基于懸架本征參數(shù)的商用車操縱穩(wěn)定性分析

摘要：為了提高車輛操縱穩(wěn)定性，分析影響車輛操縱穩(wěn)定性的因素，采用降低前懸架參數(shù)高度、調(diào)整橫向穩(wěn)定桿外形和結(jié)構(gòu)尺寸、降低鋼板彈簧空載弧高等措施進(jìn)行優(yōu)化，基于ADAMS/Car軟件創(chuàng)建整車動(dòng)力學(xué)模型，仿真分析前懸架參數(shù)、橫向穩(wěn)定桿、后懸架參數(shù)優(yōu)化前、后，車輛在穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)工況、轉(zhuǎn)向盤角階躍工況下的操縱穩(wěn)定性。仿真結(jié)果表明：采用調(diào)整穩(wěn)定桿徑向截面直徑的優(yōu)化方案，車輛穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)工況下，隨著側(cè)向加速度增大，前、后軸側(cè)偏角絕對(duì)值的差均大于0°，車輛未出現(xiàn)過度轉(zhuǎn)向，減小車輛橫向側(cè)滑或甩尾風(fēng)險(xiǎn)，提高車輛操縱穩(wěn)定性；最佳優(yōu)化方案轉(zhuǎn)向盤角階躍工況橫擺角速度響應(yīng)時(shí)間為0.24 s，峰值響應(yīng)時(shí)間為0.51 s，均滿足行業(yè)要求。

關(guān)鍵詞：操縱穩(wěn)定性；動(dòng)力學(xué)模型；優(yōu)化設(shè)計(jì)；仿真分析

中圖分類號(hào)：U463.33文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A文章編號(hào)：1673-6397（2025）01-0051-06

引用格式：劉輝，閆安，韓振.基于懸架本征參數(shù)的商用車操縱穩(wěn)定性分析［J］.內(nèi)燃機(jī)與動(dòng)力裝置，2025，42（1）：51-56.

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0 引言

隨著交通強(qiáng)國戰(zhàn)略的提出和物流行業(yè)的快速發(fā)展，商用車在交通運(yùn)輸領(lǐng)域的作用越來越重要。良好的操縱穩(wěn)定性不僅可以保障行車安全、降低交通事故概率，還可以有效提高車輛運(yùn)輸效率與駕駛舒適性、降低經(jīng)濟(jì)損失、減少經(jīng)濟(jì)風(fēng)險(xiǎn)，對(duì)道路運(yùn)輸服務(wù)能力的可持續(xù)發(fā)展具有重要意義。

汽車操縱穩(wěn)定性指汽車在駕駛者不感到過分緊張與疲勞的條件下能遵循駕駛者意愿通過轉(zhuǎn)向系和轉(zhuǎn)向車輪給定的方向行駛，且當(dāng)遭遇外界干擾時(shí)能抵抗干擾、保持穩(wěn)定行駛的能力^[1]。操縱穩(wěn)定性決定車輛行駛過程中的安全性和穩(wěn)定性，通常采用穩(wěn)態(tài)響應(yīng)和瞬態(tài)響應(yīng)評(píng)價(jià)，穩(wěn)態(tài)響應(yīng)采用不足轉(zhuǎn)向、中性轉(zhuǎn)向和過度轉(zhuǎn)向表示。車輛過度轉(zhuǎn)向時(shí)，轉(zhuǎn)彎半徑減小，可能出現(xiàn)側(cè)翻；車輛中性轉(zhuǎn)向可能變成過度轉(zhuǎn)向，為不穩(wěn)定工況；車輛不足轉(zhuǎn)向時(shí)，轉(zhuǎn)彎半徑越來越大，提高行駛穩(wěn)定性。瞬態(tài)響應(yīng)采用橫擺角速度響應(yīng)時(shí)間和橫擺角速度峰值響應(yīng)時(shí)間表示，反映了車輛在轉(zhuǎn)向過程中的動(dòng)態(tài)特性和響應(yīng)速度。

研究人員關(guān)于車輛操縱穩(wěn)定性開展了大量研究：張寶珍等^[2]采用CarSim建立車輛動(dòng)力學(xué)模型，結(jié)合Simulink仿真驗(yàn)證了后輪主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制策略的可行性；郭旭東等^[3]對(duì)比車輛實(shí)際橫擺角速度和理想橫擺角速度，基于車輛操縱穩(wěn)定性模型，采用比例積分微分（proportion integration differentiation，PID）算法進(jìn)行優(yōu)化控制，提高了車輛高速工況的操縱穩(wěn)定性；裴曉飛等^[4]設(shè)計(jì)了一種分層式差速轉(zhuǎn)向控制器提高車輛中低速工況的操縱穩(wěn)定性，但未考慮質(zhì)心側(cè)偏角對(duì)車輛操縱穩(wěn)定性的影響；余卓平等^[5]將原有雙線法與橫擺角速度法結(jié)合，計(jì)算車輛質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度的穩(wěn)定性邊界，通過控制穩(wěn)定性邊界限值，保證車輛操縱穩(wěn)定性。

