适合轮毂电机驱动的新型悬架系统设计

第一作者陈龙男，工学硕士，助理工程师，1987年6月生

适合轮毂电机驱动的新型悬架系统设计

陈龙1,2，董红亮1,2，李利明1,2

(1.中国汽车工程研究院股份有限公司，重庆400039； 2. 汽车噪声振动和安全技术国家重点实验室，重庆400039)

摘要：针对轮毂电机占用轮内空间，导致前悬架无法布置的问题，以麦弗逊式悬架为基础，将原来的单个下控制臂改为两个独立的控制臂，得到了适合轮毂电机驱动的新的悬架构型。建立了新型悬架系统前轮定位参数的理论计算模型和多体动力学模型，并进行了分析验证。通过新型悬架系统硬点位置优化设计，得到合适的前轮定位参数。该悬架构型为轮毂电机提供了足够的轮内空间，设计灵活，并且能最大限度的沿用麦弗逊式悬架的部件，解决了传统悬架不适合轮毂驱动的难题。

关键词：悬架构型；轮毂电机；悬架定位参数

基金项目：国家863课题(2012AA111803)

收稿日期：2013-11-08修改稿收到日期：2014-05-09

中图分类号:U463.21文献标志码：A

A new type suspension design suitable for an in-wheel motor driving system

CHENLong1,2,DONGHong-liang1,2,LILi-ming1,2(1.China Automotive Engineering Research Institute Co., LTD., Chongqing 400039, China;2. State Key Laboratory of Vehicle NVH and Safety Control, Chongqing 400039, China)

Abstract:Due to the bigger in-wheel space occupied by an in-wheel motor, the traditional front suspension cannot be installed. Therefore, a new suspension system for in-wheel motor driving was developed by changing McPherson suspension’s single lower control arm to two separate control arms. The theoretical calculation model and the multi-body dynamic model for the new suspension system’s front wheel positioning parameters were built and analyzed, respectively. Through the optimization of the hard point locations of the new suspension system, its suitable front wheel positioning parameters were obtained. The new suspension provided an enough in-wheel space for installation of an in-wheel motor. Meanwhile, most of the original components could be used continuously.

Key words:suspension type; in-wheel motor driving; suspension positioning parameters

新能源电动汽车作为汽车行业未来发展的主要方向之一，受到各个国家的高度重视。电动车核心驱动技术中最具发展潜力的就是轮毂电机驱动技术，其将动力、传动和制动功能巧妙的整合到汽车轮毂内，不仅大大简化了机械传动部分，而且容易实现ABS(Anti-lock Braking System)、4WD(Four Wheel Drive)、ESP(Electronic Stability Program)等功能的集成，最大限度地提高整车综合性能。因此，部分学者对其展开了相关科学研究，如罗鑫源等[1]基于AHP理论进行了汽车主动悬架LQG控制器设计，余卓平等[2]对轮毂电机驱动形式的电动汽车进行了的扭矩分配控制研究，以及赵艳娥等[3]讨论分析了轮毂电机驱动形式下的电子差速系统设计。目前，轮毂电机驱动形式的电动车在国内外得到了一定的应用，并且具有很好的发展前景[4]。

由于轮毂电机占用了轮内空间，导致传统汽车前悬架转向节、制动盘等无法布置，减振器、弹簧与电机干涉；如果简单将前悬架向车辆内侧平移，则主销位置变化太大，前轮定位参数不合适。针对上述问题，需要对传统汽车前悬架系统进行改进优化设计，开发适合轮毂电机驱动的新的悬架构型。

目前，通常采用基于多刚体动力学的数值仿真方法或空间几何运动学理论方法进行汽车悬架设计，如蒋国平等[5]利用ADAMS软件分析某车型整车的动力学性能，陆健辉等[6]基于UG/Motion对电动车麦弗逊前悬架进行改进优化设计与参数优化；高立新等[7]基于空间解析几何法对汽车麦弗逊式悬架运动机理进行分析，李红梅等[8]则讨论了空间机构运动学分析的自然坐标法在悬架结构设计和运动分析的应用，以及蔡伟等[9]将螺旋理论应用于多连杆独立悬架的空间运动分析。

