轮毂电动汽车XBW中心转向独立悬架模块化设计与分析.docx

第*卷第*期20*年*月机械工程学报JOURNALOFMECHANICALENGINEERINGVol.*No.*20*DOI：10.3901/JME.20*.*.*轮毂电动汽车XBW中心转向独立悬架模块化设计与分析国家自然科学基金资助项目(61403259,51577120)池成徐颖徐刚陈碧云魏波(深圳大学机电与控制工程学院深圳518060)摘要：针对传统转向系、悬挂系与电动轮的适配问题，提出一种全新的XBW(X-By-Wire)转向悬架系统设计方案，以满足了四轮独立大幅度转向功能要求。设计令车轮转向中心轴与虚拟主销重合，实现了中心转向悬架在电动轮上的应用；采用模块化设计，减少了各大系统及车架间的耦合关系，实现了前后转向悬架系统通用化，精简了整车零部件。进一步，对中心转向悬架的自回正力矩进行了理论分析和参数设计：联合ADAMSZSimuIinkCarSir进行了多体动力学仿真建模，从时域和频域角度对悬架性能进行了评估，对比仿真试验研究表明方案具有较高的可行性。最后，进行了中心转向独立悬架系统样机研制，研究为电动车底盘设计提供了新的思路。关键词，中心转向独立悬架：全线控：电动轮；操作稳定性仿真中图分类号：U46ModulardesignandanalysisoftheXBWCenterpointsteeringindependentsuspensionforin-wheelelectricvehicleCHIChengXUYingXUGangCHENBiyunWEIBo(Schoolofmechanicalandelectricalengineering,ShenzhenUniversity,518060)Abstract:Theuniquedistributeddrivingmodeofwheelelectricvehicle,whichbringsmoreflexibilityandcreativityIbrthechassisdesign.Inthispaper,anewdesignschemeof4WISCenterpoin(steeringindependentsuspensionandelectricwheelsystemisproposed,whichcansolvetheadaptationproblemofthetraditionalsteeringsystem,suspensionsystemand(heelectricwheel,tomeettherequirementoffour-wheelindependentlargescalesteeringfunction.Thedesignkeepswheelsteeringcenteraxiscoincidewiththevirtualkingpin,realizingtheapplicationofthecenterpointsteeringindependentsuspensionintheelectricwheel.Inaddition,Modulardesignisadoptedtoreducethecouplingbetweenthesystemandtheframe,torealizethegeneralizationofthefrontandrearsteeringsuspensionsystemofelectricwheel,andtosimplifythenumberofkeycomponents.Further,thetheoreticalanalysisandthesimulationofmulti-bodydynamicsmodelwereusedtoverifythefeasibilityofthedesign.ThefinalresultsoftheresearchweresuccessfullyappliedtothetestplatformofthewholewheeledelectricvehicleofShenzhenUniversity