本文中建立商用車動(dòng)力學(xué)模型，選取2種典型工況進(jìn)行車輛操縱穩(wěn)定性試驗(yàn)，分析車輛懸架系統(tǒng)本征參數(shù)對(duì)車輛操縱穩(wěn)定性的影響，并優(yōu)化懸架參數(shù)，提高車輛操縱穩(wěn)定性。

1 操縱穩(wěn)定性影響因素

懸架本征參數(shù)是表征汽車懸架系統(tǒng)幾何特性的關(guān)鍵指標(biāo)，與操縱穩(wěn)定性密切相關(guān)，包括前、后懸架物理特性及橫向穩(wěn)定桿的結(jié)構(gòu)、尺寸等。

1.1 前懸架參數(shù)

車輛前懸架本征參數(shù)影響前輪定位，前輪定位參數(shù)包括主銷后傾角、主銷內(nèi)傾角、前輪外傾角和前輪前束。主銷后傾角產(chǎn)生的回正力矩與地面?zhèn)认蛄Τ烧龋稍龃蟛蛔戕D(zhuǎn)向；主銷內(nèi)傾角可減小轉(zhuǎn)向力矩，改善輪胎回跳和跑偏現(xiàn)象；前輪外傾角可減小輪轂外端軸承載荷，防止因前軸變形、主銷孔與主銷間隙過大引起前輪內(nèi)傾；前輪前束角能夠減少輪胎側(cè)滑，保證汽車操縱穩(wěn)定性^[6]。車輛行駛過程中，如果前懸架本征參數(shù)不在合理范圍，將影響車輛操縱穩(wěn)定性。

1.2 橫向穩(wěn)定桿

圖1 橫向穩(wěn)定桿簡(jiǎn)化模型

橫向穩(wěn)定桿為懸架中橫置扭桿彈簧，車輛轉(zhuǎn)向過程中，穩(wěn)定桿通過其彈性力抑制外側(cè)車輪垂向抬起，保證車輛的橫向穩(wěn)定性與平衡狀態(tài)^[7]，橫向穩(wěn)定桿簡(jiǎn)化模型如圖1所示，圖中A、D為左、右懸架連接點(diǎn)，B、C為左、右橡膠襯套支撐點(diǎn)，L為橫向穩(wěn)定桿長(zhǎng)度，a為縱向連接桿長(zhǎng)度，θ為橫向穩(wěn)定桿和縱向連接桿的角度。

忽略橫向穩(wěn)定桿中過渡圓角和橡膠襯套彈性變形，以N/m為單位的橫向穩(wěn)定桿側(cè)傾剛度Ktf的數(shù)值^[8]

{Ktf}=3{E}{I}（1－2{a}cos θ）{a}2［3（1+μ）{I}sin θ+2{a}］，（1）

式中：{E}為以Pa為單位的彈性模量E的數(shù)值，{I}為以m⁴為單位的橫向穩(wěn)定桿截面慣性矩I的數(shù)值，μ為泊松比，{a}為以m為單位的縱向連接桿長(zhǎng)度a的數(shù)值。

以N/m為單位的車輛前懸架側(cè)傾剛度Kff的數(shù)值

{Kff}={df}²（{Ksf}+{Ktf}）/2，（2）

式中：{df}為以m為單位的車輛前輪距df的數(shù)值，{Ksf}為以N/m為單位的車輛前懸架中彈性元件側(cè)傾剛度Ksf的數(shù)值。

車輛總體側(cè)傾剛度

Kf=Kff+Kbf ，（3）

式中Kbf為后懸架側(cè)傾剛度。

汽車轉(zhuǎn)向過程中，車輛側(cè)傾導(dǎo)致內(nèi)、外側(cè)輪胎載荷發(fā)生變化，而載荷變化量由懸架側(cè)傾剛度決定，當(dāng)前懸架側(cè)傾剛度增大時(shí)，前輪側(cè)偏角減小，車輛不足轉(zhuǎn)向增加，有利于提高車輛穩(wěn)定性^[8]。

