客車軸距優(yōu)化設計

王華秀，張耀舉，肖 越

（東風汽車股份公司 商品研發(fā)院，武漢430057）

軸距是汽車前軸中心到后軸中心的距離。對整車而言，軸距是一個很重要的參數(shù)，它不僅影響車身結(jié)構強度、客車座椅布置，且與整車性能息息相關。軸距的改變會引起前、后橋軸荷分配的變化，對汽車制動性、爬坡性能、操縱性及平順性都有影響。軸距一旦改變，就必須重新進行總布置設計，重新設計管線、車身結(jié)構，同時，還需校核和重新設計前后懸架系統(tǒng)、制動系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，如果后輪是驅(qū)動輪，還需重新布置傳動系。因此，在汽車設計的初期，就應對汽車結(jié)構與性能進行分析，確定整車軸距。

本文以前輪驅(qū)動輕型客車車型開發(fā)為例，對軸距設計進行計算、分析及優(yōu)化。對于采用獨立懸架、標配ABS的汽車，軸距對操縱性、平順性、制動性能的影響不起決定作用，因此在本文中不進行探討，本文主要探討軸距對爬坡度、駐坡度、最小轉(zhuǎn)彎直徑、縱向通過半徑的影響及如何兼顧這些性能對整車軸距進行優(yōu)化設計。

1 客車的軸距與整車長度

如圖1所示，可將整車長度劃分為發(fā)動機機倉區(qū)、駕駛區(qū)和乘客區(qū)，對座位數(shù)和座位排數(shù)已確定的客車，整車長度已基本確定。整車長度又為前懸L1、后懸L2和軸距L0三者之和，受發(fā)動機布置、駕駛室車門寬度和駕駛員視野要求的影響，前懸長度調(diào)整的空間不大。對一定總長的客車，在前懸已確定的情況下，除了通過總布置來調(diào)整整車重量分配外，調(diào)整軸荷分配最可行的辦法是進行軸距的優(yōu)化設計。

對于總長和前懸已確定的整車，受整車布置空間限制，整車重量分布已基本確定，整車重心到前軸的距離a和重心高h可以看成定值（見圖2），下面以前輪驅(qū)動客車為模型，分析汽車在上、下坡路面時軸距與爬坡性能、駐坡性能的關系。

2 軸距的計算分析

2.1 與整車爬坡性能的計算分析

在進行軸距設計時，要根據(jù)整車的驅(qū)動方式和上下坡時的受力狀態(tài)及整車定義的最大爬坡度目標值計算設計整車軸距。

對前輪驅(qū)動的客車，如果軸距過短，爬坡或急加速時整車重心后移，驅(qū)動輪因附著力不足而打滑。下面通過計算來分析軸距對爬坡度的影響。

前輪驅(qū)動的汽車應分析滿載狀態(tài)下的整車爬坡性能。

如圖3所示，設汽車軸距為L，前輪垂直于地面的反力為Ff，后輪垂直于地面的反力為Fr，路面附著系數(shù)為φ，當汽車的驅(qū)動力完全用于爬坡時汽車所能爬的最大坡度角為α，則：

汽車勻速爬坡時，以后軸為支點的力矩平衡方程如下：

設汽車的最大驅(qū)動力與驅(qū)動輪打滑前的臨界靜摩擦力相等，即：

汽車最大驅(qū)動力為：

汽車勻速爬坡時，在不計風阻的情況下，最大驅(qū)動力約等于汽車的坡度阻力，即：

由式（1）（2）和（3）可以推出滿載時軸距與最大爬坡度的關系如下：

若最大爬坡度的設計目標為tanαm，則最大爬坡度的設計值tanα必須不小于tanαm，即：

由此可以得出軸距L與最大爬坡度tanαm的關系式如下：

2.2 軸距與整車駐坡性能的計算分析

在進行軸距設計時，要根據(jù)整車的驅(qū)動方式和上下坡時的受力狀態(tài)及整車定義的最大駐坡度目標值計算設計整車軸距。

汽車一般采用后輪駐坡，駐坡時，最大駐坡力等于坡度阻力，即：F=G×sinα，最大駐坡力與路面附著力的關系為 F≤F×φ，由此推出 sinα≤×φ；也就是

r說，當F=Fr×φ時，最大駐坡角度的正弦值與后軸荷占整車總重的百分比成正比。

與滿載相比，汽車空載時，后軸荷占整車總質(zhì)量的百分比更小，同時，汽車下坡時，重心向前軸移動，后軸荷占整車總質(zhì)量的百分比較平直路面會減小，因此應分析空載下坡狀態(tài)下的整車駐坡能力。

設空載狀態(tài)下的駐坡角度為β、重心高度為h0、后軸荷為Fr0、重心到前軸的距離為α0，最大駐坡力為F，見圖4，設汽車的最大駐坡力與后輪打滑前的臨界靜摩擦力相等，則有以下三個關系式：

由上三式可以導出：

設最大駐坡度的設計目標為tanβm，則最大駐爬坡度的設計值tanβ必須不小于tanβm，即：

由此可以得出軸距與最大駐坡度tanβm的關系式如下：

2.3 軸距與縱向通過半徑的計算分析

縱向通過半徑越小，汽車被地面凸起物托住的可能性越小，汽車的縱向通過性能就越好。對于整車長度和底盤離地間隙已確定的客車，軸距的長短直接影響整車縱向通過半徑。數(shù)學模型見圖5。

