电动汽车双横臂悬架优化分析

电动汽车双横臂悬架优化分析
樊智敏;李燕超;方志远
【摘要】针对现有电动汽车悬架性能较差的问题,根据某电动汽车整车参数,建立电动汽车双横臂独立悬架模型,基于此模型进行双轮同向跳动模拟仿真,最后根据仿真结果,利用ADAMS/Insight对悬架车轮定位参数进行分析,完成悬架结构的多目标优化.优化结果表明:前轮外倾角、前束角和侧倾中心高度等,通过优化均满足了设计要求;主销后倾角、主销后倾拖距、前轮轮距等其他参数在满足悬架设计取值范围的基础上,通过优化,变化范围进一步减小,提升了悬架性能.
【期刊名称】《青岛科技大学学报（自然科学版）》
【年(卷),期】2018(039)005
【总页数】6页(P100-105)
【关键词】电动汽车;双横臂独立悬架;车轮定位参数;优化
【作者】樊智敏;李燕超;方志远
【作者单位】青岛科技大学机电工程学院,山东青岛266061;青岛科技大学机电工程学院,山东青岛266061;青岛科技大学机电工程学院,山东青岛266061
【正文语种】中文
【中图分类】U463.1
悬架系统是汽车底盘的重要组成部分，对汽车平顺性以及操纵稳定性有重要影响[1]。

由于电池和超级电容器等储能系统负载的增加，纯电动汽车的质量要高于相
似尺寸的传统燃油汽车，悬架承受的负载增大，因此电动汽车悬架中的弹簧和减震器具有更高的阻尼系数，且悬架臂更强，衬套更硬[2]。

目前国内电动汽车大多直接采用传统燃油汽车悬架系统或在传统燃油汽车悬架系统的基础上稍作改进，悬架性能相对较差。

游浩等[3]利用粒子群算法对悬架参数进行优化设计，在保证汽车操纵稳定性的前提下乘坐舒适性得到明显改善。

陈辛波等[4]设计了一种底盘硬点可调式综合性能试验台，为进一步分析和优化提供试验条件。

刘宁[5]针对麦弗逊前悬架和扭杆梁后悬架进行优化分析，优化后的悬架性能得到了一定提升。

张璟鑫等[6]将平均距离理念应用于多目标结构优化设计，并以悬架控制臂为实例，进行了仿真研究。

史天泽[7]利用第二代非支配序列遗传算法进行寻优计算，得到最优组合，车轮定位参数优化效果明显。

虞健等[8]建立扭杆梁半独立悬架的等效多体动力学模型和柔性体-刚体模型，探讨了两种建模分析的特点。

HUREL等[9]改进传统1/4汽车模型，并利用Simulink和ADAMS/View分别对此模型的轮胎外倾角、轮距进行仿真分析和对比，该方法为利用CAE分析软件验证悬架理论模型提供了新思路。

MITTAL等[10]利用ADAMS/Car和Insight测试影响汽车侧翻倾向的轮胎参数，为轮胎参数的选取提供了依据。

KORAY等[11]创建同一悬架的运动学和动力学模型，针对不同情况进行分析，对悬架多工况下的仿真带来很大方便。

THOMAS[12]充分利用ADAMS和ANSYS的特性，建立多刚体和多柔体悬架模型，在一定程度上减少了工作量。

以往优化设计中，所取硬点坐标变化范围较小，而且模板尺寸精度比较低，分析结果有很大的局限性。

本文首先根据某电动汽车整车参数对双横臂独立前悬架进行建模，然后进行了双轮平行上下跳动模拟仿真，并利用响应面法对悬架车轮定位参数进行分析，选取5个硬点15个坐标作为设计变量，通过分析变量对车轮定位参数的敏感程度，选取影响大的车轮定位参数为优化目标，进行优化分析。

1 优化参数介绍
相关优化参数主要包括车轮定位参数和侧倾中心高度等。

车轮定位参数包括前束角、前轮外倾角、主销后倾角、主销内倾角 [13]。

前束角是车辆的纵向轴与车轮平面
在水平地面上投影线的夹角，用θ表示，其示意图如图1所示。

图1 前束角示意图Fig.1 Sketch diagram of toe-in angle
前轮外倾角是车轮平面与垂直方向Z轴的交角，当车轮向外倾斜时为正，向内倾
斜时为负，用α表示，其示意图如图2所示。

图2 外倾角示意图Fig.2 Sketch diagram of camber angle
主销后倾角是转向主销在纵向平面内与车辆Z轴的夹角，用β表示，如图3所示。