由式（1）可知：若保持橫向穩(wěn)定桿材料屬性不變，可通過調(diào)節(jié)縱向連接桿長(zhǎng)度和橫向穩(wěn)定桿截面慣性矩改變橫向穩(wěn)定桿側(cè)傾剛度，提高車輛操縱穩(wěn)定性。

由式（2）可知：增大前懸架中彈性元件及橫向穩(wěn)定桿的側(cè)傾剛度可提高車輛操縱穩(wěn)定性。彈性元件側(cè)傾剛度過度增大會(huì)降低車輛平順性、舒適性，因此可通過調(diào)整橫向穩(wěn)定桿側(cè)傾剛度提高車輛操縱穩(wěn)定性。

1.3 后懸架參數(shù)

后懸架結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)車輛操縱穩(wěn)定性的影響近似于前懸架的“干涉轉(zhuǎn)向”，即車輛轉(zhuǎn)向過程中，車身相對(duì)于車輪發(fā)生一定程度的傾斜，側(cè)傾造成內(nèi)、外側(cè)載荷變化，導(dǎo)致后軸軸線相對(duì)汽車縱向中心線發(fā)生偏轉(zhuǎn)，產(chǎn)生軸轉(zhuǎn)向現(xiàn)象^[9]。增大鋼板彈簧剛度，可以增大車輛臨界側(cè)傾角；降低鋼板彈簧總成弧高，可以減小懸架運(yùn)動(dòng)時(shí)輪心縱向位移，減小車輛軸轉(zhuǎn)向，提高車輛操縱穩(wěn)定性^[10]。

2 車輛動(dòng)力學(xué)模型與仿真分析

2.1 車輛動(dòng)力學(xué)模型

某商用車技術(shù)參數(shù)如表1所示。采用ADAMS/Car軟件根據(jù)表1建立的商用車動(dòng)力學(xué)仿真模型如圖2所示。結(jié)合文獻(xiàn)[11]分析車輛穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)工況時(shí)的轉(zhuǎn)向、轉(zhuǎn)向盤角階躍工況的橫擺角速度響應(yīng)時(shí)間及峰值響應(yīng)時(shí)間。

由圖2可知：該模型包括前后懸架系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、橫向穩(wěn)定桿及輪胎等關(guān)鍵部件子模型，采用質(zhì)心質(zhì)量模擬整車質(zhì)量。基于仿真模型開展縱向、橫向和垂向多維度動(dòng)力學(xué)研究，采用穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)工況的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)、轉(zhuǎn)向盤角階躍工況的瞬態(tài)響應(yīng)評(píng)價(jià)車輛懸架本征參數(shù)與操縱穩(wěn)定性之間的關(guān)系。

2.2 整車仿真分析

2.2.1 穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)仿真試驗(yàn)

采用車輛前、后軸側(cè)偏角絕對(duì)值的差Δc評(píng)價(jià)車輛穩(wěn)態(tài)響應(yīng)，當(dāng)Δc＞0°，車輛不足轉(zhuǎn)向；Δc=0°，車輛轉(zhuǎn)向正常；Δclt;0°，車輛過度轉(zhuǎn)向^[12-13]。

車輛穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)工況下，車輛以最低穩(wěn)定車速行駛，車輛實(shí)時(shí)位置為（x1，y1），定義初始位置為（0，0），調(diào)整轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角，使車輛沿半徑為30 m的圓弧行駛穩(wěn)定后，穩(wěn)定加速踏板位置、轉(zhuǎn)向盤角度，保持3 s，逐步增大車速，使車輛側(cè)向加速度以不大于0.5 m/s2的幅度增加，至側(cè)向加速度為6.5 m/s2^[14-16]。車輛穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)工況行駛軌跡仿真結(jié)果如圖3所示，側(cè)向加速度與Δc的關(guān)系如圖4所示。

由圖3可知：車輛從出發(fā)點(diǎn)穩(wěn)定行駛一段時(shí)間后，車輛轉(zhuǎn)彎半徑減小，即車輛有一定的過度轉(zhuǎn)向特性。由圖4可知：車輛側(cè)向加速度小于0.25 m/s²時(shí)，車輛不足轉(zhuǎn)向；隨著車速增加，側(cè)向加速度達(dá)到1.75 m/s²時(shí)，車輛出現(xiàn)過度轉(zhuǎn)向，極易出現(xiàn)側(cè)滑或甩尾。

2.2.2 轉(zhuǎn)向盤角階躍仿真試驗(yàn)

