集成式變剛度推桿懸架設計研究

洪 昊，王孝鵬,2，劉建軍

（1.三明學院機電工程學院，福建 三明 365004；2.機械現代設計制造技術福建省高校工程研究中心，福建 三明 365004；）

1 引言

對于懸架系統與車身的連接，一般會考慮副車架框架，將懸架與副車架連接，再將副車架與車身連接，這種方式連接主要是從車身與底盤的裝配工藝考慮；針對此問題，提出一種集成式變剛度懸架下控制臂與副車架一體化設計，集成式副車架采用彈簧鋼材料制作，通過更改限位孔位置可以改變控制臂的長度，控制臂的長度改變會導致下控制臂的剛度產生改變；此種設計懸架零部件數量極大程度減小，將三個部件合為一體，同時可以更改底盤剛度特性，缺點式集成式下控制前期生產制造成本大（主要是摸具因素）。變剛度集成式懸架模型，如圖1所示。一體式下控制臂，如圖2所示。近些年文獻對懸架的結構研究較少，研究的熱點主要集中于半主動，主動、磁流變及不同控制算法與主動懸置系統的匹配等方向[1~7]。文獻[8]研究的是橫置變剛度板簧懸架模型，板簧兩端與左右下控制臂柔性襯套連接，中間部分與車身連接，板簧只起到彈簧的特性，并沒有考慮到副車架及下控制臂特性。文獻[9]研究了橫置板簧懸架車輪跳動時四輪定位參數的變化特性，沒有考慮橫置板簧的變剛度特性及懸架與整車的匹配問題。文獻[10]主要介紹了采用剛柔耦合技術（離散梁）建立橫置板簧懸架模型，通過實驗驗證懸架模型（主要是板簧剛度）準確性，此種建模方法建模速度較慢，建模過程中需要建立大量的約束保證板簧模型的正確性，同時很難確定簧片間的摩擦系數；集成式下控制臂模型采用有限元方法精確建模，通過模態分析制作柔性體反映彈簧的本質屬性；建立好的前后懸架與整車匹配，高低剛度模式下FSAE賽車所表現出來的性能有所不同，針對振動過大問題提出輔助避震器設計思路與設計結構，改善振動特性；對集成式下控制的安全特性進行分析，符合安全要求。

2 集成式變剛度懸架設計

目前絕大數車輛底盤與車身的連接方式為：懸架上下控制臂與副車架連接，副車架在與車身鏈接；此連接方式主要從裝配工藝方向考慮，模塊化后較為方便裝配，缺點是對應的零部多及連接點過程中的定位點過多；針對此問題，設計處一種副車架與變剛度板簧集成化一體式懸架；設計好的集成式懸架模型，如圖1所示。下控制臂與副車架設計為一體式，下控制臂采用彈簧鋼或玻璃纖維制作，具有彈簧的特性；通過改變與車身的連接位置，可以快速改變懸架的剛度特性。

圖1 變剛度板簧與副車架集成式推桿懸架Fig.1 Variable Stiffness Seafspring and Subframe Integrated Iush Rod Suspension

2.1 集成式柔性控制臂設計

集成式下控制臂采用彈簧鋼制作，要實現集成式下控制臂的彈簧（柔性體特性，剛體部件不可變形）特性，需要對其進行有限元模態分析，對控制臂模態計算輸出結果通過接口程序編制成中性文件建立集成式懸架多柔體模型，如圖5所示。在ABAQUS軟件中提取集成式下控制臂的前10階頻率，如表1所示。

表1 集成式下控制臂模態參數Tab.1 Modal Parameters of Integrated Lower Control Arm

2.2 變剛度原理設計

集成式下控制臂變剛度原理設計，如圖2所示。在控制臂上設計9個定位或連接孔，模型整體上左右對稱；RP?1與RP?2分別與轉向主銷通過球形副約束連接；RP?3與RP?4與車身固定副連接，真實的物理車輛大多采用橡膠襯套柔性連接；RP?6與RP?10、RP?7與RP?11與車身固定副連接后，此時集成式懸架的處于低剛度工作模式。

圖2 集成式下控制臂Fig.2 Integrated Lower Control Arm

改變連接位置為RP?5與RP?9、RP?8與RP?12，此時板簧的臂長變短，剛度增加，此時集成式懸架處于高剛度工作模式，高速過彎、起步加速及制動對于車身的穩定控制有顯著的改善。集成式下控制臂設計最大的優點是可以將多個零部件集成為一個部件，通過與車身連接位置的不同改變整車的底盤特性；采用彈簧鋼制作重量為12kg左右，采用玻璃纖維材料制作重量不到1kg；缺點是制造工藝相對復雜，成本高。