,whichprovidinganewwayforthechassisdesignofelectricvehicle.Keywords:Centerpointsteeringindependentsuspension;X-by-wiretechnology;Electric-wheel;Operationstabilitysimulation0前言迫于环境和资源的压力及车辆电气化的飞速发展，电动汽车成为汽车发展的必然方向，其中四轮独立驱动线控轮毂电动车是目前车辆领域的研究热点IL四轮独立驱动、独立制动、独立转向的全线控技术是当代汽车机电一体化技术的代表，通过转向、制动、驱动三者的协调及独立控制，全线控技术赋予了车辆更多的可控自由度，易于统一当前主动安全系统的分散式结构，实现DYC、ABS.TCS.ESP、EBD等底盘稳定性系统集成；同时底盘结构更简洁、传动链更短，能大幅度的提升整车操控稳定性、安全性、舒适性、经济性。为实现斜行、蟹行、原地转向等超机动性能，各车轮要能独立大幅转向。传统梯形转向机构显然与实现上述功能相冲突，而独立转向单元并搭配传统悬挂的转向系统，虽可实现4WIS,但转向幅度较小，且转向节臂会使两侧轮胎接地印迹中心距离无法维持恒定，引发的补偿运算会给转向控制算法带来较大困难。同时，轮毂电机径轴向尺寸对转向系、悬架的安装构成了制约，各布置参数相互冲突，会严重恶化整车操纵稳定性和行驶平顺性，甚至引起底盘结构的运动学干涉。国外对电动轮专用转向悬架系统进行研究典型的有MichelinActivewhell,31,其采用液压主动悬置，将转向器、悬架和制动器等集成在轮辆内，利用主销内置实现中心转向，其对器件尺寸、封装、散热、防污等要求较高。类似地，汽车电子供应商SiemensVDO提出了线控刹车BBW解决方案。相比之下，澳大利亚Eze.Corp公司则采用类似美国航天局NASA星球探测车方案，推出了SmartWheel概念底盘网，但悬架承载较弱。VOLVO公司提出了AutonomousCOrnerMOdUle车轮总成构想，通过双转向执行机构、主动悬架、减震器实现了车轮集成，遗憾的是系统过于臃肿。在国内，陈辛波等提出了双横臂悬架一扭杆弹簧一电动轮模块化设计概念。针对轮毂电机导致的主销偏离，史天泽设计了主销参数由虚拟较接点控制的新型双节臂前悬架系统。为实现任意旋转平移，卓桂荣等设计了主销偏置式双横臂悬架导向机构和锥齿轮线控转向机构，结构较为复杂。此外，夏存良网等、梁锐同等、宁国宝闻等、罗玉涛等，对电动轮引发的垂向振动负效应提出了改进方案和措施。目前针对电动轮汽车转向悬架系统研究多集中于传统结构上，用于减轻适配和簧下质量过沉等问题带来的消极影响，而对电动轮专用转向悬架系统的设计和研究偏少。为此，本文提出了新型“中心式转向”悬架系统设计方案，较好的解决了传统转向悬架与电动轮间的适配问题，实现了全线控功能，同时机构简洁，有较强承载能力和耐噪性。通过模块化设计思想，较大程度上精简了整车零部件数量。下面将简要阐述新型转向独立悬架的设计应用与仿真研究分析。1中心转向悬架系统结构设计所谓“中心转向”悬架系统，是指车轮转向主销垂直穿过轮胎中心的悬架系统【。此类悬架用于解决因梯形机构、制动器布置等原因造成的主销偏距过大而诱发的主销侧倾力矩过大等问题，有地面中心式和理想中心式，如图Io理想中心式由于无主销偏移距，地面对车轮的垂直作用不产生绕主销的侧倾力矩，转向轻便路感良好。然而，受限于底盘结构和轮内空间，转向悬架系统难以取得理想的定位参数，应用较少。此外，轮毂电机的轴向尺寸与功率较难协调，致使通过主销内置实现中心转向代价过高。图1中心转向悬架全线控中心转向悬架通过虚拟主销外置，在设计上保证主销与车轮转向轴的实时重合，解决了中心转向悬架在轮毂电动车上的应用问题。模块化设计减少转向系、悬挂系、电动轮系设计参数上的耦合关系，各模块结构相对独立，设计自由度宽裕。如图2所示，整体三大模块分别为电动轮系统A、悬挂系统B、转向系统C,各总成模块之间仅需螺栓螺母即可实现连接，配合关系清晰，最终通过悬臂夹紧装置D及螺栓组整体固定到车身上。