式中：L為軸距；r為車輪滾動半徑；H為兩軸距中間最小離地高度。

設最小通過半徑的設計目標為Rm，最小通過半徑的設計值R必須不大于Rm，即：

由此可以得出軸距L與縱向通過半徑Rm的關系式如下：

2.4 軸距與最小轉(zhuǎn)彎直徑的計算分析

汽車的最小轉(zhuǎn)彎直徑可以用下式近似計算 （見圖 6）：

式中：L為軸距；θ為前外輪最大轉(zhuǎn)角；k為主銷偏置距。

受車架前縱梁等限制，前輪的最大轉(zhuǎn)角不可能無限加大，當前轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)角一定時，要減小最小轉(zhuǎn)彎直徑，需通過減小軸距來實現(xiàn)。設客車的最小轉(zhuǎn)彎直徑的目標值為Dm，滿足設計要求的最小轉(zhuǎn)彎直徑應不大于目標值，即：

由此可以得出軸距L與最小轉(zhuǎn)彎直徑Dm的關系式如下：

3 軸距優(yōu)化設計

通過上面的計算分析，得出了軸距與爬坡度、駐坡度、縱向通過半徑、最小轉(zhuǎn)彎直徑間的關系式。根據(jù)具體車型目標要求，將相關參數(shù)代入式（4）、（5）、（6）、（7）中解不等式，若只能滿足其中的某幾個式子，則應根據(jù)客車的用途和常用行駛路面等情況，對設計目標進行適當調(diào)整。在上面這四項要求都滿足的前提下，還應考慮車身結(jié)構的通用性和乘客座椅布置要求，綜合這些方面的需求進行軸距的優(yōu)化設計，在設計要求都滿足的情況下，應將軸距取較大值，以提高整車的行駛平順性和行駛穩(wěn)定性。

下面以某輕型客車車型設計為例，敘述軸距優(yōu)化設計方法。

某車型的整車設計參數(shù)和目標參數(shù)見表1。

表1 整車設計參數(shù)和目標參數(shù)

將上述參數(shù)代入不等式 （4）、（5）、（6）、（7）中，解不等式，通過計算，可得出軸距與爬坡、軸距與駐坡、軸距與縱向通過半徑、軸距與轉(zhuǎn)彎直徑的一組數(shù)據(jù)，將計算數(shù)據(jù)以軸距為橫座標，以不同目標參數(shù)為縱座標，作出的關系曲線見圖7。

從計算結(jié)果知：

1）滿足整車最大爬坡度30%≥tanαm≥35%要求的軸距范圍為4 233≤L≤4 838 mm。

2）滿足整車最大駐坡度20%≥tanβm≥30%要求的軸距范圍為4 088≤L≤5 250 mm。

3）滿足整車最小縱向通過半徑9m～10m要求的軸距范圍為3 742≤L≤4 050 mm。

4）滿足整車最小轉(zhuǎn)彎直徑14m～15m要求的軸距范圍為3 811≤L≤4 219mm。

根據(jù)整車商品定義，該車型主要用于城間客運，使用道路為國道及以上路面，為此，對整車的縱向通過半徑要求可以放低。最大爬坡度同時也代表了整車的最大動力性因素，該項性能是整車必達的目標性能項；最大駐坡度也是用戶很關注的性能參數(shù)，且與整車安全性能相關。為此，將與軸距相關的四個參數(shù)排序，第一需滿足的是整車的最大爬坡度和最大駐坡度要求，其次為整車最小轉(zhuǎn)彎直徑，最后考慮的是最小縱向通過半徑。

在考慮上述因素的同時，還應考慮車身結(jié)構與其它同平臺多種軸距車型的通用性，以及車身內(nèi)部座椅布置需求。為了與同平臺另一種軸距車型的后懸通用 （另一種軸距的設計計算方法與該車型相同），將整車軸距確定為L=4 200mm。

整車軸距L=4 200mm時，整車最大爬坡度為29.7%，基本滿足整車設計目標；整車最大駐坡度為29%，滿足設計目標；整車最小通過半徑為10.8 m，未滿足設計目標，但該項性能可放寬，對該項設計目標進行調(diào)整；整車最小轉(zhuǎn)彎直徑為15.4 m，與目標值基本接近，在后期的具體設計中，可以通過適當加大前輪最大轉(zhuǎn)角和主銷偏置距來進行改善，以達到設計目標。

4 結(jié)束語

軸距是一個重要的整車參數(shù)，對整車的最大爬坡度、最大駐坡度、最小轉(zhuǎn)彎直徑、縱向通過半徑都有較大影響。因此，在設計整車軸距時，應進行充分的計算分析和優(yōu)化設計，兼顧整車的各項性能，在穩(wěn)定性、爬坡能力、駐坡能力和機動性之間必須作出取舍，找到合適的平衡點，達到最優(yōu)的整車目標性能。本文通過理論分析，推導出一系列軸距設計計算公式，并通過舉例說明整車軸距優(yōu)化設計方法。

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