陳辛波，王威，楊陽，劉怡伶，陳稀

(1.同濟大學汽車學院，上海201804;2.同濟大學新能源汽車工程中心，上海201804; 3.同濟大學機械與能源工程學院，上海201804)

硬點可調式懸架垂向加載試驗臺的分析設計*

陳辛波1，2，王威1，楊陽1，劉怡伶1，陳稀3

(1.同濟大學汽車學院，上海201804;2.同濟大學新能源汽車工程中心，上海201804; 3.同濟大學機械與能源工程學院，上海201804)

電動汽車獨立懸架-導向機構與分布式輪邊驅動系統(tǒng)的設計呈現(xiàn)高度集成化的趨勢，針對獨立懸架-輪邊驅動一體化系統(tǒng)的研發(fā)要求，面向獨立懸架垂向動力學匹配設計和車輪定位參數(shù)測量等功能，考慮懸架的實際結構，設計了一種底盤硬點可調式獨立懸架綜合性能試驗臺。其中引入6自由度Stewart動平臺，以實現(xiàn)車身硬點的位姿可調，顯著增強了臺架的通用性，采用龍門式導軌和云臺實現(xiàn)硬點的準確定位。仿真與試驗結果表明，該試驗臺能很好地反映獨立懸架-輪邊驅動一體化系統(tǒng)的垂向動力學特性與懸架運動規(guī)律，為其進一步分析與優(yōu)化提供試驗條件。

輪邊電驅動;試驗臺;懸架動力學;空間并聯(lián)機構;可調硬點

前言

作為車輛的重要組成部分，汽車獨立懸架-導向系統(tǒng)決定了汽車懸架運動學與動力學特性，對車輛的平順性和操穩(wěn)性有直接影響。基于試驗方法對懸架系統(tǒng)進行參數(shù)匹配設計與性能校核是底盤正向開發(fā)的必由之路。而相比于計算機仿真和室外道路實車試驗，室內臺架試驗方法具有低成本、不受外界環(huán)境限制和試驗條件可控等諸多優(yōu)點，成為車輛底盤-懸架系統(tǒng)研發(fā)的重要平臺。目前，基于K＆C(kinematics＆compliance)試驗臺的懸架運動學與彈性運動學試驗是室內臺架試驗的重要內容，通過測量特定載荷條件下前束角、外傾角、懸架剛度、側傾剛度、軸距和輪距等參數(shù)的變化規(guī)律直接或間接反映汽車的操縱穩(wěn)定性能。但K＆C試驗臺本質上是準靜態(tài)加載，所有載荷與位移加載非常緩慢，原理上忽略了慣性力和阻尼力，而重點研究力與懸架位移、摩擦的關系，難以模擬底盤和懸架的動態(tài)特性。

考慮到底盤-懸架系統(tǒng)的動態(tài)性能，如平順性、可靠耐久性和振動噪聲等的開發(fā)驗證需求，多通道道路模擬臺架試驗能準確模擬路面的各向載荷，再現(xiàn)車輛行駛中的復雜工況，準確度較高。但這類道路模擬試驗臺往往采用液壓伺服系統(tǒng)，且造價不菲。

國內外一些研究機構選擇忽略車身的俯仰與側傾，針對1/4懸架垂向動力學系統(tǒng)的參數(shù)辨識、優(yōu)化設計、電控懸架控制和混沌動力學特性研究等需求，開發(fā)了不同類型模擬路面激勵的1/4懸架垂向振動試驗臺。

文獻［1］～文獻［3］中忽略懸架種類與特性，采用簡化的1/4懸架垂向試驗方案，將簧載質量與非簧載質量的運動簡化為垂向運動，且互相之間無剛性連接。由于忽略懸架結構，系統(tǒng)簧載質量與非簧載質量的相互作用無法體現(xiàn)，導致試驗結果往往存在原理上的誤差。相關研究表明，在非簧載質量較大和與懸架系統(tǒng)集成設計的情況下(如分布式驅動系統(tǒng))，系統(tǒng)的動態(tài)特性往往無法用簡單的1/4車模型來描述［4］，基于簡單模型的試驗臺不能反映懸架系統(tǒng)真實的動態(tài)響應。