AI轮胎、A2低速外转子轮敦电机、A3电机壳、A4磁性码盘、A5轮皴电机盖、A6轮毅电机轴、A7止推螺母、A8刹车片、A9电磁制动器、Alo轮辆|、AIl霍尔传感器：Bl连接盘、B2凸块、B3Pll尼、B4纹牙减震器、B5阻尼固定箍、B6悬架臂：CI凸台轴、C2圆台、C3回锥滚子轴承、C4推力轴承、C5推力轴承、C6锁紧片、C7上盖、C8齿轮减速器、C9步进电机、ClO光电编码器：Dl夹素悬普：（螺栓组、键、附属件等略）图2中心转向悬架模块化设计结构图具体而言，电动轮模块A的电机轴A6穿过悬挂模块B下端连接盘Bl的轴孔，以平键、双止推螺母A7及止推垫圈进行径轴向固定；悬挂模块B上端的悬架臂B6则通过螺栓组与转向模块C的凸台轴CI连接；最后悬臂夹紧装置D的夹紧箍固定住转向系统的圆台C2,从而完成三大总成与车身的间接相连。转向时，步进电机C9产生的偏转力矩借由与悬架臂B6固连的凸台轴输出，拖拽电动轮、悬架整体偏转完成转向。系统的结构特点是转向主销穿过轮胎中性面，恰置于车轮正上方。因此，确保了转向力矩输出轴与车轮虚拟主销的实时重合，使轮跳过程中车轮定位参数不变，消除了因路面不平衡力诱发的车轮摆振现象；从纯机械结构上确保左右轮胎接地印迹中心距离不变，对简化四轮线控转向算法贡献较大，系统实物如图3。图3中心转向悬架系统实物(换图，并图中加标注)整体上，由于电动轮通过轴完成与悬架以及其他部件的同轴连接，转向系统上置，解决了轮内横向空间不足诱发的适配和干涉问题。整车含有四个相同的中心转向悬架-电动轮模块，通用化设计，精简了零部件数量种类，具有批量成本优势。2中心转向悬架力学分析新型悬架系统的车轮与车身之间无机械硬连接，从而丧失了横臂和转向拉杆对车轮运动的收束作用，因此有必要对其运动和力学特性进行研究分析。以两侧车轮中心连线与车辆横向对称面的交点在地面上的投影为原点，记为。点。采用ISO坐标系，建立悬架系统空间坐标系Oxyz,其中X的正方向与汽车前进方向一致；同时采用右手定则建立轮胎坐标系yz',则中心转向悬架系统机构拓扑和受力示意如图4。其中，O、02分别为夹紧悬臂与车身的上下固定点；03为轮胎接地印迹中心点；A、B为转向主销的上下虚拟球销点；C、D点分别为车轮中心和转向主销延长线与地面的交点；E、F、G、H分别为阻尼和减震器与连接盘及悬架臂的较接点；5分别为轮胎侧偏角和车轮转向角；',''分别为机械拖距和气胎拖距；以为胎体侧向变形量。图4中心转向悬架系统机构拓扑和受力简图2.1悬架动力学参数计算己知各点的初始坐标向量为O=M00,zo,O2=xo2,yo2,zo2，O3=xo3iyo3,zo3,Ao=xaoJao,zao,=xo,yo,Zo，Co=xco,yco,zco，Qo=LTDoJD0,zoo0由以上分析，则有主销内倾角：=arctan(x4-xb)(za-zb)(1)主销后倾角：=arctan(x0-x2)(zl-¾)(2)轮胎外倾角：Y=arctan(yc-yD)/(zc-¾)(3)前轮前束角：£=arctan(x01-2)(y01-y0z)(4)车轮机械拖距：=(zb-zd)tan()(5)2.2悬架动力学参数分析通过悬架布置参数的合理设计达到对轮胎六分力的理想控制是悬架设计的核心要素。由于线控转向中，路感信息可通过SBW部分进行理想设计，此时对车轮定位的考虑则更单纯的是出于对车辆稳定行驶性能的影响。此外由于缺乏收束约束，车辆的直线行驶稳定性设计应给予格外重视，即绕Z轴的自回正转矩应得到合理控制；同时，回正力矩的大小，对转向电机选型颇为重要，其主要由转向系统的摩擦阻力矩和轮胎回正力矩二部分构成。则总的回正力矩方程为：MA=JSsS+BSS+Mc+Mt(6)式中，JS为车轮绕主销运动的转动惯量；BS为车轮绕主销运动的阻尼系数;MC为车轮绕主销运动的干摩擦力矩，可近似为常数；d为车轮转角；Mt为由上述悬架动力学参数决定的回正力矩。对于Mr则可以表述为：MT=M(T+Mr+My+M(7)式中，M八M/、赫分别代表由主销内倾角。、主销后倾角人轮胎外倾角y、车轮前束角£决定的回正力矩。