車輛滿載工況下，保持車速為60 km/h勻速直線行駛，行駛至1 s時(shí)，轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤并保持轉(zhuǎn)向角為30°，車輛做勻速圓周運(yùn)動(dòng)，至車輛加速度穩(wěn)定。角階躍工況的側(cè)向加速度和橫擺角速度如圖5所示。

由圖5可知：側(cè)向加速度與橫擺角速度的變化基本一致，側(cè)向加速度超調(diào)量較小；橫擺角速度逐漸增大，當(dāng)轉(zhuǎn)向角不再變化后，在懸架阻尼作用下，橫擺角速度快速穩(wěn)定；橫擺角速度響應(yīng)時(shí)間為0.28 s，滿足相同類型車輛橫擺角速度響應(yīng)時(shí)間小于0.34 s的要求；橫擺角速度峰值響應(yīng)時(shí)間約為0.50 s，滿足相同類型車輛橫擺角速度峰值響應(yīng)時(shí)間小于0.56 s的要求。

3 優(yōu)化方案與驗(yàn)證

根據(jù)車輛懸架結(jié)構(gòu)參數(shù)，結(jié)合仿真分析結(jié)果，對(duì)車輛前懸架結(jié)構(gòu)參數(shù)、橫向穩(wěn)定桿結(jié)構(gòu)參數(shù)和后懸架結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，并通過穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)、轉(zhuǎn)向盤角階躍工況仿真試驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證。

3.1 優(yōu)化方案

3.1.1 前懸架參數(shù)優(yōu)化

優(yōu)化前懸架參數(shù)，降低擺臂襯套中心點(diǎn)z向高度，即降低車輛側(cè)傾中心高度，改善整車垂向跳動(dòng)過程中車輪外傾特性；降低擺臂壓桿襯套中心點(diǎn)z向高度，減小車輛垂向跳動(dòng)過程中主銷后傾角和輪心位移，減少車輛轉(zhuǎn)向滯后性和制動(dòng)時(shí)的俯仰運(yùn)動(dòng)；增大轉(zhuǎn)向橫拉桿外球心z向高度，調(diào)整轉(zhuǎn)向幾何關(guān)系，提高車輛后軸轉(zhuǎn)向跟隨性，以質(zhì)心點(diǎn)為原點(diǎn)，前懸架參數(shù)優(yōu)化前、后坐標(biāo)對(duì)比如表2所示。

3.1.2 橫向穩(wěn)定桿參數(shù)優(yōu)化

為提高車輛橫向側(cè)傾剛度，調(diào)整橫向穩(wěn)定桿外形和結(jié)構(gòu)尺寸，設(shè)計(jì)2種優(yōu)化方案：1）延長(zhǎng)橫向穩(wěn)定桿防擺桿、縮短縱向連結(jié)桿，徑向截面直徑保持不變；2）在第一種方案的基礎(chǔ)上，將橫向穩(wěn)定桿的徑向截面直徑調(diào)整為13 mm，橫向穩(wěn)定桿優(yōu)化前、后結(jié)構(gòu)對(duì)比如圖6所示。

3.1.3 后懸架參數(shù)優(yōu)化

因車輛轉(zhuǎn)向時(shí)后軸內(nèi)、外側(cè)鋼板彈簧載荷發(fā)生改變，后軸軸線相對(duì)汽車縱向中心線偏轉(zhuǎn)一定角度，產(chǎn)生軸轉(zhuǎn)向效應(yīng)，使車輛產(chǎn)生過多轉(zhuǎn)向趨勢(shì)。調(diào)整后簧前安裝點(diǎn)、后簧吊耳上安裝點(diǎn)x、z方向坐標(biāo)，將鋼板彈簧空載弧高由111.0 mm減小為81.5 mm，使鋼板彈簧傾斜角度增大，鋼板彈簧總成弧高降低，減小懸架運(yùn)動(dòng)時(shí)輪心縱向位移，降低車輛軸轉(zhuǎn)向效應(yīng)。后懸架參數(shù)優(yōu)化前、后坐標(biāo)對(duì)比如表3所示。

選擇優(yōu)化后的前懸架、橫向穩(wěn)定桿、后懸架優(yōu)化參數(shù)，設(shè)計(jì)優(yōu)化方案Y1、Y2，方案Y1選擇橫向穩(wěn)定桿第1種優(yōu)化方案，方案Y2選擇橫向穩(wěn)定桿第2種優(yōu)化方案，方案Y1、Y2的前懸架、后懸架優(yōu)化參數(shù)均相同。

3.2 仿真驗(yàn)證

對(duì)車輛進(jìn)行穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)工況、方向盤角階躍工況仿真試驗(yàn)，優(yōu)化方案Y1、Y2穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)工況仿真結(jié)果如圖7、8所示。