文獻［5］中設計了具有通用性的1/4懸架系統(tǒng)測試臺，并對Porsche 996的前麥弗遜懸架進行了垂向動力學試驗，通過仿真與試驗結果的對比驗證了其有效性。但該試驗臺只能通過在具有配重的轉接板上安裝支架的方式實現(xiàn)不同懸架的互換，還需要在開有T型槽的底板上調整作動器的安裝來適應車輪的位置?？紤]到現(xiàn)有懸架種類繁多，即使同一種懸架也會因參數(shù)優(yōu)化和底盤開發(fā)平臺的限制具有不同的硬點位置，采用更換連接件的方法實現(xiàn)不同懸架的互換不僅繁瑣，且不便進行反復的優(yōu)化設計。

本文中涉及的試驗臺架方案綜合考慮了臺架試驗真實性與結構的通用型，針對獨立懸架-輪邊驅動傳動一體化系統(tǒng)的設計、開發(fā)過程中的室內臺架試驗需求，圍繞獨立懸架垂向動力學性能測試及車輪定位參數(shù)測量等功能設計了一種硬點可調式垂向加載試驗臺，力求兼?zhèn)鋺壹躃＆C特性參數(shù)測試和垂向動力學試驗的功能。此外，為實現(xiàn)良好的通用性，引入6自由度Stewart動平臺實現(xiàn)車身硬點的位姿可調，采用龍門式導軌和云臺實現(xiàn)硬點的準確定位。試驗結果表明，該試驗臺可以很好地反映獨立懸架-輪邊驅動傳動一體化系統(tǒng)的垂向動力學特性。

1 試驗臺方案設計

試驗臺的總體方案如圖1所示，為避免簧載質量質心位置過高影響整個試驗臺的穩(wěn)定性和試驗安全性，將模擬簧載質量的質量板側向縱置，降低試驗臺質心高度，同時在簧載質量板上加工陣列螺紋孔，以便于支撐件位置的調整。利用工業(yè)鋁型材搭建了支撐簧載質量板的固定支架，同時采用同側4個線性滑軌的導向方案實現(xiàn)其在垂向的直線運動。為實現(xiàn)臺架通用性，引入了硬點定位機構和可變車橋機構來適應不同類型懸架硬點位姿的變化，實現(xiàn)硬點可調的功能。垂向加載部分采用伺服電機配合滾珠絲桿傳動，通過伺服電機的位置閉環(huán)控制實現(xiàn)階躍、正弦和積分白噪聲等特定工況下的垂向載荷激勵。

圖1 試驗臺總布置方案

本試驗臺針對懸架一體化輪邊驅動總成，預計實現(xiàn)的功能如下。

(1)垂向動力學試驗功能

分布式驅動電動汽車由于輪轂電機(或者輪邊電機加上減速機構)與車輪剛性相連，其質量構成非簧載質量，致使整車簧載質量和非簧載質量之比過小，引發(fā)車輛行駛性能尤其是垂向性能惡化。其中，懸架K＆C參數(shù)的匹配直接影響汽車的平順性與車輪接地性。本試驗臺選取車身振動加速度、懸架彈簧動撓度和車輪動載荷作為主要指標，通過不同載荷下的垂向動力學試驗來評價汽車的行駛平順性和車輪接地性。

(2)懸架運動學試驗

汽車懸架導向機構中剛性元件的結構設計和硬點的布置包括彈性件的適配，對汽車的操縱穩(wěn)定性如直線行駛性能、穩(wěn)態(tài)轉向特性、輪胎磨損和滾動阻力等有直接影響。車輪跳動學試驗作為懸架運動學試驗的一項重要內容，通過對車輪施加垂向載荷，測量懸架彈簧變形時車輪定位參數(shù)如前束角、外傾角、輪距和主銷內傾角等的變化規(guī)律，為懸架結構的優(yōu)化設計提供可靠的數(shù)據(jù)支持。本試驗臺選取車輪外傾角和前束角作為測量對象，并以此為指標評價汽車的懸架運動學特性，從而為懸架導向機構的優(yōu)化設計和硬點的合理布置、提高車輛的操縱穩(wěn)定性提供重要的試驗依據(jù)。

