基于SUV平台的MPV车型悬架系统匹配

张磊 杨兴龙 刘伟东 许可 王跃辉

（中国第一汽车股份有限公司技术中心，长春 130011）

基于SUV平台的MPV车型悬架系统匹配

张磊 杨兴龙 刘伟东 许可 王跃辉

（中国第一汽车股份有限公司技术中心，长春 130011）

为提高汽车零部件和总成通用化率、降低整车成本，在综合考虑整车可靠性的前提下，利用现有SUV平台前悬架匹配成熟资源后悬架，完成了基于整车动力学性能的MPV车型悬架布置。整车试验结果表明，该悬架布置方法合理有效，整车动力学性能达标，各项性能指标与核心竞品车相当，可为底盘前期开发提供参考。

1 前言

共平台是指在开发新车型时使用相同或相似的底盘系统，该系统可满足开发车型的承载能力要求，在此基础上可以生产出外形和功能等都不尽相同的产品[1]。大众汽车集团是应用共平台技术最成功的汽车企业之一，共平台技术的应用提高了零部件和总成的通用化率，发挥了平台规模效益[2]。

本文基于整车底盘动力学性能，正确匹配悬架关键参数，利用CAE仿真工具，在现有SUV平台前悬架基础上开发出满足要求的MPV车型悬架系统，并通过试验证明了该系统满足整车需求。

2 基于SUV平台的悬架系统布置

2.1 平台选择

分析现有平台底盘动力学性能和前悬架承载能力发现，只有SUV平台底盘动力学性能明显优于核心竞品车（见图1），而且其前悬架承载能力与MPV车型相当，如表1所示，因此选择在SUV平台上开发MPV车型。

图1 SUV平台与MPV核心竞品车性能主观评价对比

表1SUV平台与MPV核心竞品车承载力对比 kg

2.2 悬架布置流程

MPV车型悬架布置流程如图2所示。首先按照MPV车型设计要求对SUV平台前悬架进行适应性调整，然后以前轮心为基准进行后扭转梁的布置，最后布置悬架零部件并进行DMU校核。

图2 MPV车型布置流程

2.3 悬架关键参数设定

在悬架设计过程中，首先设定悬架的上、下跳行程、动挠度、静挠度等重要参数。其中，静挠度根据悬架的偏频设定，动挠度根据悬架上、下跳行程及静挠度推算。从乘坐舒适性角度考虑，悬架行程越大越好，但要满足橡胶衬套的扭转角、驱动轴折角、车身布置、整车高度等要求。为保证整车舒适性，上跳行程一般大于75 mm，下跳行程大于上跳行程，以防止车辆急剧转弯时内侧车轮上浮。在实际设计中，上、下跳行程一般基于以上理论并参考核心竞品车设定，核心竞品车上、下跳行程计算所需测量的参数如图3所示，悬架上跳极限对应缓冲块压缩到其自由长度的1/3，上、下跳行程表示为：

式中，LB为上跳行程；LR为下跳行程；Rt为缓冲块杠杆比；L1为吊装状态轮心与轮眉的距离；L3为设计载荷下轮心与轮眉的距离；L5为缓冲块长度；L6为设计载荷下缓冲块与限位器间隙。

计算可得，MPV核心竞品车前悬架上、下跳行程分别为75 mm和-90 mm，后悬架上、下跳行程分别为80 mm和-90 mm。

图3 对标上、下跳行程需测参数

2.4 基于平顺性能的布置

平顺性能主要由悬架的偏频、前、后悬架偏频比、整车姿态角决定，悬架偏频决定车身加权加速度均方根值，前、后悬架偏频比决定车辆通过障碍物时前、后悬架的响应关系，整车空载、设计载荷、满载姿态角绝对值越小，车辆平顺性越好。决定整车平顺性的这3项要素均取决于悬架刚度，因此，悬架刚度的设定是影响整车平顺性的关键，其目标函数为：

约束条件为：

式中，kf、kr分别为前、后悬架刚度；mf、mr分别为前、后悬架簧上质量；ff、fr分别为前、后悬架偏频；Zf、Zr分别为前、后轮心高度；Rf、Rr分别为前、后轮静力半径；L为车辆轴距。

约束条件中，前、后悬架偏频比主要影响车辆前、后轮通过凹凸不平路面的响应。理论分析证明：若汽车以较高车速驶过单个路障，时的车身纵向角振动较时小[3]，故一般取fr=（1.08～1.2）ff。

如需减小整车姿态角，可将后螺旋弹簧设成变刚度簧或增加副簧，但会增加成本，且如果后期轮心高度调整（满足轮口造型要求），弹簧刚度拐点会下移，严重影响整车平顺性。因此，本文将后螺旋弹簧设成定刚度簧，开发车型与核心竞品车平顺性参数如表2所示。