图3 主销后倾角示意图Fig.3 Sketch diagram of kingpin caster angler
主销内倾角是在车辆横向平面内主销与车辆 Z 轴的交角，用γ表示，其示意图如
图4所示。

侧倾中心高度是指侧倾中心到地面之间的距离，用h表示，其示意图如图5所示。

图4 主销内倾角示意图Fig.4 Sketch diagram of kingpin inclination angle
图5 侧倾中心示意图Fig.5 Sketch diagram of roll center
2 前悬架模型的建立
双横臂独立悬架具有左右对称的特点，图6是双横臂独立悬架左侧结构示意图，
该简化结构中除了轮胎、弹性元件及橡胶元件，其他零件均视为刚体，仿真过程中不考虑变形[14-15]。

1.上横臂；
2.弹簧；
3.减震器；
4.转向拉杆；
5.下横臂；
6.转向节总成；
7.车轮总成。

图6 双横臂独立悬架左侧结构示意图Fig.6 Sketch diagram of the left side of double-wishbone independent suspension
各参数的变化都有一定范围，以保证车辆平稳运行。

表1中列举出了车轮定位参
数和其他一些有关参数的取值范围[16]。

表1 车轮定位参数及其取值范围Table 1 Wheel positioning parameters and the range悬架参数取值范围前束角变化(0°～0.5°)/50 mm外倾角(-2°～2°)/50 mm主销内倾角5°～13°主销后倾角1°～7°且轮跳变化(0.8°～3.4°)/50 mm主销偏置量-20～80 mm,希望取较小值后倾拖距0～40 mm侧倾中心高度0～130 mm轮距变化(-5～5 mm)/50 mm
以某公司所生产的电动汽车为研究对象，其整车参数如表2所示。

表2 电动汽车结构及主要总成技术参数Table 2 Structure and main technical parameters of electric vehicle数据项参数值数据项参数值满载质量/kg 1 520轮胎规格165/70R14单侧簧上质量/kg380轴距/mm2 680单侧簧上质量/kg30前轮距/mm1 602最高车速/(km·h-1)110前束角/(°)0.35电动机总功率/kW150车体结构承载式续航里程/km270驱动形式前置前驱外倾角/(°)0.4电机类型永磁/同步
悬架模型的建立需要各构件的坐标参数，所建立模型左右对称。

表3中给出悬架左侧硬点坐标。

表3 悬架左侧硬点坐标Table 3 Hard point coordinates of left suspension软件中硬点名称X/mmY/mmZ/mmlca_front-202-401153lca_outer0-
755108lca_rear202-454156tierod_inner202-404302tierod_outer147-752298uca_front102-453528uca_outer42-679528uca_rear254-
498532Wheel_center0-804294
根据悬架各零部件的尺寸，利用三维软件SolidWorks建立三维模型，并检查各运动构件是否发生干涉，然后将模型导入到ADAMS，在ADAMS中添加相应的运动副约束，进一步完善部件相互约束关系，建立模型如图7所示。

图7 双横臂独立悬架模型Fig.7 Model of double-wishbone independent suspension
3 悬架优化分析
3.1 悬架参数优化
进行跳动量为±50 mm的双轮同向跳动实验，将仿真结果与表1中各参数的取值
范围进行对比，得出除车轮外倾角和前束角外，其他车轮参数均在合理范围内，此外侧倾中心偏高，需要优化。

将两个需要优化的车轮定位参数设计为优化目标，根据所选优化目标，将下横臂前铰(lca_front)、下横臂外铰点(lca_out)、下横臂后铰点(lca_rear)、转向拉杆内铰
点(tierod_inner)、转向拉杆外铰点(tierod_out)5个硬点15个坐标作为设计变量，选定DOE Response surface的方法创建分析矩阵，选择Full Factorial方法创建设计矩阵，各变量对测试对象的灵敏度如表4～6所示。

表4 设计变量对前束角的影响Table 4 Effects of variables on toe angle硬点坐标名称影响值/(°)灵敏度/%tierod_inner.z-1.336 8-54.12lca_outer.z1.117 245.23tierod_outer.x0.900 336.45lca_outer.y-0.203 5-8.24lca_outer.x0.200 68.12
表4列出了在车轮跳动过程中，对前束角影响灵敏度大于8%的硬点坐标，由表4知，tierod_inner.z、lca_outer.z、tierod_outer.x、lca_outer.y、lca_outer.x对前束角的影响较大。

