摘要：為解決輪轂電機驅動賽車在高速轉彎時產(chǎn)生的側傾剛度響應滯后及剛度突變問題，使傳統(tǒng)賽車懸架系統(tǒng)能夠適應新的輪轂驅動形式，我們采用了雙橫臂式側縱傾解耦獨立懸架設計結構，并取消了原有的部分機械部件，從而有效解決了剛度突變問題。首先，通過選定整車設計和懸架的重要參數(shù)；接著開展懸架動力學特性分析，計算懸架剛度等重要參數(shù)；然后，利用ADAMS/Car軟件搭建懸架多體動力學模型，進行俯仰工況仿真，以評估初始設計結構的合理性；最后，通過ADAMS/Insight工具優(yōu)化前懸架參數(shù)，特別是轉向橫拉桿兩端硬點的位置，保證車輪前束角在合適的范圍內，以提高車輛操控穩(wěn)定性和安全性。

關鍵詞：懸架系統(tǒng)設計；Adams/Car；前懸架硬點優(yōu)化；操縱穩(wěn)定性

中圖分類號：U461 DOI：10. 20042/j．cnki．1009-4903. 2024. 04.006

0 引言

隨著電動汽車技術的飛速發(fā)展，輪轂電機作為一種創(chuàng)新的汽車底盤部件，通過線控系統(tǒng)直接驅動車輪，成功替代了傳統(tǒng)的機械傳動連接結構。這一技術革新為電動汽車帶來了諸多優(yōu)勢，如底盤結構的顯著簡化以及傳動效率的大幅提升。不過，輪轂電機技術的廣泛應用也對與之直接耦合的懸架系統(tǒng)提出了新的挑戰(zhàn)。范珍珍等為解決輪轂電機驅動電動汽車因非簧載質量的增加而導致行駛平順性降低的問題，提出了一種電磁式主動懸架，并通過1/4車輛懸架模型和最優(yōu)控制策略優(yōu)化了懸架性能，提升了汽車的平順性能。李蘭崧等建立了具有動力吸振器模型的車輛單輪模型，改善了車輛的乘坐舒適性。金賢建等提出采用線性分式變換方法來優(yōu)化主動懸架系統(tǒng)，提高了車輛行駛的平順性及乘坐舒適性。龐輝”，提出了一種基于事件觸發(fā)的汽車主動懸架振動控制器設計方法，不僅提高了主動懸架的可靠性，還確保了汽車的行駛安全。

以上都是基于乘用車底盤開展的懸架優(yōu)化工作。本文基于賽車底盤，以輪轂電機驅動的前懸架為研究對象。為適應新的輪轂驅動形式，我們取消了懸架的原機械部件，并采用了雙橫臂式獨立懸架設計結構。同時，開展前懸架的動力學特性分析，通過在ADAMS/Car中搭建懸架多體動力學模型以驗證優(yōu)化后懸架系統(tǒng)的運動學特性。為進一步模擬汽車實際行駛過程中的轉向穩(wěn)定性，開展前懸架的俯仰工況仿真分析。通過觀察車輪外傾角、主銷內傾角、主銷后傾角及車輪前束角等參數(shù)變化情況，對懸架硬點作進一步優(yōu)化調整。

1 懸架系統(tǒng)設計

懸架系統(tǒng)設計是汽車總體設計中至關重要的組成部分，其性能直接決定了整車的操控性、舒適性和穩(wěn)定性。同時，懸架設計也是一個需要妥協(xié)的過程，因為它需要配合車上各系統(tǒng)的需求，相關計算和參數(shù)的選取要考慮較多因素。在進行懸架系統(tǒng)設計之前，需要先確定整車的一些重要參數(shù)。

1.1 整車參數(shù)確定

根據(jù)近幾年在大賽中取得優(yōu)異成績的高校賽車的軸距、前后輪距、載荷比的統(tǒng)計數(shù)據(jù)，擬定整車需求的部分重要參數(shù)如表1所示。

在賽車行駛過程中，懸架系統(tǒng)不僅要提供良好的操控性和舒適性，還需具備強大的抗側傾能力。本文采用的雙橫臂推桿式獨立懸架設計，由上下2個橫臂組成，可有效吸收汽車行駛時輪胎與路面產(chǎn)生的橫向力矩。綜合考慮賽車的實際行駛情況，為了實現(xiàn)懸架垂直剛度和側傾角剛度的結構解耦，從而避免轉向時出現(xiàn)車身側傾，最終采用了基于雙橫臂推桿式獨立懸架改進而來的雙橫臂式側縱傾解耦獨立懸架結構。

1.2 懸架結構參數(shù)

采用平面幾何法設計懸架的重要參數(shù)，包括瞬心、側傾重心高度、四輪定位等，其平面幾何圖如圖1所示。圖中部分重要參數(shù)如表2所示。

根據(jù)圖1和表2中參數(shù)，可初步確定前懸架硬點布置如圖2所示。

1.3 懸架關鍵特性

為進一步選取合適型號的減振彈簧，保障懸架K＆C特性仿真的準確性，還需要開展前懸架的部分參數(shù)計算工作。

已知前軸單側車輪簧上質量：

式中，KT為輪胎剛度，取值103470 Nm。前懸架橫置彈簧剛度為：

KSF=2KWF×MR2=75922.54 Nm

綜上，可得前懸架橫置彈簧磅數(shù)為430 lb/in。由于設計側縱傾解耦懸架時，俯仰剛度和側傾剛度互不影響，因此需根據(jù)賽車設計需求確定目標側傾梯度，即1g側向加速度下車架或車身側傾轉角的大小。已知正常行駛工況下，側向加速度平均約為1．6g，而在高速避障的極限工況下，側向加速度可達到2g。通過平面幾何圖可知，賽車前懸架的側傾外傾變化率為0.56°，靜態(tài)工況下車輪外傾角為-0.5°。