2 試驗臺機械結構的設計校核

2.1 垂向加載子系統(tǒng)的設計計算

垂向加載子系統(tǒng)是整個試驗臺架的重要組成部分，也是整個系統(tǒng)的輸入，其工作的可靠性和穩(wěn)定性關系到整個試驗臺架各個功能的實現(xiàn)。目前常用的垂向載荷動態(tài)模擬方法主要有液壓加載和伺服電機加載兩種形式。

液壓加載的方法主要是利用液壓控制油缸給車輛懸架系統(tǒng)施加垂向力，并通過電磁閥來控制垂向載荷的大小，這種模擬方法的優(yōu)點是響應迅速，加載能力大，但需要一整套液壓加載系統(tǒng)，整個試驗設備體積較大，結構復雜且不易維護。

伺服電機加載的方法主要是利用伺服電機和滾珠絲桿相配合的方式，由滾珠絲桿將伺服電機的旋轉運動轉化為垂向的直線運動來給車輪施加載荷，這種模擬方法的加載能力有限，但能實現(xiàn)對載荷的快速跟蹤，另外相比于液壓加載的方法更加經濟，結構更加緊湊，同時設備維護也更加方便。

本文中采用伺服電機加載的模擬方法。在該方案中，伺服電機、滾珠絲桿和軸承為主要承載件，其中，滾珠絲杠的參數(shù)對系統(tǒng)的工況和負載起到決定性作用，應優(yōu)先設計，隨后校核電機參數(shù)與軸承壽命。選擇滾珠絲桿時，考慮的要素包括負荷質量、最大工作行程、導程中定位精度等［6］。本文中選取頻率為10Hz、振幅為5mm的正弦激勵作為路面輸入進行相應的選型計算。

通過實際測量，垂向加載子系統(tǒng)中滾筒的質量約為25kg，輪邊電驅動系統(tǒng)的質量約為40kg，簧載質量板的質量約為250kg。當垂向加載子系統(tǒng)中的滾筒加速向上運動時，滾珠絲桿承受的轉矩最大，計算得到此時的峰值載荷為

式中:mr為滾筒和支架的質量;mu為被測系統(tǒng)非簧載質量;ms為被測系統(tǒng)簧載質量。當載荷按照正弦規(guī)律變化時，其平均載荷按式(2)計算:

對于有振動和沖擊的測試設備，本文中選取安全系數(shù)fs=2，分別計算滾珠絲桿所受的額定動載荷和額定靜載荷:

絲桿導程lh的選擇應考慮電機峰值轉速nmax與路面輸入最大速度vmax:

伺服電機的選用遵循如下原則。

(1)負載與電機的慣量比盡量小，以提高響應速度

滾珠絲桿上方的重物折算到伺服電機軸上的轉動慣量為

螺桿的轉動慣量為

式中:mB為螺桿質量;d為螺桿直徑。

負載慣量為等效轉動慣量與螺桿慣量之和，經校核計算，負載慣量為4.2×10－3kg·m2，遠遠小于電機轉子的轉動慣量14.27×10－3kg·m2。

(2)瞬時最大轉矩小于伺服電機峰值轉矩

負載以最大加速度向上運動時伺服電機的輸出轉矩為

式中amax為根據(jù)負載工況確定的負載最大垂向加速度。經計算，伺服電機的峰值轉矩需求為114.5N·m，所選用電機的峰值轉矩為119.4N·m，符合設計要求。

(3)連續(xù)工作轉矩小于伺服電機額定轉矩

假定負載勻速運動時電機工作于額定轉矩范圍內，即電機的額定需求轉矩為

傳動效率η取為0.9，經計算，勻速負載下電機的輸出轉矩需求為11N·m，所選用電機的額定轉矩為47.74N·m，符合設計要求。

考慮到本試驗臺架中的軸承要承載垂向加載子系統(tǒng)上面的所有零部件，因此本文中選擇了軸向承載能力較強的圓錐滾子軸承，型號為HR32912J，軸承外徑為85mm，內徑為60mm，寬度為17mm，基本額定動載荷為Cr=49kN。

由于軸承僅承受垂向的軸向力，且軸向載荷按照正弦方式變化，其峰值載荷為滾珠絲桿承受的最大載荷加上滾珠絲桿的自身質量(msc=3kg)。根據(jù)機械設計手冊［7］，當軸承所承受的載荷按照正弦規(guī)律變化時，其平均載荷按式(9)計算:

根據(jù)軸承當量動載荷的計算公式可以得到

取軸承的工作轉速n=1000r/min，由此可以計算出軸承的額定壽命為

考慮到本試驗臺架僅用于短期或間斷進行的試驗，所選軸承的壽命能滿足試驗要求。

2.2 硬點調節(jié)子系統(tǒng)的設計

常見的汽車輪邊懸架系統(tǒng)包括單縱臂式獨立懸架、單橫臂式獨立懸架、雙縱臂式獨立懸架、雙橫臂式獨立懸架、麥弗遜式懸架和燭式懸架等等，每種懸架系統(tǒng)其自身結構特點與簧上質量的鉸接點數(shù)和連接方式均不同。為了提高試驗臺的通用性，使試驗臺能適用于多種結構形式和不同車身鉸點位置參數(shù)的輪邊懸架系統(tǒng)，設計了相應的方位調整機構來實現(xiàn)車身鉸點可調功能。本試驗臺中硬點方位調節(jié)子系統(tǒng)主要由硬點定位機構和可變車橋機構組成。實現(xiàn)硬點可調功能的基本思路是:

(1)利用定位機構將懸架硬點的方位進行精確定位;

(2)調節(jié)可變車橋機構到該硬點的目標方位后鎖緊;

(3)將1/4車輛懸架系統(tǒng)固定在調好的可變車橋機構上。

本文中將懸架和車架鉸接點處橡膠襯套中銷的具體方位為目標位置。通過直線導軌配合云臺的方式實現(xiàn)定位，坐標系設置如圖2所示。

圖2 定位機構坐標系設置

基于圖2中的坐標定義，該定位問題歸結為串聯(lián)機構的運動學逆解問題。假定銷釘?shù)膬啥硕ㄎ稽c坐標設定為Ps1=［xs1，ys1，zs1］T和Ps2=［xs2，ys2，zs2］T，這兩點在夾具坐標系T中的坐標為Pt1=［0，0，z0］T和Pt2=［0，0，－z0］T，夾具坐標系相對基準坐標系的變換矩陣gst為方位變換李群SE(3)中的一個元素且滿足［8］:

式中gst(0)為初始狀態(tài)下坐標系T相對于坐標系S的方位變換矩陣。聯(lián)立上述方程可求出θ=［θ1θ2θ3θ4θ5］作為所需要的定位輸入。

根據(jù)上述硬點調節(jié)思路，可變車橋機構同樣需要有至少5個自由度，同時調整到目標位置鎖止后，能夠承受足夠大的力和力矩，從而實現(xiàn)對1/4車輛懸架系統(tǒng)進行垂向性能試驗。這對機構提出了較高的要求，本文中考慮采用Stewart 6自由度平臺實現(xiàn)上述功能。其承載能力強，調節(jié)精度高，同時具有6個運動自由度，在諸多工程領域得到廣泛應用。然而目前工程上應用的六桿并聯(lián)機構多數(shù)采用液壓或者氣壓的控制方式改變支桿的長度，這種控制方式響應速度快，位置精度高，但整個控制系統(tǒng)比較復雜，不便于維護，同時造價也較高。圖3所示為本文中在六桿并聯(lián)機構的基礎上改造成的可變車橋機構。

使用時，固定底座，擰松所有螺母，使導桿可在套桿中自由滑動，實現(xiàn)上、下對應的一對球頭關節(jié)軸承的相對距離可變。調節(jié)硬點定位機構找到硬點的目標方位之后，直接手動移動可變車橋機構的工作平臺，通過調整使銷釘支撐座與定位好的銷釘相配合，再擰緊導桿和套桿之間的所有螺母，將整個可變車橋機構鎖緊即可。

可變車橋機構的設計應滿足其工作空間能包含大部分所需要的懸架定位點，故須對其工作空間做定量解析。6自由度平臺屬于并聯(lián)機構，與串聯(lián)機構相比，通常其位置反解容易，正解卻要求解一組強耦合的非線性方程組，數(shù)值解析比較困難。本文中采用文獻［9］中提出的圖解法求解。6自由度空間機構見圖4。