主销后倾角t的主要作用是使转向轮形成自动回正力矩,其通过影响轮胎的机械拖距和气胎拖距，改变作用在轮胎上的侧向力的作用臂，从而自动形成一定回正力矩。M=e-Fy=('+')cos(5)Fy(8)Fy=may+Fy=mu2+Fy(9)其中，有效作用臂长e为机械拖距？和气胎拖距f''之和在轮胎纵向对称面上的投影，号为轮胎受到的侧向力，Fy为其他定位参数导致的轮胎力在侧向上投影，“为汽车质量，外为侧向加速度，为纵向车速，2为弯道曲率。在S=O和S=TT/2时，e取到最大和最小值,相应车辆在直行和转向90。时，MT有最大和最小值。常规小幅度偏转时，网总是存在的，故其保证了汽车行驶中回正力矩。此外，气胎拖距(与车轮载荷等工况相关，故机械拖距应该有一定裕度。主销拖距一般为0-3OmmU的。鉴于主销位置较高，参照传统拖距要求，此处。宜取小，设置为1.5°。Z可通过调整支臂在车身上的连接点实现。由于主销存在倾斜角，因此当车轮偏转5时，转向轮连同汽车将在Z轴上发生位移，此时产生了能量转移。势能的变化量在转向外力消失之后，会以回正力矩的形式释放，促使车轮回到中间位置。图5主销内倾角和轮胎外倾角对回正力矩的影响假设车轮转角为180。，则汽车被抬高的位移=stn(2),其中P为主销内移距，则当转角为(5时回正力矩为：M=sin(2y)Fz(10)显然，减小。会使主销偏距减小，从而弱化回正力矩。由于设计系统虚拟主销穿过轮胎中性面，不计轮胎形变，理论主销偏距为零，因此内倾角产生的回正力矩基本忽略不计。轮胎外倾角主要是为应对受载后轮胎内倾而产生的偏磨现象，从而设置的预防性矫正措施。车桥在加载之后会向下产生挠曲变形，外倾角的设置可有效抵消这一变形量，减轻轮胎内侧胎肩的磨损。主销内倾角一般在1°左右U叫Pyy=Pz's(y)-sin(y)=sin(2y)(11)式中，耳y为因轮胎外倾角而导致的垂向力与在y方向上的分力。y很小，因此Ey=为y0由于多的方向总指向车辆内侧，故其总是与耳反向，从而有增强回正力矩的效果。同时，外倾角对轮胎的侧向变形量yc有影响，在纵向力用作用下将对回正力矩产生影响。因此，轮胎外倾角产生的回正力矩分别由Ey和用二部分间接构成。My=y6+f)cos(6)+yccos()(12)轴向力与y易使转向主销下锥轴承载荷不均，增加转向干摩擦力矩；同时，不平衡的轴向力也会增加轮毂电机二端轴承和紧固螺母的额外负担，对电机平顺运行产生负面影响。考虑实验平台负荷较轻和减轻电机负担，将外倾角设置为0.5°。车轮前束角£是伴随轮胎外倾角Y而产生的，主要为消除外倾导致的滚锥运动。由于前束角£的存在，轮胎纵向力E在y'方向上有分量,这个分量也通过有效作用臂长e对回正力矩产生影响。图6车轮前束对回正力矩的影响M=Fye=Fx(+)CoS(三)(13)侧向分量Ey会对电机的轴承造成压迫，也会对紧固装置造成额外负担，因此前束角不宜过大。3转向悬架对比仿真模型的建立简化的少自由度数学模型未能全面考虑侧倾俯仰、轴荷转移及侧偏等因素带来的悬挂受载不均效应，模型精度较低。因此本文在ADAMS/view环境下，建立了中心转向悬架一电动轮的多刚体虚拟样机，对包含各构件的系统进行整体多自由度建模；与此同时，以CarSim为平台建立相同参数的传统叉臂式悬架一电动轮系统详细的对标模型；最后联合Simulink完成了二者系统对比仿真研究。3.1 线控4WIS控制算法建模二自由度单轨车辆模型忽略车辆转向系的影响，包含汽车最重要的动力学特性，常用于车辆操控稳定性控制器设计。此处，亦采用单轨车辆模型进行4WS控制算法设计，并假设同轴上左右轮转角分别相等，则模型分析如图7。图7二自由度四轮转向车辆模型四轮主动转向控制中，后轮转角可以认为是由二部分构成(加引用，喻凡)：一部分正比例前轮转(Caf+Cctr muc IrCarTfCaf BCrCrTC+%CrUc2uCmuc_2%/+：/金7+172(；“-2(Caf+rhCarIfCaAHRa)%=C=C1)D=(0)小转角稳定工况下，车辆质心侧偏角。近似于与!；/，则可建立6与3为变量的系统方程，并设系统状态%2=(°,南)T,系统输入虱2=(5p5r),则系统状态方程有:角牛；一部分与纵向速度UC及横摆角速度相关。