丁 偉，何 潔，呂宣坤

某電動微型車提升不足轉(zhuǎn)向度的優(yōu)化措施

丁 偉，何 潔，呂宣坤

（徐州淮海新能源汽車有限公司，江蘇 徐州 221000）

為改善基于前驅(qū)車底盤平臺開發(fā)的電動微型車不足轉(zhuǎn)向度偏小的問題，文章通過分析車輛不足轉(zhuǎn)向度的產(chǎn)生機理和影響因素，結(jié)合電動微型車懸架結(jié)構(gòu)特點，從懸架硬點、彈性件、襯套等方面提出了優(yōu)化措施，同時搭建整車動力學仿真模型，借助整車仿真綜合評估優(yōu)化措施對不足轉(zhuǎn)向度和側(cè)傾梯度的影響。結(jié)果顯示優(yōu)化措施可提升微型車的不足轉(zhuǎn)向度。

電動微型車；不足轉(zhuǎn)向度；懸架結(jié)構(gòu)；側(cè)傾梯度

市面上常見的2門4座電動微型車軸距多為1.9～2.1 m，此類車型底盤前懸架一般采用麥弗遜獨立懸架，后懸架結(jié)構(gòu)采用拖曳臂式非獨立性懸架，并采取電機固定在后橋上的后置后驅(qū)方式。相對于傳統(tǒng)乘用車，該電動微型車在以下方面與傳統(tǒng)乘用車有較大的差異：

1）前后軸荷分配有差異，即電動微型車三電系統(tǒng)布置趨于后軸，其后軸荷質(zhì)量大于前軸荷質(zhì)量；

2）驅(qū)動方式有差異，即傳統(tǒng)乘用車多采用前輪驅(qū)動，而電動微型車采用后輪驅(qū)動；

3）輪胎有差異，即傳統(tǒng)乘用車輪胎規(guī)格大，電動微型車趨于使用輪轂為43 cm（13寸）以下的輪胎規(guī)格，為了在有限的電池容量下提升續(xù)航里程，多采用低滾阻輪胎，其相對同規(guī)格普通胎減弱了輪胎的抓地力。

鑒于電動微型車后軸載荷大，后輪在提供驅(qū)動力的同時減弱了輪胎能提供的側(cè)向力，因此，導致后輪抓地力不足，易產(chǎn)生過多轉(zhuǎn)向甚至掉頭甩尾，使駕駛員和乘客陷于危險中。為了改善因后輪驅(qū)動引起的側(cè)向抓地力不足而產(chǎn)生過多轉(zhuǎn)向問題，常規(guī)后驅(qū)微型車往往采用差異化的輪胎配置，即后軸輪胎的尺寸規(guī)格大于前軸，若基于電動微型車的成本考慮，該有效措施則得不到應(yīng)用。因此，基于傳統(tǒng)乘用車底盤平臺開發(fā)的電動微型車，應(yīng)著重考慮車輛的行駛穩(wěn)定性。

1 不足轉(zhuǎn)向度產(chǎn)生機理和影響因素

不足轉(zhuǎn)向度是衡量汽車操縱穩(wěn)定性的重要指標，具有適當不足轉(zhuǎn)向度的車輛能使駕駛員清晰地感知車輛的運動狀態(tài)，從而提升駕駛車輛的行駛穩(wěn)定性。

車輛的轉(zhuǎn)向特性可分為三類，即中性轉(zhuǎn)向、不足轉(zhuǎn)向和過多轉(zhuǎn)向，常用穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)試驗來描述車輛的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)，如圖1所示。操縱汽車先以最低穩(wěn)定速度沿規(guī)定的圓周行駛，接著固定車輛轉(zhuǎn)向盤，同時緩慢增加車速[1]，隨著車速的增加，具有不足轉(zhuǎn)向特性的車輛轉(zhuǎn)彎半徑越來越大；中性轉(zhuǎn)向特性的車輛轉(zhuǎn)彎半徑不變；過多轉(zhuǎn)向特性的車輛轉(zhuǎn)彎半徑越來越小[2]。

圖1 轉(zhuǎn)向特性圖

若將前輪轉(zhuǎn)角作為輸入，轉(zhuǎn)彎半徑作為輸出，則轉(zhuǎn)彎半徑為

式中，為前輪轉(zhuǎn)角；為軸距；為轉(zhuǎn)彎半徑；f和r分別為前、后輪側(cè)偏角。

由式（1）可知，在一定前輪轉(zhuǎn)角時，若車速極低，前、后輪側(cè)偏角可以忽略不計時轉(zhuǎn)彎半徑為0；當車速提高后，車輪在側(cè)向力等作用下逐漸產(chǎn)生側(cè)偏角。若前、后輪側(cè)偏角度差為正值（＞0），汽車的轉(zhuǎn)彎半徑逐漸增大，這就是不足轉(zhuǎn)向特性[3]。