综上所述，本文以麦弗逊式悬架为基础，进行了适合轮毂电机驱动的新的悬架构型设计，建立了新型悬架定位参数的理论模型和多体动力学模型，并进行了悬架定位参数的优化分析。

1前悬架结构设计

1.1　传统汽车前悬架不适合轮毂电机驱动

以一款A0级轿车为基础样车，进行四轮轮毂电机驱动的电动汽车开发。该车型前悬架为麦弗逊式悬架，将轮毂电机直接安装在原有麦弗逊式悬架系统中会出现严重干涉(图1)：下控制臂和转向节铰链与电机定子干涉，转向拉杆与电机定子干涉，减振器与制动盘干涉。因此，必须对基础样车的前悬架结构系统和转向节进行重新构型设计，以满足轮毂电机装配空间的需求。

图1　轮毂电机与原有麦弗逊式悬架系统干涉示意图 Fig.1 Schematic of the interference between in-wheel drive and the original McPherson suspension system

除了麦弗逊式悬架，传统汽车前悬架还采用双A臂式和多连杆式等几种类型。采用这几种悬架时，大多将制动盘、转向节布置在车轮内部，同样导致没有足够的空间用于安装轮毂电机。因此，这几种前悬架也不能直接用于轮毂电机驱动，都需要进行前悬架的全新设计。

1.2　基于样车麦弗逊式悬架结构的改进优化设计

1.2.1新型悬架结构形式设计

由于目前开发的纯电动汽车前悬架大多采用麦弗逊式悬架，并且该悬架结构简单、可用空间大，因此，以麦弗逊式悬架为基础改型设计，实现与轮毂电机驱动相匹配的悬架系统结构。

由于基础样车麦弗逊式悬架结构与轮毂电机存在严重的干涉，如果为了给轮毂电机腾出足够的空间而将整个悬架系统向车身左右对称面进行平移，那么过大的平移距离需求会带来诸如减震器与前舱纵梁干涉、主销轴线内移使转弯半径增加、悬架定位参数改变过大、以及无法满足基础样车同等转向角等附加问题。因此，简单的平移基础样车悬架结构来满足轮毂电机的安装是不合理的。

因此，对基础样车传统的麦弗逊式悬架系统结构进行改进优化设计，将麦弗逊悬架单个下控制臂改为两个独立的控制臂，有效地提高了前轮的操控性，同时又继承了麦弗逊式悬架结构简单便于布置的优点。该新型悬架系统结构特点是两个独立连杆式控制臂分别与转向节铰接，两个控制臂延长线的交点为一个虚拟的铰接点(图2)，而该铰接点与减震器上安装点的连线即为虚拟主销轴线(图2)；通过对虚拟铰接点位置的合理设计，能够提供更大的轮内空间。

图2　虚拟铰接点和虚拟主销轴线 Fig.2 Virtual articulated point and virtual axis of the king pin

综上所述，为避免安装轮毂电机驱动装置带来的干涉影响，并尽可能保持确保基础样车整车性能，最后选择将基础样车麦弗逊式前悬架(图3)改进为如图4所示面向轮毂电机驱动的新型悬架系统。同时，为了便于同改进后的悬架结构安装匹配，对转向节结构进行了重新设计使其凸面由朝向车轮变更为朝向副车架，从而避开转向过程中控制臂与转向节之间的干涉。

图3 基础样车麦弗逊式前悬架Fig.3TheMcPhersonsuspensionofthesamplevehicle图4 面向轮毂电机驱动的新型悬架Fig.4Thenewtypeoffrontsuspensionforin-wheelmotordriving

1.2.2新型悬架结构硬点坐标优化

车轮定位参数由操纵稳定性、转向轻便性和轮胎磨损等因素确定，因此经过分析，选择控制臂外侧硬点A和D、减震器下安装硬点E的空间坐标值作为优化变量。然后，根据新型悬架系统机构设计要求及轮毂电机安装的空间需求，确定设计优化的约束条件。最后，选择悬架运动学研究目标——车轮定位参数随车轮跳动量的变化最小化作为设计优化的目标函数，其中定义各个车轮定位参数占有相同的比重。借助多体动力学软件自带的多目标优化计算分析功能，对新型悬架结构系统硬点空间位置进行了优化，优化后的面向轮毂电机驱动形式的悬架结构系统硬点空间位置的变更如表1所示。表中坐标值顺序符合右手坐标系法则，以车轮前轴中心为坐标原点，X轴由车尾指向车头。

