某輕卡整車姿態角校核方法

徐斌，徐晴朗

（安徽江淮汽車集團股份有限公司國際公司，安徽 合肥 230601）

引言

整車姿態角是汽車設計中的重要參數，汽車設計中也對該其取值范圍進行了嚴格的要求。

整車姿態角即為車架上平面與地面形成的角度，前低后高，空載時角度大一些，滿載時角度小些。整車姿態角會影響軸荷分配、接近角、離去角、通過角、質心位置等參數，主要作用之一是為了防止貨位墜尾（即貨物向后滑），其次也有減少氣流通過底盤時空氣產生的升力，對于提升制動力和燃油經濟性也有一定的作用。但整車姿態角也不宜過大，否則會導致緊急制動時貨物慣性前移趨勢增加，導致貨箱或者后圍受到沖擊損傷。

整車姿態角在汽車理論中推薦的姿態角范圍如下：0.5°＜滿載時θm＜1°；1°＜空載時θk＜1.5°

本文主要針對某款江淮輕卡的整車姿態角校核方法進行闡述。

整車姿態角的確認首先需要得到地面線。汽車由于自重，導致懸架發生壓縮形變（即懸架擾度），以及輪胎與地面發生擠壓形變，這時，以前后輪胎為參考對象，得出的其與地面接觸點連線稱為地面線。地面線在卡車設計中一般需要給出滿載和空載兩種狀態。

下面，以某輕型卡車為例，簡述地面線以及整車姿態角的校核過程。

1 簧上質量的計算

為求得簧上質量，需要輸入以下參數，如表1所示。

簧上質量一般采用軸荷質量減去非簧上質量部分得出。非簧上質量主要包括橋、制動器、輪罩、輪胎等沒有位于懸架上方的部件重量，板簧本身以及直拉桿、減振器、傳動軸等由于只有一端與車架相連，另一端與懸架或者橋連接，其計入非簧上質量的比例視具體車型有所不同，一般取值在50%～75%之間。該車型計算擬取懸架質量的75%，直拉桿、傳動軸和減振器質量的50%計入非簧上質量。

前軸簧上質量m1計算公式為：

后軸簧上質量m2計算公式為：

將表1中參數代入公式（1）和公式（2），計算可以得出該車的簧上質量如下表2所示。

表1 簧上質量計算參數

表2 簧上質量統計表

2 懸架和輪胎形變計算

該輕型卡車采用鋼板彈簧結構，8.25R16 16PR輪胎，其主要參數如下表3所示。

表3 懸架、輪胎參數表

其中懸架擾度以簧上質量做為載荷輸入，在具體計算過程中，假設左右簧上載荷相等，即簧上質量的一半。

前懸架在某載荷狀態下的靜擾度fc1和弧高hc1計算公式如下：

后懸架由于是主副簧結構，其靜擾度fc2計算公式分為兩種，在副簧未接觸前，計算公式為：

當副簧接觸后，計算公式為：

后懸架弧高計算公式為：

輪胎形變以軸荷質量做為載荷輸入，在具體計算過程中，假設每個輪胎的載荷均勻，即軸荷與該軸輪胎個數相除的結果。

該車型前軸為單胎，故前輪胎壓縮變形量Δr1和負荷半徑r1s計算公式分別為：

該車型后軸為雙胎，故后輪胎壓縮變形量Δr2和負荷半徑r2s計算公式分別為：

將表2和表3的參數代入公式（3）～（11）計算，可以得出如表4所示的參數結果。

表4 前后懸架/輪胎形變參數表

3 地面線繪制和整車姿態角測量

圖1 輪心坐標測量圖

現代汽車設計，已經逐步實現借助專業三維軟件，如UG、CATIA、PROE等工具實現整車3D數模模擬。其中形變部件如懸架、輪胎數模采用參數化設計，只需對形變數據進行輸入變更即可得到該弧高狀態下的部件姿態數模。因此我們可以通過整車相關模塊數模的組裝即可得到各載荷狀態下的輪心坐標位置，如圖1所示。

由于輪胎數模形變不宜模擬，供應廠商一般無法提供可形變數模。所以大多數情況下，車型地面線設計校核采用全三維數據（含帶參的懸架數模）進行輪心位置測量確認后，結合二維畫圖法畫出各狀態下的輪胎負荷外形，從而求得地面線位置，并測量得出某一載荷狀態下的整車姿態角，如圖2所示。

圖2 某輕卡滿載時整車姿態角校核圖

通過上述方法，可以得出該車整車姿態角校核結果如表5所示。

表5 整車姿態角校核結果

至此，整車姿態角校核完畢。

4 結論

本文結合江淮某輕卡參數輸入，簡述了輕卡整車姿態角的校核方法。為國內同類車型的在整車姿態角校核提供了一定的參考和指導意義。

[1] 王望予.汽車設計.[M]機械工業出版社p21-24,p83-91.

[2] 陳家瑞.汽車構造.下冊.機械工業出版社p206-241.

[3] 王霄峰.汽車懸架和轉向系統設計.清華大學出版社P102-134.

[4] 江淮汽車技術中心.底盤總布置設計指南.p26-50.