不足轉(zhuǎn)向特性產(chǎn)生機理分為以下四種方式[4]：

1）車輛側(cè)傾的影響：轉(zhuǎn)向時車身側(cè)傾引起彈性元件變形，懸架導向機構(gòu)和轉(zhuǎn)向桿系的運動學特性引起車輪轉(zhuǎn)角和外傾角的變化，從而影響車輛的不足轉(zhuǎn)向特性。

2）軸荷分配和輪胎側(cè)偏角剛度的影響：整車重量在前、后軸上的分配上存在差異，加之側(cè)傾時前、后軸內(nèi)外輪的載荷轉(zhuǎn)移差異，轉(zhuǎn)向時作用在前、后軸的側(cè)向力和等效側(cè)偏角剛度均存在差異，從而引起前、后輪的側(cè)偏角存在差異，從而影響車輛的不足轉(zhuǎn)向特性。

3）輪胎所受力和力矩特性的影響：轉(zhuǎn)向時車輪受到來自地面的側(cè)向力、縱向力、垂直力等，由于懸架系統(tǒng)具有一定的彈性，在以上作用力下會使車輪發(fā)生前束角和外傾角的變化，使車輛偏離初始運動軌跡，從而影響車輛的不足轉(zhuǎn)向特性。

4）回正力矩的影響：鑒于主銷內(nèi)傾角和主銷后傾角的存在，轉(zhuǎn)向時車輪繞主銷旋轉(zhuǎn)使得車輪的勢能增加，同時試圖使車輪擺脫轉(zhuǎn)向恢復直線行駛，從而影響車輛的不足轉(zhuǎn)向特性。

基于不足轉(zhuǎn)向度產(chǎn)生的機理，影響不足轉(zhuǎn)向度的主要因素如表1所示。

表1 不足轉(zhuǎn)向度的影響因素

主要因素影響方式 輪胎輪胎規(guī)格、輪胎的側(cè)偏特性 軸荷前、后軸荷分配比例影響輪胎的側(cè)偏特性 側(cè)傾載荷轉(zhuǎn)移側(cè)傾剛度、側(cè)傾中心、質(zhì)心位置等影響側(cè)傾軸荷轉(zhuǎn)移大小，進而影響輪胎的側(cè)偏特性 側(cè)傾轉(zhuǎn)向側(cè)傾時轉(zhuǎn)向機構(gòu)和懸架結(jié)構(gòu)的共同運動影響輪胎轉(zhuǎn)角變化 外傾推力外傾推力通過懸架結(jié)構(gòu)和輪胎側(cè)偏特性影響輪胎轉(zhuǎn)角變化 側(cè)向力轉(zhuǎn)向側(cè)向力通過懸架結(jié)構(gòu)引起輪胎轉(zhuǎn)角變化 回正力矩轉(zhuǎn)向回正力矩通過懸架結(jié)構(gòu)引起輪胎轉(zhuǎn)角變化

綜合以上分析，不足轉(zhuǎn)向特性是由多種因素共同影響的綜合指標，其主要影響因素可以歸納為輪胎、軸荷、質(zhì)心位置、側(cè)傾剛度及懸架結(jié)構(gòu)。

2 沿用底盤結(jié)構(gòu)分析

該電動微型車前懸架沿用原麥弗遜獨立懸架結(jié)構(gòu)，基于成本控制取消原車型的前橫向穩(wěn)定桿裝置，后懸架為拖曳臂式非獨立懸架，其中驅(qū)動裝置集成在后驅(qū)動橋上，后橋兼顧驅(qū)動和承載作用。電動微型車底盤架構(gòu)如圖2所示。

圖2 電動微型車懸架結(jié)構(gòu)圖

基于沿用原底盤架構(gòu)，搭建整車仿真模型，沿用原車型底盤架構(gòu)開發(fā)的電動微型車不足轉(zhuǎn)向度參數(shù)和仿真結(jié)果如表2、圖3、圖4所示。

表2 電動微型車不足轉(zhuǎn)向度參數(shù)

項目參數(shù)值目標值 前懸架側(cè)傾剛度/[(Nm)/deg]247≥300 后懸架側(cè)傾剛度/[(Nm)/deg]656≥300 整車側(cè)傾剛度/[(Nm)/deg]903≥600 0.4g側(cè)傾梯度/(deg/g)4.82≤6.00 0.2g時不足轉(zhuǎn)向度(@車輪)/(deg/g)0.9≥2.0 過多轉(zhuǎn)向點側(cè)向加速度/g0.5≥0.6