X2=Ex2+Fu2y2=Gx2+Hu2(21)(_ Caf+Carl C_ L/Ca/+GCarIZZUC(22)假设这二部分的比列系数为小、2,则后轮转角a控制率为：=nB+2uc(14)运用牛顿矢量法，则单轨模型的运动方程为：m(ucv)=Fx(15)m(v+uc)=Fy(16)I=M2(17)计C=uc+u,也是车辆纵向速度，AlI是扰动量。-一般，纵向速度UC远大于车辆侧向速度V,故Amo和也O都可以略去不计，则车辆模型简化为：n(>+uc)=-气亘)V-金：>即)+Caff+Carr(18)出=_(«。厂"。兀_(户a/+5%+UCUcIfCaaf-"4(19)其中m为整车质量：3为横摆角速度；U为侧向速度；UC横向速度；If、。分别为质心到前后轴的距离；Caf.Car分别为前后轮胎的侧偏刚度；G为横摆转动惯量。T假设系统状态与=e,3),系统输入为前轮转角与，则系统标准状态方程形式：%=的：*(20)其中，其中,ITCar-IfCaf1-1_1/2心/+。2心厂IZZUC'CafCarmuCrnuc(f/10IfCaf八和G-(O1)H'1ZZ1ZZ/由状态方程(20)知，只有系数外出现在状态矩阵4中，故其将改变系统特征值，从而改变辆转向特性，增加车辆不足转向趋势。为了减小必导致的转向控制对悬架固有特性的影响，令心=0,同时为使车辆在绝大数情况拥有较好跟随性，这里将控制目标设定为6=0,则稳态工况情况下有：Sr_lr+Car(lfrlc2百二诟干3.2 驾驶员模型建模对系统进行闭环仿真研究，驾驶员模型是必不可少的。采用郭孔辉教授提出的“单点预瞄最优曲率驾驶员模型“(加引用，杜锋)，该模型物理概念清晰，适用于本文大角度转向和非线性汽车模型仿真应用。采用当前实际侧向加速度与理想加速度侧向加速度的偏差为输入对象的PID控制器，并驾驶员的神经滞后和操作延迟，则控制器的表达式为：3.3 整车中心转向悬架-电动轮虚拟样机建模多刚体系统动力学方程的建模方法主要有拉格朗日方程法、牛顿-欧拉方程法、和递归建模方程法,其中ADAMS采用了最广泛的牛顿-欧拉方程法。借助于刚体/的质心笛卡尔坐标和表征刚体方位的欧拉角建立系统广义坐标，则生=T(x,y,Z,x),),q=(q1fq2-qn)。根据矢量力学，借助于拉格朗日第一类方程则有：义副-(第T+哂+昭=Q)式中，Et=1/2(Mu2+/)为系统动能;M为系统质量矩阵；夕为系统广义坐标矩阵：q,葭为系统广义速度矩阵；A,分别完整和非完整约束下的拉格朗日乘子矩阵；。为系统广义力矩阵；/为系统转动惯量矩阵。课题研究采用的试验样车为自行研制的轮毂电动车试验平台，对轮毂电动车试验平台进行实际测试和测量，整车相关参数如表1所示。表1全线控4WIS轮毂电动车主要参数项目参数项目参数整备质量kg664横摆转动惯量kr670质心高度mm517侧倾转动惯量/Lr?545车辆轴距mmI9Wf仰转动惯量kg193前后轮距mm1490质心到前轴距离mm966主销内倾角/°0单便簧下质量/口65车轮外倾角/°0.5轮胎版量(单轮)k812.5车轮前束/°0.2轮胎垂向刚度kNnr874前悬弹簧刚度kNm108后悬弹簧刚度kNn121.5前轮侧偏刚度/kNradI72.6后轮侧偏刚度/kNrad73.4利用CATLA对包括中心转向悬架一电动轮系统在内的整车进行详细三维再现。将数模导入ADAMS中做清理与约束，添加弹簧、阻尼、衬套等原件以及摩擦、接触等，同时依照零件真实尺寸参数和力学特性参数如质量、质心位置、转动惯量以及衬套和刚度、阻尼等属性输入。在此过程中，需充分保证悬架硬点位置的准确性，编写轮胎及路面属性文件后，最终建立的虚拟样机模型如图8。图8整车中心转向悬架-电动轮虚拟样机3.4 对标车虚拟样机建模验证和评价新型悬架动力学特性的惯用手段就是比较研究,通过对标常规悬架系统加以评价。因此，本文利用CarSim建立了基于传统转向悬架的对标系统，模型中详细考虑了不同部件的拓扑关系以及衬套、减震器、限位块等非线性部件的影响，整车自由度数目一般可达一百多个,故建立的对标车辆具有较高的精度，且仿真结果与实车有很高的一致性，因此对标模型适于本文建立的非线性虚拟样机动力学仿真与对比分析。