表2 偏频、偏频比及车辆姿态角对比

2.5 基于操纵稳定性的布置

车辆一般设定为“弱不足转向特性”，其主要受轮胎、整车质量、悬架刚度、车轮定位参数、侧倾刚度分配、摆臂的几何关系等影响。车辆前期开发已经完成轮胎、质量、悬架刚度、车轮定位参数的设定，本文着重阐述基于操纵稳定性的侧倾刚度分配、摆臂几何关系的布置。

侧倾刚度分配影响前、后轮侧偏角，由于MPV车型后悬架质量明显高于SUV平台，车辆侧倾时后轴载荷分配大于前轴，由侧倾特性中垂直载荷对侧偏刚度的影响[4]可知，后轮侧偏刚度减小，则后轮侧偏角增大，MPV车型相对SUV平台有过度转向趋势。因此，为保证整车的弱不足转向特性，需提高前悬架侧倾刚度，所以在悬架布置时需预留前横向稳定杆直径增加的空间。

摆臂几何关系决定悬架的运动姿态，当扭转梁与水平线夹角为正时（与图4所示夹角方向一致），车辆左转弯时，右侧车轮上跳、右侧轮心前移，左侧车轮下跳、左侧轮心后移，扭转梁逆时针偏转，使整车产生不足转向趋势，扭转梁侧倾转向特性如图4所示。

图4 扭转梁侧倾运动姿态

但扭转梁与水平线夹角不能太大，否则车辆的纵向退让性能会变差。CAE仿真分析表明，扭转梁与水平线夹角为6°时，车辆后悬架纵向退让特性满足目标要求，如表3所示。

表3 后悬架纵向力退让特性

2.6 基于轮口美观性的布置

从整车商品性角度考虑，空载条件下轮口美观度是给用户的第一印象，很大程度影响用户的购买意愿。因此空载状态轮胎与轮眉前侧、上侧、后侧距离a、b、c的设定要考虑整车静态商品性评价、造型要求等，并校核侧围与轮胎包络的间隙，进而合理匹配整车宽度和轮距，如图5所示。

图5 轮口美观性及间隙要求

2.7 DMU校核

由于MPV车型前悬架上、下跳行程及转向盘转角都在SUV平台范围内，所以只需进行后悬架静态、动态空间校核。由于后悬架扭转梁衬套、扭转梁、轮胎都是柔性体，因此间隙设定较大，如表4所示。

表4 间隙要求

3 整车性能计算

3.1 平顺性计算

平顺性计算主要是绘制弹性特性曲线，说明车辆在空载、设计载荷、满载、缓冲块接触、3倍空载轮荷、5倍空载轮荷的弹性特性，如表5所示。

表5 后悬架弹性特性曲线关键点

由悬架的弹性特性可知，设计车型在满载状态时仍未接触缓冲块，间隙与核心竞品车相当，整车平顺性能较好。

3.2 阻尼件特性计算

计算减振器阻尼特性时，可初步设定MPV车型各速度点的阻尼比与对标车一致，计算出MPV车型减振器阻尼系数，最后得出减振器阻尼力值：

式中，ζ为阻尼比；Rr、R分别为开发车及对标车减振器杠杆比；Cr、C分别为开发车及对标车减振器阻尼系数；mr、m分别为开发车及对标车簧上质量；Kr、K分别为开发车及对标车螺旋弹簧刚度；F为开发车型减振器阻尼力；V为减振器速度。

计算可得开发车型的减振器阻尼力，如图6所示，最后通过底盘调校来修正。

图6 悬架阻尼特性曲线

3.3 侧倾及纵倾特性计算

侧倾、纵倾特性的计算公式[5]为：

式中，α为侧向加速度；W为整车质量；Kf、Kr分别为前、后悬架侧倾刚度；φ为整车侧倾角；Rd为制动抗点头率；L为轴距；H为质心高；β为制动力分配系数；θ为前俯角。

计算结果如表6所示，开发车型纵倾特性与目标值基本一致，但侧倾角增益及后轴荷转移量偏大，使车辆有过度转向趋势。因此，需要增加前悬架侧倾刚度，在布置过程中需预留前横向稳定杆直径增加的空间。

表6 侧倾及纵倾特性计算

3.4 操纵稳定性计算

定圆仿真[6]验证结果如表7所示，试验结果表明,设计车型满载时不足转向度偏小，主要原因是设计载荷、满载后轴荷变化过大导致后轴载荷移动量偏大，降低了后轮胎的侧偏刚度，因此需提前布置前横向稳定杆直径增加方案以满足后期调校需求。

4 设计验证

悬架布置及参数设定后，需对整车操纵稳定性、平顺性进行主、客观评价[7]。主观评价是汽车操纵稳定性、平顺性评价的最终方法。客观评价则是对主观评价的有效补充，旨在解决主观评价离散性强、一致性不佳等问题。通过两者的结合，可以更准确地评价车辆底盘动力学性能。