表1　悬架硬点空间位置(X,Y,Z)坐标值

2前悬架性能参数分析

2.1　前悬架系统模型建立

2.1.1基于空间向量分析理论的悬架定位参数计算

图5　新型悬架机构简图 Fig.5 Schematic of the new suspensionmechanism

改进新型悬架系统两个控制臂的虚拟铰点位置随悬架运动而发生变化，故无法直接得到主销轴线。在通用多刚体动力学分析软件中给出的计算悬架系统主销轴线的几何法和柔度矩阵法，能够很好的分析悬架性能，但是计算过程复杂不便于理解。为了更好的分析新型悬架系统运动机理，本文借助空间向量分析手段，提出了瞬时主销轴线的计算新方法，并建立了该新型悬架性能理论分析过程。

在图5中给出改进新型悬架系统结构的机构几何简图，其坐标系为整车坐标系，F-车轮轮心，G-轮胎接地点，EF-转向节轴线，EO2-弹簧减震器轴线，EA-下前控制臂，ED-下后控制臂，BC-副车架，O2-减震器弹簧上安装点，O1O2-虚拟主销轴线。因此，车轮定位参数可以按如下列式进行计算

主销后倾角τ：

(1)

主销内倾角σ：

(2)

由图5可知，由虚拟铰点O1和减震器上安装点O2组成的虚拟主销，即空间平面CDO2和平面ABO2的交线。因此，根据几何学理论可知，平面CDO2和平面ABO2的法线向量为

(3)

进而可以得到平面CDO2和平面ABO2的交线向量为

(4)

最后结合式(2)和式(3)得到初始悬架位置所对应的主销后倾角τ和主销内倾角σ。

已知，转动轴BC在整体坐标系XOY平面投影角为θ，在XOZ平面投影角为φ。当控制臂AB和CD绕转动轴BC分别转动Δα和Δβ角。根据刚体绕空间轴转动理论，得到

(5)

其中，[QL2]和[QL1]为坐标转换矩阵，是关于投影角θ、φ以及转角Δα和Δβ的三角函数关系。

f(β)=

(6)

由于刚性机构GFEDA内各杆件和硬点间的相对位置关系是固定的，且∠O2ED、∠O2EA和∠O2EF是固定不变的，则

(7)

求解上式方程组(1-7)，即可得到硬点E’的坐标。同理，

(8)

求解上式方程组(8)，即可得到车轮轮心硬点F’的坐标。因此，轮胎跳动量为

(9)

综合式(1)～式(9)即可建立起悬架定位参数随轮胎跳动的变换关系ΔzF~Δα~Δτ和ΔzF~Δα~Δσ。

2.1.2多体动力学模型

图6　汽车前悬架运动分析模型 Fig.6 Vehicle front suspension kinematic analysis model

前面，通过空间向量和坐标转换建立了新型悬架定位参数变化与轮胎跳动距离之间的关系，但其理论计算过程涉及到数值迭代算法，需要通过编程算法实现。因此，借助多刚体动力学软件，采用2.1.1所述的瞬时主销轴线求解方法可以非常方便的得到悬架定位参数与轮胎跳动之间的关系曲线。根据表1选定改进优化方案中悬架控制硬点坐标的空间位置，采用相同的坐标系定义，在多刚体动力学分析软件中建立了该款电动汽车前悬架系统运动分析模型(图6)，为进行部件间干涉校核和减少计算分析量，只对左前悬架及其对应的轮辋、副车架和车身等导入了真实零部件几何。其中，在轮胎与代表地面的平板部件间采用了接触设置，且只允许轮胎在平板部件面内运动；控制臂等连接件之间的连接形式采用球铰副代替；控制臂与副车架之间的连接采用胡克铰代替；采用滑动约束副约束转向拉杆的运动来模拟汽车转向；同样用滑动约束副约束平板部件的运动来模拟汽车轮胎的跳动。

