乘用车四轮定位参数设计

2022-07-06王凯李海龙王明罗诚张连飞刘泽毅

时代汽车 2022年14期

王凯李海龙王明罗诚张连飞刘泽毅

优跑汽车技术（上海）有限公司重庆市 401120

1 引言

四轮定位参数是汽车底盘性能的核心指标，通过参考竞品车设定，在侧向力外倾、侧倾外倾、转向外倾等关键KC 性能指标与竞品车存在差异时，参考设定的四轮定位参数就很难到达理想的底盘性能，甚至可能导致轮胎异常磨损。因此四轮定位参数正向设计和验证意义重大。

2 外倾角设计

路面为了排水而设计成拱形，车轮采用正的外倾角最初目的是为了跟拱形路面垂直从而减少轮胎磨损。外倾角设计是四轮定位设计的核心之一，然而外倾角并不是简单的垂直拱形路面即可。商用车载重大时，需要考虑加载后整体车桥受力变形导致的负外倾变化。乘用车为了保证高速过弯稳定性，通常采用负外倾设计，以补偿受侧向力以及侧倾等导致车轮正外倾变化。

乘用车后悬架（非转向轮）以在侧向加速度0.4g 左右时保持全胎面接地，即外倾角0°为目标，根据KC 特性导致的外倾角变化反推得到初始外倾角。转弯时载荷转移导致外轮受力大，因此主要考虑外侧。某车设计载荷（半载）下后悬架外轮外倾角计算过程如下：

式中：α为半载下的初始外倾角、α为侧向力导致的外倾角变化、α为侧倾导致的外倾角变化，Fy 为侧向力，△α为侧向力外倾变化梯度(Lateral Force Camber change)，单位deg/kN,此处取正值，为车身侧倾角度，△α为侧倾外倾变化梯度（Roll camber）,单位deg/deg，此处取正值，m 为载荷转移后的外轮轮荷，C 为侧倾角梯度，单位deg/g。

本文采用roll camber 计算，也可用侧倾时外轮的悬架跳动量与bump camber 计算。

整备初始外倾角：

式中：α为整备下的初始外倾角，T为整备到半载时的轮心上跳量，△α为垂跳外倾变化梯度（bump camber），此处取负值。

后轮外倾角设计主要考虑侧倾外倾和侧向力外倾变化，而前轮（转向轮）在转弯时车轮转角大，故需考虑绕主销旋转导致的转向外倾变化（steer camber）。

外倾随转角变化公式：

式中：α为转向外倾变化，β 为主销内倾角，γ 为主销后倾角,δ 为车轮转角。

然而前轮转角取多大却很难确定！从客户日常使用情况看，侧向加速度极少超过0.4g。中速转弯比高速（≥100km/h）转弯达到0.4g 的概率更多，如从高速公路行驶到匝道没有及时降低到限定车速时侧向加速度较大。而高速公路正常变道时方向盘转角很小，通常5°以内，对应加速度也小。查询《公路路线设计规范》，转弯路面60、70km/h对应的最小转弯半径为75、90m，侧向加速度为0.38、0.43g。按照60km/h 设计的高速匝道一般最小半径为150m，60km/h 对应侧向加速度0.19g，87km/h 对应0.4g。

转角取平均值2°时，转向外倾变化为：

上述仅仅是中速0.4g 对应的转角，是否具有代表性呢？接来下我们看看全行程时外倾角变化。图1 是主销后倾角5°，内倾角13.5°时，外轮外倾角随车轮转角的变化曲线。

图1

从整个转角范围来看，外倾角变化可达-0.9°，与前面的-0.2°差异较大。由于此处缺乏太严谨的数据参考，故建议转向外倾角变化取全行程的平均值-0.58°。

通常考虑侧向稳定性，前轮要先于后轮失去抓地力，或者前后同时失去抓地力。加上前轮为转向轮，外倾太大容易加快磨损。基于此，前轮外倾角建议以0.3g 侧向加速度时外倾角为0 去设计。

前轮半载外倾角计算：

前轮整备时初始外倾角：

普通乘用车在0.3～0.4g 左右全胎面着地，既可以保证较大侧向加速度下轮胎抓地力，又可以兼顾主要驾驶工况下轮胎的寿命。偏运动风格可以在更大侧向加速度下让轮胎全胎面接地。

初始外倾角太大，使得满载时负外倾更大，如果经常满载行驶容易导致轮胎偏磨。另外负方向太大容易导致冰雪等低附路面抓地力变差，附着系数低，侧向力小，从而侧向力外倾变化小；同时车辆侧倾小，侧倾外倾变化也很小，也就是说侧向力和侧倾导致的外倾角变化很小，因此低附路面的抓地力主要受初始静态外倾角的影响。故初始外倾角设定建议考虑低附路面的抓地力，开展冬季试验验证，高附为主，同时兼顾低附。

整备状态下，后轮外倾角常见范围为-1～-1.8 °，舒适性的车建议取-1～-1.5 °，而运动风格建议取-1.5～-1.8°。前轮外倾角通常范围为-0.2～-1°，偏运动风格车型可以取绝对值偏大的范围。当侧向力外倾、侧倾外倾和转向外倾变化时，初始外倾角也会变化，总之以0.3、0.4g 左右侧向加速度时保持全胎面着地为目标去设计外倾。

3 前束角设计

前束角ψ 最初目的是为了补偿外倾角产生的跑偏趋势，因此有理论认为外倾和前束导致的轮胎侧滑量要相互抵消，即负的外倾角对应负的前束角。也有理论认为前束角*侧偏刚度=外倾角*外倾刚度，即外倾产生的侧向力和前束产生的侧向力相互抵消，同样也是负外倾（侧向力朝内）对应负前束（侧向力朝外）。