如圖4所示，定義固定在動平臺上的坐標系O'X'Y'Z'的原點在定坐標系OXYZ中的坐標為［r］R=［xr，yr，zr］T，動平臺坐標系O'X'Y'Z'相對于定坐標系OXYZ的旋轉矩陣為Q∈O(3)，連接中間桿和底座的球鉸中心點Ai在坐標系OXYZ中的坐標為［ai］R=［xai，yai，zai］T，連接中間桿和動平臺的球鉸中心點Bi在坐標系O'X'Y'Z'中的坐標為［bi］R'=［xbi，ybi，zbi］T。根據(jù)坐標變換關系不難得到，Bi在坐標系OXYZ中的坐標為

圖3 基于Stewart機構的可變車橋

圖46 自由度空間機構

在上式兩側減去Ai點坐標，得到:

兩邊同時求模，得到第i桿的長度為

上式可以改寫為

其中

不難看出，當動平臺的空間姿態(tài)確定時，其原點O'的運動空間為6對半徑從ρmin到ρmax的同心球面組成的球殼空間，其圓心為(ui，vi，wi)，6個球殼空間的交集即為動平臺的工作空間。實際操作中，采用畫等高線的方法得到該交集空間，具體步驟如下。

(1)選定一個高度為Z的平面，確保能與所有球殼面相交，截取并畫出該高度平面內的同心圓，對于每一個球殼空間，都有2種可能性:兩個同心圓(圓環(huán)截面)，一個圓(圓截面)。

(2)求出平面內所有邊界圓的交點，并以交點劃分圓弧。

(3)對每一段圓弧，任取圓弧上一點(非交點)，判定該點是否位于所有截面的交集中，是則保留該圓弧，否則刪去該圓弧。最后得到該高度下的交集截面的邊界。

(4)選取新的Z，并重復步驟1～3。

本文中設計的可變車橋機構球關節(jié)坐標如表1所示，每根導桿的長度變化范圍為245～405mm。在對本文中涉及的研究對象進行分析時，取Q=I。

采用作圖法得到該可變車橋機構工作空間，如圖5所示。從圖5可見，所設計的可變車橋機構的工作空間邊界由12個球面拼接而成，當Z=320mm時，有效的工作空間截面積達到最大，在布置時，將可變車橋機構底座布置于硬點定位平面約320mm處較為合理。

表1 各桿球關節(jié)中心Ai和Bi在各自坐標系的空間坐標mm

圖5 可變車橋機構工作空間

3 試驗臺測控系統(tǒng)的搭建

3.1 測控系統(tǒng)方案設計

本文中基于MotoHawk和LabVIEW提出一種測控系統(tǒng)結構，能實現(xiàn)控制算法的可移植性和硬件在環(huán)仿真，不需要配置數(shù)據(jù)采集卡和運動控制卡，結構精簡且成本較低。MotoHawk硬件平臺如圖6所示，是測控系統(tǒng)的核心部件，通過調用數(shù)據(jù)庫實現(xiàn)與PC機的CAN通信，使用的硬件為USBCAN卡。Lab-VIEW平臺作為人機交互界面，實現(xiàn)數(shù)據(jù)的采集、試驗的監(jiān)控和數(shù)據(jù)的存儲。MotoHawk能實現(xiàn)對傳感器數(shù)據(jù)的采集，并實現(xiàn)與電機的CAN通信。MotoHawk平臺支持與Simulink的集成，實現(xiàn)控制策略的移植。試驗時，將控制程序經Kvaser USBCAN寫入MotoHawk硬件平臺，Kvaser硬件如圖6所示。PC機、MotoHawk和電機三者均為CAN節(jié)點［10－11］。因此，整個測控系統(tǒng)通過CAN總線局域網實現(xiàn)了數(shù)據(jù)的傳輸。