表5列出了在车轮跳动过程中，对外倾角影响灵敏度大于1%的硬点坐标，由表5知， lca_outer.z、lca_front.y、tierod_inner.z、lca_outer.y对外倾角的影响较大。

表5 设计变量对外倾角的影响Table 5 Effects of variables on camber angle硬点坐标名称影响值/(°)灵敏度/%lca_outer.z0.362 914.12lca_front.y-0.212 0-
8.25tierod_inner.z0.135 25.26lca_outer.y0.033 71.31
综合表4～5,可以选定tierod_inner.z、lca_front.y、lca_out.x、lca_out.y、
lca_out.z、tierod_out.x 6个坐标点为优化变量，其他9个设计变量固定不变，设定坐标值变化范围为[-5 mm，5 mm]，优化前后的值如表6所示。

表6 悬架硬点优化值Table 6 Suspension hard point optimization value设计变量原始值优化值lca_front.y-401-396lca_outer.x03lca_outer.y-755-
750lca_outert.z108203tierod_inner.z302298tierod_outer.x147150
3.2 悬架优化前后对比分析
根据优化后的硬点坐标，修改悬架模型并再次进行模拟仿真分析，将优化后的分析曲线与优化前的分析曲线进行对比，如图8～14所示。

图8 主销后倾角对比曲线Fig.8 Comparison curve of kingpin caster angler
由图8对比曲线可得，主销后倾角上跳行程变化由0.12°变为0.13°，下跳行程变化由0.1°变为0.08°，在平衡状态时，主销后倾角由5.365°变为5.255°。

上跳行程变化变大，下跳行程变化变小，满足变化范围。

图9 主销内倾角对比曲线Fig.9 Comparison curve of kingpin inclination angle 由图9对比曲线可得，主销内倾角上跳行程变化由1.25°变为1.225°，下跳行程变化由-1.1°变为-1°，在平衡状态下，主销内倾角由10.1°变为10.125°，上跳行程变化范围和下跳行程变化范围均减小，提升了悬架性能。

图10 主销偏置量对比曲线Fig.10 Comparison curve of kingpin offset
由图10对比曲线可得，主销偏置量上跳行程变化由0.65 mm变为0.7 mm，下跳行程由-0.8 mm变为-0.75 mm，在平衡状态下，主销偏置量由35.2 mm变为34.6 mm，变化范围没有改变，但主销偏置量整体减小，满足表1中主销偏置量取较小值的要求，得到一定的优化。

图11 外倾角对比曲线Fig.11 Comparison curve of camber angle
由图11对比曲线可得，主销内倾角上跳行程变化由-1.3°变为-1.1°，下跳行程变化由2.2°变为0.85°，在平衡状态下，外倾角保持0.4°不变，外倾角行程变化范围
减小。

图12 前束角对比曲线Fig.12 Comparison curve of toe-in angle
由图12对比曲线可得，前束角上跳行程变化由-1.15°变为-1.05°，下跳行程变化由2.1°变为0.75°，在平衡状态下，前束角保持0.35°不变，前束角行程变化范围减小。

图13 轮距对比曲线Fig.13 Comparison curve of front track
由图13对比曲线可得，轮距上跳行程变化由11 mm变为9 mm，下跳行程变化由-26.5 mm变为-24 mm，在平衡状态时，前轮轮距保持1 599 mm不变，轮距变化范围缩小，减少了轮胎的摩擦。

图14 侧倾中心对比曲线Fig.14 Comparison curve of roll center
由图14对比曲线可得，在平衡状态下，侧倾中心高度由150.5 mm降低到124 mm，满足表1中悬架侧倾中心高度的要求，减缓了轮胎的磨损。

4 结论
建立了电动汽车双横臂独立悬架模型并进行模拟仿真，对悬架车轮定位参数进行优化分析，得到以下结论。

1)以车轮定位参数为优化目标，优化后的车轮外倾角变化范围由-0.9°～2.6°变为-0.7°～1.25°，前束角变化范围由-0.8°～2.45°变为-0.7°～1.1°，侧倾中心高度由150.5 mm降低到124 mm，通过优化，均满足了悬架参数取值范围。

2)主销后倾角、主销后倾拖距、主销内倾角、主销偏置量和前轮轮距等参数在满足设计要求的基础上也得到了进一步的优化，悬架的性能得到了进一步提升。

3)仿真分析优化后的模型，悬架参数的变化范围进一步减小，提升了悬架性能，为后续的悬架研究工作奠定了基础。

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