2.3 集成式懸架變剛度測試

集成式下控制柔性體制作完成后，對其進行虛擬剛度測試，剛度測試模型，如圖3所示。

圖3 集成式懸架剛度測試（低剛度）Fig.3 Integrated Suspension Stiffness Tes（tLow Stiffness）

低剛度測試約束：RP?3、RP?4、RP?6、RP?7、RP?10、RP?11連接孔與大地固定約束，RP?1與RP?2與大地通過移動副約束；高剛度測試約束：RP?3、RP?4、RP?5、RP?9、RP?8、RP?12連接孔與大地固定約束，RP?1與RP?2與大地通過移動副約束；設定移動的速度為每秒5mm，方向分別為上下垂向（Z軸正負方向）運動，計算時間為5s，板簧上下移動的總距離分別為25mm（方程式賽車要求輪胎跳動距離在22mm內），通過計算集成式下控制臂在不同的連接位置其剛度曲線，如圖4所示。S1與S2為低剛度模式下正負Z軸的變化特性，剛度為294.52N/mm；S3與S4為高剛度模式下正負Z軸的變化特性，剛度為952.62N/mm。

圖4 剛度特性曲線Fig.4 Stiffness Characteristic Curve

3 集成式變剛度懸架性能測試

3.1 集成式變剛度懸架C特性

對架模型進行低高不同剛度模式下的C特性分析，如圖5所示。四輪定位參數會影響到懸架及整車的穩定性及輪胎磨損程度等，因此要保證定位變化在合理的范圍內，同時變化過程中要趨緩穩定，不能波動過大；車輪外傾角與主銷內傾角在不同剛度模式下曲線的重合度高，前輪前束角與主銷后傾角在不同剛度模式下曲線變化相對較大，如圖6、圖7所示。

圖5 雙輪同向跳動仿真（高剛度模型）Fig.5 Simulation of Two Wheels Running Out in the Same Direction（High Stiffness Model）

圖6 前束角（右側車輪）Fig.6 Toe（Right Wheel）

圖7 主銷后傾角（左側車輪）Fig.7 Caste（rLeft Wheel）

PT1曲線為低剛度模型參數變化曲線，PT2線為高剛度模型參數變化曲線；前束角在低剛度模式下角度變化范圍為：?0.44~1.64，高剛度模式下角度變化范圍為：?0.56~1.75；主銷后傾角低剛度模式下角度變化范圍為：3.18E?4~.94E?4，主銷后傾角高剛度模式下角度變化范圍為：2.32E?4~0.0011；從曲線變化特性看，低剛度模式參數變化范圍小，相對與高剛度模式更符合評價預期。

3.2 集成式變剛度懸架穩定性測試

懸架性能測試需要在整車平臺下進行，以集成式懸架為底盤的FSAE整車模型，如圖8所示。前后懸架均采用集成式下控制臂，整車模型為剛柔耦合多體系統模型，整車包含198個自由度；由于整車自由度較多，模型中包含集成式下控制臂有限元柔體模型，建模采用配置高電腦或工作站計算；仿真時間為10s，步數為1000步，方向盤轉動角度為200°，從第4s 開始轉動方向盤，持續時間為2s，第6s 轉向結束，車速為60Km/h，擋位為5檔，低高剛度模式分別計算完成后與車身有關的穩定性參數A、B曲線，如圖9~圖14所示。A曲線為低剛度模式，B曲線為高剛度模式；

圖8 整車模型（集成式底盤）Fig.8 Vehicle Mode（lintegrated chassis）

圖9 俯仰角加速度（60km/h）Fig.9 Pitch Angular Acceleration（60km/h）

圖10 俯仰角Fig.10 Pitch Angle

俯仰角加速度計算結果顯示，低高兩種模式下最大值與有效值分別為：6.53、2.82，4.63、1.94；最大值性能改善29.09%：有效值性能改善31.20%：角位移計算結果顯示，高剛度模式下俯仰角度提升明顯；

側傾角加速度計算結果，如圖11、圖12所示。分別截取兩個時間段參數，低高兩種模式下最大值與有效值分別為：4.17、1.78，3.44、1.38；最大值性能改善17.50%：有效值性能改善22.47%：側傾角位移變化，如圖13所示。高剛度模式下整體范圍內變化角小；橫擺角加速度計算結果，如圖14所示。低高兩種模式下最大值與有效值分別為：91.92、21.45，92.80、21.80；最大值性能改善?0.96%：有效值性能改善?1.63%：高剛度模式下性能變差，單數值較小。