圖6MotoHawk與KvaserUSBCAN硬件平臺

根據(jù)試驗的要求，制定了試驗臺的測控系統(tǒng)結構，如圖7所示。

圖7 垂向動力學試驗臺測控系統(tǒng)結構圖

測控系統(tǒng)均由人機交互界面(LabVIEW和PC機)、MotoHawk平臺、電機控制器和傳感器組成。測控系統(tǒng)相當于試驗臺的大腦，實現(xiàn)對試驗臺的控制。試驗時，操作人員通過PC機的交互界面，可以實現(xiàn)試驗條件的輸入，包括試驗臺電機的轉速、轉矩和工作狀態(tài)的切換，MotoHawk將人機交互界面的信號進行處理，并發(fā)送給電機。同時，傳感器和電機將信號傳遞給MotoHawk，并上傳給LabVIEW，實現(xiàn)數(shù)據(jù)顯示和存儲。垂向動力學試驗傳感器包括兩個位移傳感器和加速度傳感器，分別用于測量懸架位移、車身位移和車身加速度。伺服電機和驅動器與MotoHawk之間的通信通過CANopen協(xié)議完成。

3.2 Labview程序開發(fā)

測控系統(tǒng)界面基于PC機與MotoHawk平臺設計，兩者通過CAN卡連接。因此，前面板具備有CAN卡的設置模塊。LabVIEW與其它設備的通信只支持CAN總線通信，故前面板具備在CAN總線上接收和發(fā)送數(shù)據(jù)的功能，實現(xiàn)信號的采集和發(fā)送。圖形顯示模塊和存儲模塊可實現(xiàn)實時數(shù)據(jù)的監(jiān)測和存儲。測控界面可大致分為4部分:CAN卡設置模塊、CAN總線發(fā)送模塊、圖形顯示模塊和存儲模塊。設計的綜合性能試驗臺測控系統(tǒng)界面如圖8所示。

圖8 綜合性能試驗臺測控界面

試驗臺測控界面參數(shù)設置板能實現(xiàn)電機的啟動和停止，發(fā)送參數(shù)數(shù)據(jù)、試驗工況選擇和電機狀態(tài)顯示;試驗工況包括停止、勻速正反轉、sin曲線工況、掃頻工況和路面譜工況;面板能設置勻速時的轉速、sin曲線工況的振幅與頻率和路面譜工況的車速模式;因此，面板設計能實現(xiàn)垂向動力學試驗的3種試驗工況。圖形顯示板實現(xiàn)車身位移、車身加速度、懸架動撓度和實際電機轉速的顯示，以便觀測試驗的實時數(shù)據(jù)。

4 垂向動力學試驗臺的功能驗證

4.1 垂向加載系統(tǒng)的功能驗證

濾波白噪聲路面不平度時域模型［12］為

式中n1為路面不平度下截止空間頻率，n1= 0.01m－1，即最大波長A=100m。在Matlab/SIMULINK平臺上，建立路面速度輸入的模型，經過定步長的離散后將轉速數(shù)據(jù)發(fā)送給MotoHawk，設定路面等級為A級，車速為10m/s。路面譜速度輸入時電機實際轉速與目標轉速對比如圖9所示。

圖9A級路面譜加載電機轉速曲線

由圖可見，電機能很好地跟隨目標轉速，具有良好的動態(tài)響應特性。為考察電機對真實路面的模擬情況，對電機實際轉速進行積分，得到路面位移的曲線，并計算試驗時路面空間功率譜密度，結果如圖10所示。由圖可見，與A級路面的標準空間功率譜密度相比，伺服電機可很好地模擬A級路面不平度。受限于作動器的功率與支架強度，該試驗臺難以實現(xiàn)B級、C級或更粗糙的道路模擬功能。

圖10 電機加載模擬的A級路面功率譜密度

4.2 測試對象動態(tài)響應驗證

為驗證試驗臺架能否可靠地實現(xiàn)其預設功能，選取某同步帶傳動的單縱臂輪邊電驅動系統(tǒng)為試驗對象［13］，試驗臺總裝實物如圖11所示，基于試驗臺架對其進行垂向動力學試驗，并將該結果與ADAMS虛擬樣機中的結果進行對比驗證，該系統(tǒng)參數(shù)如表2所示。

圖11 受測對象實物圖

設定的路面輸入仍是頻率為2Hz、振幅為5mm的正弦載荷譜，測量得到的試驗數(shù)據(jù)和仿真分析的對比曲線如圖12所示。

表2 受測對象主要參數(shù)

圖12 垂向動力學試驗數(shù)據(jù)與仿真對比

由圖可見，通過試驗得到的簧載質量加速度、懸架彈簧動撓度和車輪動載荷與仿真結果吻合度很高，誤差很小，說明該試驗臺架能很好地反映被測系統(tǒng)的動態(tài)響應特性。