实际与上面对应不太好:1、从统计数据看目前大部分车前后悬架都是负外倾角和正的前束角，按照上述两条理论应该是负外倾角对应负的前束角，而后轴负前束容易过度转向；2、统计数据看后轮/前轮外倾角=2.9，后轮/前轮前束=1.1，差2.6 倍。轮胎侧偏角小时，侧偏刚度、外倾刚度与载荷关系较线性，按照第二条理论，后轮/前轮外倾角≈后轮/前轮前束，与统计数据吻合不好；3、如果完全抵消，转向系统没有预载，转向响应将变慢。

个人认为前束设计主要基于轮胎磨损、转向响应和不足转向特性这三点考虑。希望在主要的行驶工况下前束在0 附近，束值太大，容易导致轮胎磨损。为了不足转向、增强稳定性，采用前面负前束，后面正前束设定。而为了提升转向响应，营造运动感，也可反过来设定。也可以前后都设置正前束，让前悬架响应快，而后悬架比较稳。

某车为了稳定性，设计载荷（半载）下，前后悬架前束设定为-3′和9′。计算过程如下：

式中：ψ、ψ分别为整备和半载下的前束角，T 为整备到半载时的轮心上跳量，△ψ为垂跳前束变化梯度（bump steer），通常为了不足转向，bump steer 设定为前负后正。

后续调校过程中建议对前束角和外倾角开展评价验证甚至优化，因为实车状态和设计难免出现差异，且调校时部分参数调整后会影响前束外倾，如弹簧刚度影响悬架行程，控制臂衬套刚度影响侧向力外倾等等。

4 主销后倾角设计

主销后倾角γ 等相关术语如图2 所示：

图2

轮心处主销拖距通常为0±5mm。而地面处主销拖距受轮胎半径和主销后倾角影响，通常为20～40mm。

主销后倾角大，拖距大将导致转向负载大，在助力足够的情况，建议后倾角大一点，以增加转向时力的建立感。

主销后倾角越大，外侧车轮转弯时负外倾变化越大，有利于提升前轮抓地。图3 是主销内倾角为0°时，不同主销后倾角设置时外倾角随车轮转角的变化。

图3

主销后倾角越大，同样的轮心处主销拖距和轮胎半径前提下，地面处的主销拖距就越大，有利于高速回正。

对HPS 车辆来说转向系统缺少主动回正功能，主销后倾角需要大一点以降低跑偏概率，建议≥4°。另外HPS 系统阻尼较小，后倾角太大时，高速回正工况回正速度将过快，超调大且收敛慢，建议≤6°。EPS 有主动回正功能，且转向系统阻尼和逆向摩擦力较大，故后倾角范围相对可以略大一些，为了减少跑偏、减少对其它系统设计和制造精度要求还是建议≥4°。主销后倾角过大也会带来侧向风敏感和转向系统冲击载荷大等问题，建议主销后倾角≤8°。

对麦弗逊悬架来说，主销上点、减振器和下控制臂布置一起决定了纵倾中心，后倾角还需要联合制动点头、纵向冲击等多维度综合考虑设定。

综上主销后倾角，HPS 建议4～6°，EPS 建议4～8°，运动风格取上限。

5 主销内倾角设计

主销内倾角β 等相关术语如图4 所示：

图4

在最初没有转向助力时，主销内倾有利于减小主销接地点到轮胎接地印记中心距离，降低转向手力。主销内倾角有利于低速回正；同主销后倾角一样，会影响转向负载。

主销布置时需要同时兼顾接地点的主销偏置距和轮心处的主销偏置距。考虑在左右附着系数不一样的路面制动时的稳定性，接地点处主销偏置距通常设置为负值，以弥补制动跑偏趋势，麦弗逊悬架其值常见范围为-20～-5mm。但负方向也不宜过大，否则弯道制动时，前轮正前束大，车辆容易卷入而失稳。轮心处主销偏置距主要影响前驱车扭矩转向以及车轮均匀性、制动盘DTV 大导致的方向盘摆振问题，麦弗逊悬架其值通常要求≤70mm。

麦弗逊悬架设计时考虑轮距带宽、轮胎轮辋带宽、防滑链等平台化需求，希望主销内倾角大一点走上极限，但是太大会导致弹簧、减振器等杠杆比降低，且要占用较多前仓Y 向内部空间。

主销内倾角越大，在转弯时导致外侧车轮正外倾变化越大，不利于提升前轮抓地。图5 是主销后倾角为0°时，不同主销内倾角设置时外倾角随车轮转角的变化。

图5

对麦弗逊悬架而言，主销上点、减振器和下摆臂的布置影响侧倾中心高度，前悬架侧倾中心高度一般≤120mm。侧倾中心高度对侧倾控制、轮距变化等等影响巨大。

在轮胎一定、地面处及轮心处主销偏置距处于合理范围内情况下，基本确定主销内倾角大致范围，根据轮辋半径、制动盘Y向位置、摆臂与半轴间隙、上跳及转向行程等，可以进一步锁定控制臂外点（主销轴线的下点）位置范围；再根据弹簧、减振器行程以及侧倾中心高度、虚拟摆臂长度等指标基本可以把内倾角锁定在一个较小的范围。最后根据布置和性能取舍最终选择要想的角度。

综上麦弗逊悬架主销内倾角常见范围是11～14°，而双叉臂悬架尤其是高位双叉臂设计自由大，可以把主销内倾角做小。