由圖7、8可知：采用優(yōu)化方案Y1和Y2，在穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)工況仿真開始階段，側(cè)向加速度較小，車輛轉(zhuǎn)向半徑增大趨勢(shì)緩慢，接近中性轉(zhuǎn)向;隨著側(cè)向加速度增大，車輛轉(zhuǎn)向半徑增大，兩種優(yōu)化方案下，車輛均表現(xiàn)出不足轉(zhuǎn)向特性；當(dāng)側(cè)向加速度約大于5.00 m/s2時(shí)，優(yōu)化方案Y1中Δclt;0°，存在過度轉(zhuǎn)向風(fēng)險(xiǎn)；優(yōu)化方案Y2中Δc一直大于0°，不存在過度轉(zhuǎn)向風(fēng)險(xiǎn)。

轉(zhuǎn)向盤角階躍工況仿真試驗(yàn)時(shí)，優(yōu)化方案Y1、Y2的橫擺角速度響應(yīng)時(shí)間分別為0.22、0.24 s，橫擺角速度峰值響應(yīng)時(shí)間分別為0.42、0.51 s，兩種優(yōu)化后方案相較于優(yōu)化前方案響應(yīng)速度均有所提高，且均滿足同類型車輛橫擺角速度響應(yīng)時(shí)間小于0.34 s、橫擺角速度峰值響應(yīng)時(shí)間小于0.56 s的要求。但考慮穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)工況仿真結(jié)果，選擇優(yōu)化方案Y2為最終優(yōu)化方案。

4 結(jié)論

本文中采用ADAMS/Car軟件建立了商用車動(dòng)力學(xué)模型，分析穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)工況和轉(zhuǎn)向盤角階躍工況下，懸架本征參數(shù)對(duì)整車操縱穩(wěn)定性影響，結(jié)論如下。

1）車輛穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)工況下，隨著側(cè)向加速度增大，前、后軸側(cè)偏角絕對(duì)值的差由正變負(fù)，車輛特性由不足轉(zhuǎn)向到過度轉(zhuǎn)向，可能存在側(cè)滑或甩尾風(fēng)險(xiǎn)。

2）優(yōu)化前懸架結(jié)構(gòu)參數(shù)、橫向穩(wěn)定桿和后懸架結(jié)構(gòu)參數(shù)，對(duì)不改變橫向穩(wěn)定桿徑向直徑的優(yōu)化方案，優(yōu)化后車輛穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)工況下，隨著側(cè)向加速度增大，車輛可能存在側(cè)滑或甩尾風(fēng)險(xiǎn)。

3）對(duì)改變橫向穩(wěn)定桿徑向直徑的優(yōu)化方案，優(yōu)化后車輛穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)工況下，隨著側(cè)向加速度增大，車輛特性未出現(xiàn)過度轉(zhuǎn)向，不存在側(cè)滑或甩尾風(fēng)險(xiǎn)。

4）轉(zhuǎn)向盤角階躍工況下，車輛懸架本征參數(shù)優(yōu)化前、后的瞬態(tài)響應(yīng)均滿足行業(yè)要求。

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Analysis of commercial vehicle handling stability based on

suspension inherent parameters

LIU Hui， YAN An， HAN Zhen

School of Automotive Engineering， Shandong Jiaotong University， Jinan 250357， China

Abstract：In order to improve vehicle handling stability， the factors affecting vehicle handling stability are analyzed，the optimization measures such as reducing the height of front suspension parameters， adjusting the shape and structural size of the transverse stabilizer bar， and reducing the height of the steel plate spring in no-load condition are adopted.Based on ADAMS/Car software， a full-vehicle dynamics model is created to simulate and analyze the handling stability the vehicle before and after the optimization of front suspension parameters， lateral stabilizer bar， and rear suspension parameters under steady-state cornering conditions and steering wheel angle step conditions.The simulation results show that by using the optimization scheme of adjusting the diameter of the stabilizer bar′s radial section， the absolute value of the difference between the front rear axle side slip angles under the vehicle′s steady-state cornering condition is greater than 0° as the lateral acceleration increases， and the vehicle does not show oversteer， which reduces the risk of vehicle lateral skidding or tail wagging and improves the handling stability of the vehicle. The response time of the yaw angular velocity under optimal optimization scheme steering wheel angle step condition is 0.24 s， and the peak response time is 0.51 s， which meets the industry requirements.

Keywords：handling stability; dynamics model; optimization design; simulation analysis（責(zé)任編輯：胡曉燕）