為了在1．6g側向加速度下輪胎能夠充分與地面接觸，我們需要計算目標側傾梯度。目標側傾梯度可以表示為以下公式：

θ/Ay=0.55

式中，θ為車身側傾角度； Ay為側向加速度。

2 懸架K&C特性仿真分析

為驗證雙橫臂式側／縱傾解耦獨立懸架系統(tǒng)的運動學特性，利用ADAMS/Car軟件搭建懸架的多體動力學模型，如圖3所示。

為了模擬汽車實際行駛過程中的轉向穩(wěn)定性，設定前懸架的俯仰工況仿真分析。通過這一分析，觀察車輪外傾角、主銷內傾角、主銷后傾角及車輪前束角等參數(shù)的變化情況，同時為下一步懸架硬點優(yōu)化設計作參考。

在設置仿真參數(shù)時，我們設定左前和右前輪跳動量為±25mm。在圖4（a）中，橫置振高度由203 mm下降至158 mm，變化值為45 mm，傳遞比為1．1，符合設計目標。而在圖4（b）中，斜置減振變化值保持在0．1 mm范圍內，這一變化可忽略不計。由此我們可以得出，在俯仰工況下，2個減振器之間互不影響。

從車輪定位參數(shù)中可以看出，車輪外傾角與主銷內傾角均保持在：±1°范圍內，符合設計需求。同時，主銷后傾角的變化范圍在0.01°左右，可忽略不計。在圖5（c）中顯示，車輪前束角的變化上下限達到了±1．5°，超出設計范圍。這種超出范圍的變化可能導致車輛轉向跑偏，并伴隨輪胎磨損加速。因此，需要對前懸架硬點參數(shù)進行優(yōu)化，以確保車輛在不同工況下的操控穩(wěn)定性和輪胎的耐用性。

3 前懸架硬點優(yōu)化

由圖5可得，俯仰工況下的車輪前束角變化超出合理范圍，極大程度降低了車輛急剎或加速時的穩(wěn)定性。為避免車輛高速連續(xù)轉彎時產(chǎn)生側傾剛度響應滯后的剛度突變，進而造成外側車輪抬起，導致車輛失穩(wěn)的情況，我們利用Adams/Insight對前懸架參數(shù)進行了優(yōu)化。特別是針對轉向橫拉桿兩端硬點的位置進行了調整，以確保車輪前輪束角保持在合適的范圍內，從而提高車輛的操控穩(wěn)定性和安全性。

通過對比分析主要影響因子，可知內端Z軸的影響占比97.23%，外端Z軸的影響占比61.96%。因此采取固定Y坐標、調整Z坐標的優(yōu)化方法，在ADAMS/Insight中，將原定內端Z軸坐標由142.25調整為162.15，外端Z軸坐標由177調整為197。

優(yōu)化硬點坐標后再進行±25 mm內的平行輪跳仿真。車輪前束角曲線如圖6所示，其中虛線為優(yōu)化后前束角曲線。與優(yōu)化前的曲線相比，前束角的變化范圍由-1．25°-1．3°變化為-0.1°～0.2°，優(yōu)化效果顯著。這一改進不僅提高了汽車轉向的輕便性和穩(wěn)定性，還改善了懸架的運動學特性。

4 結論

本文所設計的懸架具有良好的運動學特性。通過懸架系統(tǒng)的理論計算和仿真分析，確保了所設計的懸架系統(tǒng)能夠滿足賽車的基本性能需求。根據(jù)設計得到的懸架參數(shù)，利用ADAMS/Car軟件建立了懸架運動學模型，并進行了俯仰工況的仿真分析。隨后通過ADAMS/Insight工具對前懸架參數(shù)進行了優(yōu)化，以確保車輪前束角保持在合理范圍內，從而進一步提升懸架系統(tǒng)的動態(tài)性能。

此外，需要指出的是，懸架系統(tǒng)在底盤中是一個復雜且關鍵的系統(tǒng)。在懸架調試過程中，它與傳動系統(tǒng)、轉向系統(tǒng)、制動系統(tǒng)等緊密相關，必須綜合考慮多種因素，如左右車輪差速、轉向阿克曼角度等。因此，在實車落地后，還需要進行多次調試，以全面優(yōu)化懸架系統(tǒng)的綜合性能，達到理想的操控性和穩(wěn)定性。

總之，本文提供了一種有效的懸架系統(tǒng)設計方案，通過運動學優(yōu)化提升了整車的動態(tài)性能。這一研究成果為輪轂電機驅動賽車懸架系統(tǒng)的開發(fā)提供了有價值的參考，并在懸架系統(tǒng)優(yōu)化領域具有廣泛的應用前景。