铰接式BRT客车车身参数的优化设计

陈 东，刘 畅，邹国峰，ANOUSITH CHANTHAVONG

（华南理工大学 机械与汽车工程学院，广东 广州 510641）

1 引言

铰接式公交车[1]是一种大容量公交车，它有两节或两节以上车厢，车厢之间用活动的铰接盘[2]相连接。随着经济社会的发展，普通容量的公交车难以满足人们的出行需求[3]，特别是在北京、上海、深圳、广州等一线城市急需大容量的铰接式公交车客车来舒缓交通压力。由于BRT（快速公交系统）有专用车道[4]，这为铰接式客车的运行提供了便利。铰接式BRT客车发动机布置方式[5]有两种，一种为发动机前置，前车第二桥（中桥）为驱动桥，一种为发动机后置，后桥为驱动桥。发动机后置时，由于后桥为驱动桥，整个车辆要由后面的副车通过铰接装置推动前车行驶。后置发动机非常重要的优点主要体现在，一方面可使车内空间增大，另一方面乘客区地板高度也容易降低，满足乘客安全、方便、快捷地上下车。

对于发动机后置的铰接式BRT客车，由于主车的行驶动力来源于副车通过铰接盘提供的推力[6]，因此，在铰接客车转向时，主副车夹角的大小，对主车的动力的大小有很大影响，主副车夹角越大，副车推力的有效分量越小，在极限情况下，即副车推力方向与主车行驶方向的夹角为π/2时，主车将完全失去动力，且由于副车推力全部转化为主车所受的侧向力，主车将有侧翻的风险，严重影响铰接式BRT客车的通过性与行驶安全。

目前国内外关于铰接式BRT客车车身参数优化的相关研究还不多，文献[7]分析了铰接式客车和非铰接式客车转弯时的差异并对铰接客车最小转弯半径及通道宽度进行了推导计算。文献[8]分析了双铰接式客车的转弯特点及运动规律并推导了双铰接式客车在城市道路上的通过性参数计算公式。

主要分析了铰接式BRT客车在转弯过程中的运动规律，并以稳定转向阶段作为计算模型的条件，具体分析了铰接式BRT客车在转弯过程中可能出现的“动力锁死”的情况，并对某18m铰接式BRT客车稳定转弯时的主副车夹角进行了优化设计。

2 铰接式BRT客车转弯特性分析

与单体客车不同，铰接式BRT客车车身总长度更长，且由于铰接盘转角的存在，铰接式客车转弯半径比单体客车更大，铰接式BRT客车转弯所需经历的3个过程，如图1所示。

（1）铰接式客车转弯时，方向盘输入一个转角，通过转向系使前轮产生相应转角，客车开始由直线行驶状态过渡到转向状态，如图1（a）所示。O是主车的瞬时转向中心，此时主车和副车仍然处于直线行驶状态。

（2）随着转向过程的继续，副车开始进入转向状态。由于此时主副车还存在相对转动，副车的瞬时转向中心O1和主车瞬时转向中心O并没有重合，铰接式客车处于转向的过渡阶段，如图1（b）所示。

（3）随着转向过程的继续，转向过程逐渐进入稳定状态，如图1（c）所示。转向中心O和O1重合，主车和副车不再相对转动。

图1 铰接式BRT客车转向过程Fig.1 The Process of Turning of Articulated Bus

在铰接式BRT客车转弯初期，主车和副车之间的夹角较小，随着转向过程的继续，前轮转角逐渐增大，转弯运动向后传递，转弯半径逐渐减小，主副车夹角增大，转弯通道外圆和内圆都在减小，但它们的差值，即通道宽度在不断增加，直到转向状态稳定。

3 优化设计及分析

3.1 设计变量及优化设计目标函数的确定

对于发动机后置铰接式BRT客车，主车的行驶动力由副车通过铰接盘传递提供，如图2所示。当副车推力F与前内轮速度v的夹角的最大值∠ABC等于π/2时，副车推力F将无法提供与内前轮速度方向一致的有效推力分量，从而使前车厢出现“动力锁死”的不稳定行驶工况。

图2 铰接式BRT客车力学分析简图Fig.2 Schematic Diagram of Mechanical Analysis of Articulated BRT Bus

在四边形ABJO中，∠BAO=∠OJB=π/2，如图2所示。

铰接车辆进入稳定转向状态时，前内轮转角达到最大值，前内轮速度v与副车推力F的夹角达到最大值∠ABC。由图2可知：

图3 铰接式BRT客车转弯分析简图Fig.3 Schematic Diagram of Turning Analysis of Articulated BRT Bus

由图2可知当∠ABC较小时，推力F的有效分量较大，主车所获得的动力更充足。在实际生产制造中前轮最大转角γ一般为定值，这里取γ为40°。由式（3）可知∠ABC的大小只受到主副车夹角β的影响，因此选择以主副车夹角β为优化目标函数，从而使∠ABC达到最佳（角度最小）。

由图3可知：

式中：x1—主车轴距；x2—中桥到铰接中心P的距离；x3—铰接中

心到后桥的距离；γ—前内轮最大转角；a—主销中心距。

从式（5）可以看出，主副车夹角 β 的大小取决于 x1、x2、x3的大小，所以选取优化设计变量为主车轴距x1、中桥到铰接中心P的距离x2、铰接中心到后桥的距离x3。