根据悬架布置方式将中心转向悬架的弹簧刚度和阻尼等效到CarSim模型悬置系统中，其余车辆的主要参数以及轮胎属性采取与标准虚拟样机的主要参数-致，电动车整体参数如表1。为了使对比分析变量唯一化，需编辑CarSim四轮转向控制文件，以实现与SimUlink交互联合仿真。4虚拟样机仿真与分析上述虚拟样机模型充分考虑了系统抗侧倾力、抗纵倾力和举升力等非线性特性，以及转向时负荷转移造成的轮胎特性变化因素，能较精确模拟系统动态响应。目前，针对转向悬架系统试验研究有阶跃响应试验、双移线试验、连续蛇形试验、转向回正试验。概述来说，大体分为二类，稳态响应分析和频率响应分析，而稳态响应亦可认为是频率分析的一种特殊形式，是频率为零的响应。依照GB/T6323-20I4汽车操纵稳定性试验方法标准，采用与SimUlink联合仿真的手段，模拟典型操控稳定性试验，借助对比仿真主要从时域和频域二个方面完成系统性能评估研究。4.1 角阶跃输入试验角阶跃输入测试由于采用开环仿真，其偏重系统的固有属性，它表征了汽车紧急避障时转向悬架系统的自有性能表现。以样车设计时速60kmh为界，按照速度公差5kmh在0.1s内给予分别给予前轮2。、4。、6。、8。的转角进行对比试验仿真。取几种代表性工况，则固定前轮阶跃转角为8。和固定速度为60kmh的仿真结果分别如图9、图10(文中ADAMS、CarSim分别代表中心转向悬架系统和对标转向悬架系统，下同)。3025201590. 3/833 尔三2阶跃转角输入下横摆角速度与纵向车速的关系角阶跃给人横接角速度时间历程35302s201510<* (08P) 3 把袋 WS2阶跃转角输入下横摆角速度与阶跃转角的关系8知，在阶跃转角固定时，中心转向悬架各项表征参数与对标系统响应趋势相同，二者的横摆角速度都随着速度增加而先增大后减小，最终都趋于稳定；但稳态值和过渡过程中存在差异，二者的稳态差异值随速度增大有变大的趋势，在低速工况下稳态值差距较小，在高速工况下稳态差异增大，其中对标系统过度中表现的细节更为丰富。当速度恒定时，前轮阶跃转角变大，二者的横摆角速度响应值逐渐变大，且他们的稳态差异也随之变大。整体上，由于中心转向悬架的双阻尼作用，中心转向悬架系统的横摆角速度响应无论在过渡时间、超调量，还是稳定值都优于对标转向悬架系统。上诉分析表明：设计系统在能够满足在阶跃转角输入下的稳定性要求，且在响应速度和机动性上具有一定优势。当然，任何转向悬架系统都必须满足不足转向特性要求，这对车辆的操控稳定性至关重要。角阶跃试验稳态响应常用横摆角速度增益方）表示，进入稳态工况情况下，i>=0、=0,此时化简公式（22）,则有：券）=-¾-（24）表2不同工况下前轮角阶跃输入横摆角速度。稳态值21.873.705.467.108.549.8011.0812.0412.弘13.6114.0114.364ADAMS3.126.229.3112.4716.4122.1825.8926.4525.4423.9621.8121.8165.0210.1316.8423.2330.1035.0033.3329.1525.8823.2921.1819.0!86.1012.3319.1026.7133.0435.3432.1728.0924.8922.3720.3319.2421.603.535.286.968.6010.2110.9811.4811.7511.7912.7113.6543.016.399.6112.6615.6918.6720.1521.1821.6821.5422.5922.63CarSim64.8910.2415.2520.1125.0029.8432.0632.8431.7929.6427.7625.68则绘制横摆角速度稳态增益如图11： 6 S由于实际车辆具有较强的非线性，上式适用于定性判断，适用范围在侧向加速度04g以内，统计不同工况下S稳态响应值，如表格2。