在商用型MPV上開發家用型MPV

李小俊

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230009）

引言

平臺化是指在開發新車型時使用相同或者近似的底盤系統，該底盤系統可滿足開發車型的承載能力要求，在同一平臺下可以衍生出風格迥異的多種產品，大眾汽車是平臺化最成功的企業，同平臺技術的應用提高了零部件的通用化，降低成本、縮短開發周期。本文主要針對市場營銷在大量市場調研情況下需要開發一款家用MPV車型，根據底盤動力學性能，正確匹配懸架參數，利用ADAMS仿真工具，在現有商用MPV平臺上開發一款家用MPV車型，通過分析計算整車性能符合家用MPV要求。底盤系統主要由懸架、轉向、制動三大部分組成， 根據市場調研，在商用MPV上開發家用MPV整車尺寸相當，重量相當，造型符合家族風格，底盤舒適型增強。為縮短開發周期及降低開發成本，轉向、制動主體部分沿用商用 MPV，懸架系統需重新開發，懸架系統主要影響整車的操穩性能、平順性及承載性能，將前期的開發經驗應用于新車型中形成一個跨院、跨事業部合作、同步協作、多平臺同步開發的合作模式，提升懸架正向開發與整車匹配能力，整車性能目標統籌考慮，設計更優化。

1 整體框架的構思

懸架開發及整車匹配工作整體分為：匹配啟動（前期仿真分析）、整車性能（mule車整車性能實驗）、匹配實驗（實驗驗證及整改）、匹配結束。

圖1 整體框架

2 技術方案

2.1 操穩性：導向機構設計

導向機構影響操縱穩定性的最主要因素，操穩性分析主要進行導向機構設計，本文懸架導向機構由縱拉桿（上下臂）和橫向推力桿（扭梁）組成。

2.1.1 導向機構設計要求

（1）懸架簧上載荷變化時，保證輪距變化不超過±4.0mm，輪距變化大會引起輪胎磨損；

（2）懸架簧上載荷變化時，四輪定位參數在設計范圍之內；

（3）汽車轉彎行駛時應有合適的車身側傾角，在 0.4g側向加速度作用下，車身側傾角不大于6o，車輪與車身的傾斜同向來增強不足轉向效應。

2.1.2 導向機構的布置參數

（6）發電機在電力系統中運行時，由于受到外界因素的干擾，可能會因為外部短路引起過電流，為系統帶來不利影響。當發電機容量在1MW以下時，只需要裝設過電流保護即可；如果發電機容量大于50MW時，需要裝設復合電壓啟動過電流保護。

（1）縱傾中心：采用作圖法作上下臂轉動軸的平行線，兩線交點即為縱傾中心，P點即為縱傾中心。

圖2 縱傾中心

（2）側傾中心：通過車輪中心的橫向垂直平面上的一點，在這點上給簧載質量施加一個側向力，使簧載上質量不產生側傾運動。根據汽車動力學C卷（M米奇克著），帶橫向推力桿的后懸架，其側傾中心在橫拉桿與汽車中心垂直軸的交點上。

（3）上下縱臂長度的確定：雙縱臂式懸架的上、下臂長度對車輪上、下跳動時前輪的定位參數影響很大。雙橫臂式前懸架設計成上橫臂短、下橫臂長，輪距變化要小，輪胎磨損少，應選擇上、下擺臂長度之比在 0.6左右；為保證汽車具有良好的操縱穩定性，希望前輪定位角度的變化較小，這時應選擇上、下擺臂長度之比在 1.0左右。綜合以上分析，懸架的上、下擺臂長度之比應在 0.6～1.0。美國克萊斯勒和通用汽車公司分別認為上、下擺臂長度之比取0.7和0.66為最佳。

2.1.3 側傾角的計算

2.1.4 側傾角剛度、剛度、側傾穩定性

側傾角剛度過小而側傾角過大的汽車操縱穩定性較差，要求側向加速度0.4g時，汽車車身的側傾角不超過6o。

前、后懸側傾角剛度的分配影響側傾角大小，從而影響汽車轉向特性，為滿足汽車稍有不足轉向的要求，應使前輪的側偏角大于后輪的側偏角，所以前輪的側傾角剛度一般略大于后輪的側傾角剛度。對于 MPV設計前后懸側傾角剛度比值一般在 1.4～2.6。計算結果是 1.35，后懸側傾角剛度偏大適當調小，側傾穩定角滿足設計要求，比宜商 MPV側傾好。

2.2 平順性

2.2.1 偏頻的計算

前懸架偏頻應滿足1.0～1.6，后懸架偏頻一般在1.17～1.58范圍內，滿足設計要求，懸架偏頻比一般在0.8～1.0。

2.2.2 相對阻尼系數

（1）相對阻尼系數的確定

減振器的阻尼作用在與不同剛度及不同簧上質量的懸架系統匹配使用時，會產生不同的阻尼效果，用相對阻尼系數來判斷振動衰減的快慢程度：

懸架阻尼的匹配計算為：

mf-懸架簧載質量

參考同類車型，取前懸相對阻尼系數=0.24；

取后懸相對阻尼系數=0.3；

（2）前后懸阻尼計算

減振器的阻尼系數是指卸荷閥開啟前的阻尼系數而言即分為壓縮行程相對阻尼系數及伸張行程相對阻尼系數，一般伸張行程的相對阻尼系數大于壓縮時的相對阻尼系數。

K為懸架系統垂直剛度

2.2.3 前后懸架撓度的計算

懸架靜撓度與偏頻之間的關系：

其中fc為靜撓度，nf為懸架偏頻，懸架動撓度是滿載平衡位置開始，懸架壓縮到緩沖塊最大允許變形量，動撓度的計算公式為：

表1 懸架計算結果

其中 fd為動撓度，Lp為減振器行程，Lh緩沖塊長度，i′為杠桿比。總的計算結果如上：

2.3 承載性設計

分析懸架強度，滿足整車的承載性能要求，分析流程如下：

圖4 懸架強度分析流程

3 懸架KC分析

通過對商用車型懸架、家用車型懸架及家用車型同類型懸架做同向輪跳、反向輪跳、側向力加載、縱向力加載、回正力矩仿真分析，反跳外傾變化率僅取決于輪距，輪距越小變化越大，家用版車型軸距變化小，有利于減小上擺臂縱向沖擊。

3.1 前束

后懸架是非獨立懸架，后輪前束角不可調，后輪前束角靠輪轂斷面角度進行保證，車輪上跳時前束多設計成零值或負值，負前束是整車質量變化引起質心位置變化時轉向依然方便轉向，本文前束基本為0。

圖5 前束與輪跳的關系

3.2 外傾角

因為是非獨立懸架，反跳外傾變化率僅取決于輪距，輪距越小變化越大。

圖6 外傾角與輪跳的關系

3.3 后傾角

主銷后傾角利于汽車直線行駛，主銷后傾角越大主銷后傾力矩越大，一般要求在～之間，圖示在設計范圍內符合懸架要求。

圖7 后傾角與輪跳的關系

3.4 單邊輪心距

圖8 輪心距與力的關系

懸架更改后單邊輪心距變化更小，減小輪胎磨損，對用戶更有利。

4 結論

本文介紹了在宜商MPV上開發宜家MPV的過程，重點闡述了操穩性、平順性及KC，利于ADAMS對懸架及整車進行仿真，縮短開發周期降低開發成本，為后期mule車搭載實驗驗證奠定理論基礎。

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