圖11 側傾角加速度（0~0.6秒）Fig.11 Roll Angle Acceleration（0~0.6s）

圖12 側傾角加速度（3.5~7.0秒）Fig.12 Roll Angle Acceleration（3.5~7.0s）

圖13 側傾角Fig.13 Roll Angle

圖14 橫擺角加速度（50km/h）Fig.14 Yaw Acceleration（50km/h）

4 集成式變剛度懸架優化

4.1 輔助避震系統優化設計

對于穩定仿真，結果顯示高剛度模式下整車的穩定性明顯提升，但對于FSAE賽車而言，需要進一步提升車身穩定性，使車身在較小范圍內有變化的趨勢但又要抑制振動保持車身平穩（類似于剛性連接但不等價于剛性連接）；針對此問題提出輔助避震系統設計方案，如圖15所示。設計思路為在旋轉支架擺臂反方向增加輔助避震系統，通過限制旋轉支架擺臂轉動幅值的幅值進而限制車身的振動幅值及振動趨勢；同時此種設計還可以起到橫向穩定桿的作用，高速彎道工況下外側車輪壓縮關聯內測車輪同向壓縮，減小車身的側角位移及側傾角加速度，提升整車穩定性；圖15中A為輔助避震器，B為旋轉支架擺臂與避震器基座間的連桿部件，C為避震器基座部件，D為避震器下部連桿部件，E為旋轉支架擺臂；重復穩定性仿真，保持仿真參數不變，計算結果如圖13~圖18中C、D曲線所示；C曲線為考慮輔助避震系統后的低剛度模式，D曲線為考慮輔助避震系統后的高剛度模式。

圖15 考慮輔助避震器的懸架模型Fig.15 Suspension Model Considering Auxiliary Shock Absorber

俯仰角加速度計算結果顯示，低高兩種模式下最大值與有效值分別為：3.23、1.28，3.34、1.29；考慮輔助避震系統后低高剛度兩種模式的穩定性參數變化不大，但相對于A、B曲線，性能進一步大幅度提升；相對B曲線參數，考慮輔助避震系統的低剛度（C曲線）模式的最大值與有效值性能分別提升30.24%、34.02%，高剛度（D曲線）模式性能分別提升27.86%，33.51%；俯仰角位移進一步減小，穩定下提升明顯。

側傾角加速度計算結果顯示，低高兩種模式下最大值與有效值分別為：2.66、1.23，3.08、1.27；相對B曲線參數，考慮輔助避震系統的低剛度（C曲線）模式的最大值與有效值性能分別提升22.67%、10.87%，高剛度（D曲線）模式性能分別提升10.47%，7.97%；側傾角位移C曲線幅值最大，D曲線幅值變化平緩且幅值最小；橫擺角加速度計算結果顯示，低高兩種模式下最大值與有效值分別為：93.84、21.65，93.93、21.80；相對B曲線參數，考慮輔助避震系統后，性能變化微小，可忽略；

4.2 集成式下控制臂安全分析

對前后懸架的集成式下控制臂RP?1與RP?2處提取各項載荷譜，其中前懸架的RP?2處的X、Y方向載荷最大，后懸架的RP?2 處的Z方向載荷最大；X、Y、Z方向最大載荷數值分別為：3275.8N、2945.8N、1286.5N。

以各向最大載荷對稱施加到集成式下控制臂RP?1與RP?2處，低剛度模式下分析集成式下控制臂的應力與應變特性，如圖16、圖17所示。集成式下控制臂的最大應力為243MPa，最大應變為13.46mm（小于22mm）；彈簧鋼的抗拉強度為1270MPa，經計算，集成式下控制臂的安全系數為5.23，符合安全設計要求。

圖16 集成式下控制臂應力圖Fig.16 Stress Diagram of Integrated Lower Control Arm

圖17 集成式下控制臂應變圖Fig.17 Strain Diagram of Integrated Lower Control Arm

5 結論

（1）設計一種集成式下控制臂變剛度懸架模型，為實現板簧的變剛度特性，對集成是下控制臂做柔性體模態計算處理并編制中性文件，剛度測試表明：通過改變與車身的連接位置，剛度分別為294.52N/mm，952.62N/mm；

（2）集成式懸架變剛度C特性計算表明：前束角與主銷后傾角在車輪上下跳動20mm范圍內相對變化較大，主銷內傾角與車輪外傾角曲線變化重合度高；

（3）穩定性仿真表明：相對于低剛度模式，高剛度模式下整車的穩定性指標提升明顯；俯仰角加速度最大值性能改善29.09%：有效值性能改善31.20%：側傾角加速度最大值性能改善17.50%：有效值性能改善22.47%：橫擺角加速度最大值性能改善?0.96%：有效值性能改善?1.63%，性能略微變差；

（4）針對俯仰角與側傾角抑制問題，提示輔助避震系統結構設計，計算表明考慮輔助避震系統后，俯仰角加速度（C曲線相對B曲線）最大值與有效值性能進一步提升30.24%、34.02%；側傾角加速度（C曲線相對B曲線）最大值與有效值性能進一步提升22.67%、10.87%；

（5）提取穩定仿真工況下的載荷譜，以各向最大值作為載荷分析集成式下控制臂應力應變特性，最大應力為243MPa，最大應變為13.46mm，計算安全系數為5.23，符合安全設計要求。