6p's6p)to3 打53j<,wz6ep=,s0p) gm冬 W 三用金W2030405060中心转向悬架系统稳态横操增益1020304050对标转向悬架系统稳态横撰增益00 ASflW二二 HA601001»2X方" k<nsx(m)JSS.3I4SHJHt(S)<c>侧向加速度响应USV)A8 里ft!石-rWM() (b>横摆角速度响应HMUs) (d)车身倍恸角响应 玉*;图11转向悬架系统横摆角速度增益曲线二者的稳态横摆增益整体趋势基本一致，低速小转向角时，曲线基本符合正比例关系，主要是因为此时系统尚处在线性范围内，因此较好的符合公式(24)；随着车速和阶跃转角增大，曲线不在满足定比关系，系统呈现了较强的非线性；且随着速度增加，曲线值先增后减，因此二者都有一定的不足转向特性；在上述工况下，中心转向悬架系统的临界车速IZCr大致集中在35kmh,而对标系统的临界车速HCr在40kmh左右，因此对标系统的不足转向特性要大于中心转向悬架系统。4.2 连续转向试验双移线和蛇形属于连续转向试验，反映了系统的动态响应性能，从反馈机制上看，二者又分别属于开环评价和闭环评价。其中双移线模拟了汽车超车工况，反映换道时转向悬架系统的性能表现，表征了汽车对目标的跟随品质；而车辆蛇形则通过对方向盘连续输入正弦波，不间断的改变汽车行驶方向，反映了汽车连续转向下操控性，能够较为显著的表现出悬架连续动态响应特性。在60kmh速度下，分别对系统进行双移线和蛇形试验仿真，其中蛇形仿真中前轮转角正弦波幅值为10周期为4s,对比仿真结果如图12、13。图12双移线试验仿真动态响应比较HJWKs) (b)伸向加速度响应HfMtVs) <)横次角速摸响应时间HS)<c> 车身IKMi角响应SO 10018020» ZW上位样SMm) <d) 车辆蛇形顺心帆透发(E)AS上3 上XKA图13蛇形试验仿真动态响应比较由图11可知，二者对目标曲线都有较好的跟随能力，其中中心转向悬架系统虽然横向和纵向位移稍大，但轨迹与目标曲线更接近；由于其跟随轨迹线更为圆滑，故在横摆角速度响应峰值上略具优势；同时其侧向加速度峰值高于传统叉臂式悬架系统，间接印证了设计系统侧向位移较大的表现。蛇形仿真中，中心转向悬架模型各项参量与对标系统响应高度吻合，均能稳定在一-定理性范围内，随动性能良好，表明设计悬架满足车辆连续输入稳定性要求。其中，设计系统的横摆角速度及侧向加速度曲线值在零值附近平滑度稍差，表明在零值附近角加速度和加速度变化率较传统悬架大。连续转向仿真中，整体上二者各项数据差异较小，细微区别在于对标系统表现了更为丰富的瞬态特性,例如在横摆角速度和侧倾角响应中有较大的超调量，主要是因为对标系统考虑到了具体的各大总成运动学关系、耦合力作用等大量细节,模型自由度远比ADAMS模型更为丰富。4.3 脉冲试验悬架系统的运动频率特性是汽车操控稳定性动态响应特性好坏的重要评价指标。通过观测系统对不同频率的输入正弦波的响应，从而间接得到转向悬架系统的固有属性I咐。ISo推荐使用方向盘转角阶跃输入、随机输入、正弦波输入等激励方式，由线性叠加定理和傅立叶变换可知，任何随机信号都可以都分解成若干正弦波的线性叠加，本文采用脉冲波进行频率响应分析。根据GB/T6323.3-1994规定，在一定速度直行时给予方向盘一定转角，并使汽车在过渡过程中最大侧向加速度为4mso为了获取较宽的频率范围,本文将脉冲宽度控制为0.4s,对比仿真结果如下：(L-Bp) 31?«?-5麋2肽冲输入横摆角速度时间历程脉冲输入横摆角速度时间历程麻冲粉入恻向加速时间历程N,6.) AefIc陈冲输入偏向加速时间历程36.00 Ae 赵利fs图14不同车速脉冲输入横摆角速度和侧向加速响应比较对上述输入输出进行快速傅立叶变换，并通过式25、26即可得到系统的频率响应特性。H = (/)f(f)(25)=¾g-(26)式中，H(),Hay(f)分别为横摆角速度增益和侧向加速度增益的FFT,()、Qy(/)依次为输出信号横摆角速度和侧向加速度的FFT,f为频率，()为输入信号前轮转角的FFT。