2.1.3主销定位角分析结果对比

在图7中给出了基于空间向量法的主销内倾角和主销后倾角的理论计算和传统柔度矩阵法计算的结果对比，两种方法得到的主销内倾角的变化曲线几乎重合，而主销后倾角的变化曲线基本一致。可见，在一定的误差范围内，两种悬架分析方法计算结果一致，表明本文基于空间向量法的主销定位角计算是可行的。

图7　悬架定位参数计算对比 Fig.7 Comparison of calculating suspension parameters

2.2　前悬架改进优化前后的仿真分析

2.2.1干涉情况分析

基于多刚体动力学软件，对悬架改进优化后的模型进行了原地转向、上跳80 mm后原地转向与下跳50 mm后原地转向时部件之间的干涉校核。如图8所示，悬架改进优化后的模型在不同车轮跳动位置处的原地转向均没有发生悬架结构和轮毂电机等部件间的干涉。

在表2中给出了悬架改进优化前后车轮最大转向角的对比，尽管车轮最大转角受到一定限制，但是悬架改进优化模型在不同位置的内轮最大转角均大于外轮最大转角，且在上跳过程中的最大Ackerman误差角明显变小。

表2　车轮转向角对比

图8　部件干涉校核分析 Fig.8 Parts interferencecheck analysis

2.2.2悬架性能定位参数分析

合理的悬架定位参数是保证汽车悬架具有良好运动学特性的重要因素，关系到汽车操稳性、舒适性、转向轻便性和轮胎的使用寿命[8]。悬架定位参数主要包括：主销内倾角、主销后倾角、车轮外倾角、主销偏移距和前束角。

基于多刚体动力学分析软件建模环境，采用本文提出的空间向量法计算瞬时主销轴线方法，在图9中给出了车轮上下跳动50 mm过程中该款样车改进优化前后的悬架性能定位参数变化曲线对比分析，图中红色数据线代表了基础样车悬架定位参数变化，蓝色数据线代表了悬架改进优化后的悬架定位参数变化情况。该款汽车悬架改进优化前后，悬架性能定位参数对比分析如下：

(1)主销内倾角

主销内倾角是主销在汽车横向平面内向内倾斜的角度，具有使车轮自动回正的作用，减少转向阻力和转向冲击，使转向操纵轻便。但是，在车轮跳动过程中，如果主销内倾角变化太大，会导致转向沉重，加速轮胎磨损。工程设计的时候，通常将其限定在(7°~ 13°)的范围。由图9(a)可知，悬架系统改进优化后，静平衡位置的主销内倾角由13°降低至11°，且随车轮跳动的变化范围为(9.5°~12°)，相对静平衡位置的变化量为1°左右，符合变化量小的设计原则。

(2)主销后倾角

主销后倾角，即主销轴线和地面垂直线在汽车纵向平面内的夹角，能产生回正的稳定力矩，和抑制制动时点头的作用。但是，过大的主销后倾角同样会导致转向沉重。由图9(b)可知，悬架系统改进优化后，静平衡位置的主销后倾角由5.9°增至6.025°左右，且随车轮跳动的变化范围为(5.8°~ 6.8°)，相对静平衡位置的变化量为(0.225°~0.775°)，符合变化量小的设计原则。

(3)车轮外倾角

车轮外倾角是指车轮中心平面和道路平面垂直线之间的夹角。合理的车轮外倾角设计，可以使轮胎在负载时尽可能垂直路面滚动，保持轮胎磨损均匀和减小滚动阻力，同时有利于轮毂外轴承负荷的减轻。工程设计时，为消除独立悬架导致车轮随车身倾斜而倾斜降低抗侧偏性能，因此常设计成车轮上跳时外倾角朝负值变化，而下跳时朝正的方向变化。同时，为了防止车轮出现太大的不足转向或过度转向趋势，一般希望在车轮上下跳动50 mm的范围内，外倾角变化量不超过1°。由图9(c)可知，悬架系统改进优化后，静平衡位置处的车轮外倾角为0°，且随车轮上跳而不断减小，随其下跳而不断增加，变化范围为(0.3°~1.2° )，稍偏大。

