671-7988(2023)12-12-06

丁偉（1985－），男，工程師，研究方向為底盤懸架設計，E-mail:382752209@qq.com。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2023.012.003