4.1 主观评价

汽车操纵稳定性的主观评价项目主要有直线行驶性能、转弯稳定性、行车变道操纵性以及操纵力等。

平顺性的主观试验由有经验的驾驶员和乘员组成评价小组按照预定方式驾驶或乘坐车辆对整车平顺性进行评价，并完成相应的主观评价表，最后综合确定车辆的乘坐舒适性，车辆主观评价结果如表8所示。

表8 车辆主观评价结果

对开发车型的主观评价结果表明：转向性能中规中矩，整体风格偏于低难度非运动化驾驶风格，转角响应达到要求；直线稳定性表现好，在高速条件下驾驶有足够的信心，低速转弯的侧倾角度达到预期，瞬态稳定性也达到设定目标的要求；平顺性表现十分突出，减速带和坏路都令人满意，达到了目标要求。

4.2 客观评价

汽车操纵稳定性客观试验主要分为稳态特性、瞬态特性及中心区特性：稳态特性试验主要评价汽车的稳态转向特性，主要指标有侧倾梯度、线性区不足转向度、转向灵敏度、转向力矩梯度等；瞬态特性试验主要研究系统输出的瞬态响应特性，主要评价指标有谐振频率、相位滞后角、横摆角速度响应时间、横摆角速度超调量等[8]；中心区特性试验主要评价车辆在低侧向加速度下的性能，主要评价指标有横摆角速度增益、平均转向刚度、中间位置刚度。

平顺性客观试验通过偏频、偏频比、纵向力退让、平跳纵向力退让等参数来评价。

按照国家标准、企业标准、ISO标准等操纵稳定性、平顺性试验规范进行整车客观试验，结果如表9所示。

表9 整车客观试验结果

角阶跃试验结果表明，设计车型与核心竞品车横摆角速度响应时间相当，瞬态响应时间相当，但设计车型的横摆角速度超调量小于核心竞品车，因此，设计车型执行驾驶员指令失真程度小于核心竞品车，能够更精准地体现驾驶员意图。

角脉冲试验结果表明，设计车型与核心竞品车谐振频率一致，1 Hz相位滞后角与核心竞品车相当。因此，两者操纵稳定性相当，在较快速度转动转向盘时响应速度也基本一致。

高横向加速度试验结果表明，设计车型不足转向度高于核心竞品车，转向灵敏度略高于核心竞品车，说明设计车型操纵稳定性都略优于核心竞品车。此外，设计车型转向力矩梯度小于核心竞品车，表明设计车型在高横向加速度状态下转向盘反作用力小于核心竞品车，其他性能则基本与核心竞品车相当。

中心区试验结果表明，设计车型中心区操纵灵敏程度（横摆角速度增益）与核心竞品车相当，说明两者在高速、小转角条件下侧向运动响应灵敏程度基本一致。此外，设计车型与核心竞品车转向力矩梯度相当，说明两者中心区的“路感”基本一致。

整车主、客观试验结果表明，设计车型底盘动力学性能能够达到或优于核心竞品车，验证了以上布置方法的正确有效性。

5 总结

本文介绍了基于现有SUV平台前悬架开发MPV车型悬架系统的方法，重点阐述了基于底盘动力学性能的布置方法。整车试验结果表明了该方法的有效性，对底盘前期开发具有一定的参考价值。

1 刘华，吴珩晓，张亚萍，等.浅析汽车平台演进与模块化战略.上海汽车，2014（12）：27～31.

2 宋建新，李柳林，李家烽.乘用车平台前端模块化设计.企业科技与发展，2015（9）：15～16.

3 王望予.汽车设计.第4版.北京：机械工业出版社，2004.

4 余志生.汽车理论.第4版.北京：机械工业出版社，2004.

5 王宵锋.汽车底盘设计.北京：机械工业出版社，2004.

6 Mitschke M，Wallentowitz H.汽车动力学.北京：清华大学出版社，2009.

7 王佼.扭转梁悬架优化及整车操纵稳定性分析：[学位论文].上海：上海工程技术大学，2014.

8 白艳，贾鑫，宗长富，等.汽车操纵稳定性客观试验评价方案综述，科学技术与工程，2012，12（6）：1339～1347.

（责任编辑 斛 畔）

修改稿收到日期为2016年11月10日。

Matching Suspension System of MPV Based on SUV Platform

Zhang Lei,Yang Xinglong,Liu Weidong,Xu Ke,Wang Yuehui
（China FAW Corporation Limited R&D Center,Changchun 130011）

To improve the universalization of parts and assemblies,to reduce the vehicle cost,we completed MPV suspension layout based on vehicle dynamics performance by using the existing SUV platform front suspension to match established resources rear suspension,on the prerequisite of considering vehicle reliability.The vehicle test results showed that this layout method is effective,which can ensure compliance of the vehicle dynamic performance,performance index are comparable with core competitors,which can provide a reference for preliminary chassis development.

SUV platform,MPV,Suspension matching,Chassis dynamics

SUV平台 MPV车型 悬架匹配 底盘动力学

U463.33

A

1000-3703（2017）03-0053-05