(4)主销偏移距

主销偏距是指主销轴线与地面交点到轮胎接地中心的距离，通常与主销内倾角密切相关。车轮转向阻力矩与主销偏距大小成正比，故将其设计得小一点，以减少转向操纵力和地面对转向系统带来的冲击力。通常主销偏距的范围不超过(-10 mm~30 mm)。由图9-d可知，悬架系统改进优化后，负的主销偏距变成了正值，且在上下跳动过程中变化范围为(10 mm~16 mm)，小于原来的变化范围(-27 mm~-14 mm)。因此，改进优化后的悬架系统不会对汽车制动稳定性带来太大的影响。

(5)前束角

由于车轮外倾角的设计，车轮行进过程中会出现边滚边滑的现象，从而加剧轮胎磨损。车轮前束角设计就是为了消除车轮外倾角带来的不利，确保车轮在每一瞬时的滚动方向接近正前方。同样，过大的前束角，会影响车辆的直线行驶稳定性，并增大轮胎和地面间的滚动阻力，反而加剧轮胎磨损。因此，前束角的设计原则要求在车轮跳动过程中的变化范围越小越好。由图9(e)可见，悬架系统改进优化后，前束角的变化范围明显减小。在静平衡位置处的前束角为0°，随车轮跳动的变化范围为(0°~0.24°)，在理想值0.5°以内。

图9　改进优化前后悬架性能定位参数曲线对比 Fig.9 Comparison of front suspension parameters’ curves before and after optimization

图10　悬架侧倾运动对比分析 Fig.10 Comparison of suspension rolling

综上分析，改进优化后的面向轮毂电机驱动形式的新型悬架结构系统，除前束角以外，汽车悬架性能参数变化趋势与基础样车基本一致：改进优化后面向轮毂电机驱动形式悬架系统的主销内/外倾角、前束角随车轮跳动的变化范围减小，更趋于理想设计；车轮外倾角的变化量最大值为1.2°，稍许偏大；主销偏移距为正值，但变化范围有所降低。因此，综合考虑轮毂电机的性能，采用改进优化后的面向轮毂电机驱动形式悬架系统，对汽车转向灵敏度、直线行驶稳定性和轮胎使用寿命等性能影响较小，且实现了轮毂电机的顺利安装。

2.2.3悬架侧倾运动分析

悬架改型后，硬点位置发生变化，必将改变侧倾中心位置。为了进一步讨论分析新型悬架将对整车车辆侧倾和转向性能的影响，下面利用多刚体动力学软件对悬架进行了异向跳动分析，分析结果曲线如图10所示。

由图10所示，侧倾运动过程中，悬架改进后的前悬架侧倾性能变化曲线基本一致，整体有所提高。同时在表3中给出了悬架改进前后，其初始平衡位置处的悬架侧倾外倾系数、侧倾后倾系数、侧倾转向系数和侧倾角刚度值对比。

表3　悬架侧倾性能参数对比

由表3可见，侧倾外倾系数由原来的0.809 8提高至0.819 9，由侧倾导致车轮外倾角提高从而增加了轮胎的侧向附着力，符合不足转向设计对前倾外倾系数在0.61~0.88之间的设计要求；侧倾后倾系数由原来的0.0443提高至0.106，即侧倾导致车轮后倾角增加，从而提高了整车行驶的稳定性；侧倾转向系数代表了侧倾导致车轮前束角和外倾角发生变化，从而产生转向效果，改进前后其由-0.425 7提高至-0.068 9，车厢侧倾时前悬架外侧车轮正前束角变化降低，属于趋于减少过度转向趋势；新型前悬架的侧倾角刚度提高至905 Nm/deg，符合前侧倾角刚度300~1 200 Nm/deg的一般设计要求，提高了悬架提供给车厢的弹性回复力偶矩。

综上所述，相对原有麦弗逊式悬架而言，新型悬架提高了整车的抗侧倾能力，增大了整车的不足转向趋势，降低了加速转向甩尾风险。

3结论

针对传统汽车前悬架不适合轮毂电机驱动的问题，在麦弗逊式传统悬架的基础上设计出一种适合轮毂电机驱动的新型悬架系统。对改进优化后的悬架系统硬点进行了优化设计，改进优化后的悬架定位参数在原车基础上得到了进一步的提升，同时提高了整车的抗侧倾能力。因此，本文对采用轮毂电机驱动的电动汽车悬架设计具有较高的参考价值。

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