由于驾驶员控制操作特性频率大约在0.5Hz-1.5Hz之间【,因此通常我们更加关注转向悬架系统的低频输入特性，取快速傅立叶变换后信号的1-4HZ频段，则频率响应分析如图15、16。WaPn.s8,sq¾we*领军(HZ)图15不同车速下中心转向悬架系统与对标系统横摆 角速度频率响应比较分析-63P) N 宴婺微 (HZ)(BePZQSE) sw-s-.-IflO1850(ap)i=l迅接与二一彩50100-150频率(HZ)图16不同车速下中心转向悬架系统与对标系统侧向加速度频率响应比较分析由图14可知，在低频段，中心转向悬架系统和对标系统频率响应特性差异较小。在横摆角速度上,中心转向悬架系统比对标系统具有更大的横摆角速度增益，因而具有更加灵敏的输出响应特性，能对较小的转向操作做较好的响应；相比对标系统横摆角速度增益在1.5HZ后开始下降，设计系统该值能够在更宽的频率范围内保持不变，表明系统对输入的线性化范围较宽，可以减轻驾驶员补偿行为带来的额外驾驶负担；此外，二者在横摆角速度相位滞后角具有较好的一致性，都对频率和车速变化不敏感，但中心转向悬架系统具一定优势。在侧向加速度响应上,低速且输入频率较低时,二者侧向加速度响应差异较小，随着车速和输入频率的变化，曲线彼此之间的分散性较强：总体上，由于对标系统对侧向加速度的频率特性不敏感，间接表明对标系统在侧向力控制上略优于设计系统，与蛇形仿真的结论一致。低频输入下，二者加速度相位滞后角对速度均不敏感，随着频率增加对标系统相位角先滞后后超前,且在50kmh和25kmh时，相位角正负反转的频率分别为1.5HZ和1.9HZ左右，速度增大相位反转的频率有减小的趋势；而中心转向悬架的相位滞后角变化趋势明显偏后。5结论针对轮毂电动车电机轮内布置对传统悬架的挑战，结合全线控技术特点，设计开发了全新的中心转向悬架一电动轮系统。方案较好的解决了轮毂电动车在开发中普遍存在的传统转向悬架适配问题；同时通过模块化设计较大程度地减少了关键零部件数量，简化了整车结构，同时赋予了悬架灵活的布局形式，降低了设计难度和开发成本。此外，对比仿真结果表明：相较传统叉臂式悬架，中心转向悬架在响应速度和机动性上存在一定优势，而侧向动力力学需要在后期的控制中多加留意，注意改善。其余，二种模型整体系统性能基本近似，验证了所设计的中心转向悬架能够满足多工况下的稳定性、操控性、安全性要求，方案可以作为轮毂电动车底盘系统开发设计中的有益参考。参考文献陈国迎.四轮独立线控电动汽车试验平台搭建与集成控制策略研究D.吉林大学,2012.CHENGuoying.ResearchonExperimentPlatfonnofBy-wireElectricVehiclewithFourWheelsIndependentContorlandItsIntegratedChassisControlSlrategy(D.JilinUniversity,2012.罗玉涛，谭迪.一种带新型内置悬置系统的电动轮结构研究J.汽车工程,2013.12：1105-1110.1.uoYutao,TanDi.AResearchontheHub-motorDrivenWheelStructurewithaNovelBuilt-inMountingSystemJ.AutomotiveEngineering,2O!3,12：1105-1110.3JOHNK.Michelinre-inventsthewheelJ.Automotiveengineeringinternational,2008,116(11)：35-36.4BERTB,MICHAELB,KARLHEINZB,etal.Themechatronicvehiclecomerofdarmstadtuniversityoftechnology-interactionandcooperationofasensortire,newlow-energydiscbrakeandsmartwheelsuspension(J.InternationalJournalofAutomotiveTechnology.2002,3(2):63-70.5SIGVA