通過在樣機平臺上加裝傾角傳感器，該試驗平臺還可實現(xiàn)不同懸架類型及定位參數(shù)下車輪定位參數(shù)變化的檢測。對于文中所述的單縱臂輪邊電驅動系統(tǒng)，經測試其在車輪垂向跳動±40mm下的車輪外傾角，前束角的變化如圖13所示。

圖13 車輪定位參數(shù)變化

基于單縱臂懸架的運動原理，樣機車輪外傾角和前束變化應為零，但實際考慮到車架硬點處橡膠襯套的撓性，上述定位參數(shù)會有圖示微小的變化。說明試驗臺除了垂向動力學的測試，還能準確反映懸架的彈性運動學特性，為懸架硬點參數(shù)的優(yōu)化設計和彈性件的匹配提供參考與驗證平臺。

5 結論

為適應分布式輪邊電驅動系統(tǒng)的研發(fā)需求，本文中介紹了自主設計的硬點可調式獨立懸架垂向加載試驗臺的設計過程，并通過實際的試驗驗證了該試驗臺的基本功能，具體包括:

(1)提出伺服電機配合滾珠絲桿的高性價比垂向激勵的加載方案，總結了系統(tǒng)關鍵零部件，包括電機、滾珠絲桿、軸承等的設計校核方法。

(2)為適應不同的懸架類型、不同的硬點數(shù)量和位置，設計了一套硬點可調系統(tǒng)，包括采用組合直線導軌配合方位云臺的坐標定位系統(tǒng)和基于Stewart并聯(lián)機構的可變車架機構。推導了系統(tǒng)輸入參數(shù)和目標方位之間的參數(shù)映射關系;基于作圖法確定了可變車架機構的工作空間邊界，為試驗臺的總布置提供重要依據(jù)。

(3)基于LabVIEW和MotoHawks開發(fā)平臺，設計了試驗臺測控系統(tǒng)，能實現(xiàn)數(shù)據(jù)發(fā)送、采集、圖形顯示和數(shù)據(jù)存儲。經試驗調試，系統(tǒng)能夠滿足功能要求，運行良好。

該試驗臺由于考慮了實際的懸架結構形式，更貼近實際情況，在該平臺下進行垂向動力學試驗更能反映垂向運動與側向運動的耦合特性，從而得出更為準確的結果。今后還可進一步添加側向力加載模塊，并與整車試驗結果對比，進行更廣泛的懸架動力學研究。

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Chen Xinbo1，2，Wang Wei1，2，Yang Yang1，Liu Yiling1＆Chen Xi3
1.School of Automotive Studies，Tongji University，Shanghai 201804; 2.Clean Energy Automotive Engineering Center，Tongji University，Shanghai201804; 3.School of Mechanical Engineering，Tongji University，Shanghai201804

Recently a high-level integration trend manifests in the design of independent suspension with guiding mechanism and distributed wheel drive system of EVs．To meet the development requirements of suspensionwheel drive integrated system，and focusing on the functions of vertical dynamics matching design of independent suspension and wheel alignment parameter measurement with consideration of real suspension structure，a comprehensive performance test rig for independent suspension with adjustable hard points is designed．In the test rig，a 6 DOF Stewart moving platform is introduced to achieve the position and posture adjustments of vehicle body hard points，which greatly enhance the generality of test rig，and gantry guild rail and pan-tilt platform are utilized for the accurate alignment of hard points．The results of simulation and test show that the test rig designed can well reflect the vertical dynamics characteristic of suspension-wheel drive integrated system and the movement of suspension，providing the test conditions for further analysis and optimization of the system．

in-wheel motor drive;test rig;suspension dynamics;spatial parallel mechanism;adjustable hard points

10．19562/j．chinasae．qcgc．2017．06．013

*國家自然科學基金(51375344和U1564207)資助。

原稿收到日期為2016年6月15日，修改稿收到日期為2016年8月17日。

王威，博士研究生，E-mail:moriaty-wang@163．com。

Analysis and Design of a Vertical Loading Test Rig for Independent Suspension with Adjustable Hard Points