3.2 约束条件的确定

（1）H为车身最前端至前轴的距离，如图4所示。为方便乘客上车及符合车辆转向时司机的一般性经验，H的值按常用值选取，本次设计取H的值为2.1m。主车轴距x1对车辆整备质量、汽车总长、最小转弯直径、传动轴长度均有影响，因此主车轴距不能过小。本次设计的铰接式客车全长18m，主车轴距不应小于5.5m，即：

x1≥5.5（6）

图4 铰接式客车车身结构Fig.4 Body Structure of Articulated Bus

（2）为满足主车后悬的长度要求和铰接盘的尺寸要求，如图4所示。中桥到铰接点P的距离x2不应小于1.5m，设计的铰接式BRT客车的发动机为后置式，主车后悬也不应过大。则x2的取值范围如下

（3）铰接式客车的后门一般在后桥之前，如图4所示。且考虑到副车后悬尺寸的限制，后桥到铰接中心P的距离x3应大于铰接中心P到副车最后端距离的一半，故取：

式中：H—主车前悬长度。

（4）根据GB 1589—2004《道路车辆外廓尺寸、轴荷、及质量限值》[9]的要求，汽车或汽车列车由直线行驶过渡到转向行驶过程中，以车身最外点确定的最小转弯半径R不能超过12.5m，否则会影响转向效率，且车辆转弯通道宽度不超过7.2m。为铰接客车的转弯通道圆示意图，如图5所示。由图中的几何关系可知，R和r可由下述公式[10]求得，如图3所示。

通道宽度为：B=R-r

铰接式BRT客车的最小转弯半径和通道宽度B越小，车辆转弯所需要的空间越小，通过性越好。将通道宽度取值6.4m，R小于12.5m，得到式（10）、式（11）两个约束条件：

式中：b—车辆总宽。

图5 铰接客车通道圆示意图Fig.5 Schematic Diagram of Channel Circular of Articulated Bus

4 优化设计程序实现

4.1 优化设计结果

某发动机后置铰接式BRT客车的基本车辆参数，如表1所示。由前述分析可得，建立基于式（5）主副车夹角β的目标函数下的铰接式BRT客车车身参数优化数学模型，结合式（6）～式（10），五个约束条件（其中式（10）是等式约束），编制基于MATLAB优化工具箱中fmincon函数的优化设计程序，采用内点罚函数法进行铰接式BRT客车的车身参数优化设计。

表1 某铰接式BRT客车基本参数Tab.1 Basic Parameters of an Articulated BRT Bus

目标函数迭代变化，如表2所示。每次迭代计算时设计变量x1、x2、x3的值与主副车夹角β的值的变化情况。

表2 目标函数迭代变化Tab.2 Iteration Change of Objective Function

目标函数β的值的迭代情况，如图6所示。从图6和表2可以看出，主副车夹角β的大小随迭代次数的变化明显降低，最终收敛到β=0.713。将表2数据圆整后，各设计变量的值，如表3所示。

图6 目标函数值的变化Fig.6 Variation of Objective Function Value

表3 优化前后各变量及目标函数值Tab.3 Variables Value and Objective Function Value Before and After Optimization

从表3中可以看到，优化后β值从0.783rad减小为0.715rad，减小了约9.8%。副车推力F与前内轮速度v的方向的最大夹角∠ABC从1.481rad减小到1.413rad，从而使铰接式BRT客车在稳定转弯阶段，主车所获有效推力增大，侧向力减小，有效驱动力增加，降低了主车发生侧滑或侧翻的风险。

4.2 讨论和分析

主副车夹角β与设计变量x1、x2、x3之间的关系曲线，如图7所示。从图 7 中可以看出直线 β=0.715 与曲线 β-x1、β-x2、β-x3的交点分别为T、Q、S三点，T、Q、S三点对应的横坐标即设计变量x1、x2、x3优化后的值。

图7 β 与 x1、x2、x3关系曲线Fig.7 β and x1、x2、x3 Curves

从图7中还可以得到：

（1）主车轴距x1的大小变化将会直接引起主副车夹角β的大小变化。从图7可以看出，β的值随x1的增大而减小。由主车转弯半径R的表达式可知，x1的变化也直接引起主车最小转弯半径的变化，轴距x1越大，主车最小转弯半径越大，铰接式BRT客车需要的转弯空间越大，其在城市道路转弯时的通过性将会降低。在保证铰接式BRT客车最小转弯半径和通道宽度满足设计要求时，可以适当增加主车轴距的大小。本次设计前后，主车的最小转弯半径分别为12.1m和12.48m，通道宽度分别为6.6m和6.4m，满足GB1589-2004里关于铰接车辆最小转弯半径和通道宽度的要求，且轴距x1由5.85m增加至6.1m，符合预期设计。

（2）中桥至铰接中心的距离x2越大，主副车夹角β的值越大，在满足设计要求的情况下，可以适当减小x2的值。由于铰接盘尺寸对x2的影响较大，故可以在满足强度等性能要求的条件下，选用尺寸尽量小的铰接盘。优化后x2的值为1.8m，符合预期设计。

（3）铰接中心至后桥的距离x3越大，β越大，优化后x3从4.35m减少到4m，对β的减小有利，符合设计预期。

5 结论

（1）通过对发动机后置铰接式BRT客车转弯特点的分析，建立了基于主副车夹角β最优的目标函数，从铰接式BRT客车几何尺寸限制及转弯半径和通道的限制的分析中，建立了五个相关的约束方程，优化了车辆的车身结构参数。

（2）在满足GB 1589-2004关于最小转弯半径和通道宽度限制的基础上，优化结果的分析表明，车的最小转弯半径在12.48m的情况下，通道宽度为6.4m，主副车夹角降低了9.8%，从而使主车所获得的推力的方向与前内轮速度的方向的夹角减小，铰接式BRT客车转弯时的有效动力可以达到最佳。

（3）在后续研究中，应当考虑使铰接式BRT客车发生侧翻的侧向力的大小，以进行更加精确的分析。

（4）这里优化设计方法对于分析和优化铰接车辆的结构参数有一定的指导意义。