圖3 電動微型車不足轉(zhuǎn)向度

圖4 電動微型車側(cè)向加速度&側(cè)傾角

從結(jié)果可知，若沿用原車型底盤架構(gòu)，電動微型車僅側(cè)傾梯度指標滿足設(shè)計目標，其不足轉(zhuǎn)向度數(shù)值和過多轉(zhuǎn)向點側(cè)向加速度數(shù)值偏小，考慮到電動微型車軸距短、響應(yīng)快，偏小的數(shù)值容易使車輛由不足轉(zhuǎn)向轉(zhuǎn)變?yōu)檫^多轉(zhuǎn)向，影響車輛行駛穩(wěn)定性。

因此，直接沿用原平臺車型底盤開發(fā)電動微型車不可取，考慮到開發(fā)初期基于成本確定了輪胎規(guī)格，基于人機和高壓三電布置鎖定了前、后軸荷的分配和質(zhì)心位置。在基于原平臺底盤架構(gòu)開發(fā)的原則下，保證零件通用率的同時，應(yīng)著重從整車的側(cè)傾剛度和懸架結(jié)構(gòu)方面進行優(yōu)化設(shè)計，以較小的改動量提升底盤行駛穩(wěn)定性。

3 懸架硬點優(yōu)化分析

3.1 前懸架硬點優(yōu)化分析

原平臺車型采用前置前驅(qū)的驅(qū)動形式，其驅(qū)動裝置布置在前機艙內(nèi)，使得轉(zhuǎn)向拉桿布置在前輪心后側(cè)（簡稱：拉桿后置）。當車輛轉(zhuǎn)向時，車輪會受到來自地面提供的側(cè)向力，其會影響車輪運動，采用拉桿后置的方案在利用側(cè)向力提升不足轉(zhuǎn)向度的效率上低于轉(zhuǎn)向拉桿前置的方案，如圖5所示。該電動微型車驅(qū)動裝置后移至后橋上，使原驅(qū)動裝置布置位置空置，為轉(zhuǎn)向拉桿調(diào)整到前輪心前面提供了布置空間。

圖5 調(diào)整前后轉(zhuǎn)向拉桿布置圖

轉(zhuǎn)向拉桿布置硬點調(diào)整后，整車最小轉(zhuǎn)彎直徑和Ackerman率如表3所示，均符合設(shè)定目標值，進一步通過數(shù)字化電子樣車（Digital Mock Up, DMU）運動校核，調(diào)整后轉(zhuǎn)向拉桿、輪胎包絡(luò)與周邊間隙均符合設(shè)計要求。

表3 轉(zhuǎn)向性能參數(shù)對比分析

轉(zhuǎn)向性能參數(shù)調(diào)整前調(diào)整后目標值 內(nèi)輪轉(zhuǎn)角/deg37.8038.14≥36 外輪轉(zhuǎn)角/deg30.3030.95≥30 最小轉(zhuǎn)彎直徑/m8.398.30＜8.50 20° Ackerman率/%53.256.8＞45.0

前懸架調(diào)整前、后性能參數(shù)如表4所示。

表4 前懸架性能參數(shù)

前懸架初始方案優(yōu)化方案 備注 跳動前束/(deg/m)-13.9-14.5 跳動外傾/(deg/m)-15.3-18.6 側(cè)傾中心高度/mm93.6106.0 側(cè)傾轉(zhuǎn)向/(deg/deg)0.158 50.163 3正值為不足轉(zhuǎn)向 側(cè)傾外傾/(deg/deg)-0.825 3-0.790 5 側(cè)向力轉(zhuǎn)向/(deg/kN)-0.041 30.093 0正值為不足轉(zhuǎn)向 側(cè)向力外傾/(deg/kN)-0.026 9-0.038 4 回正力矩轉(zhuǎn)向/[deg/k(Nm)]6.407.45正值為不足轉(zhuǎn)向

從仿真結(jié)果可知，采用轉(zhuǎn)向拉桿布置在輪心前面，在保持前束梯度和側(cè)傾轉(zhuǎn)向梯度不變的前提下，將側(cè)向力轉(zhuǎn)向由過多轉(zhuǎn)向優(yōu)化到不足轉(zhuǎn)向，從而提升整車不足轉(zhuǎn)向度。

3.2 后懸架硬點優(yōu)化分析

電動微型車后懸架采用后橋驅(qū)動的拖曳臂結(jié)構(gòu)，后橋通過后縱臂與車身連接，其在后橋與車身后部的橫向推力桿為后懸架提供側(cè)向支撐。該懸架結(jié)構(gòu)往往基于舒適性考慮將后縱臂前鉸接點布置高于后輪心，其優(yōu)點在于提供恰當?shù)目v向柔度，以緩解車輪受縱向沖擊時傳遞到車身的振動。該鉸接點布置位置同時影響側(cè)傾轉(zhuǎn)向?qū)Σ蛔戕D(zhuǎn)向度的貢獻量?；诶碚摲治鰧⒑罂v臂前鉸接安裝硬點沿向下移30 mm，調(diào)整后縱臂前鉸接點低于后輪心24 mm，有利于提升側(cè)傾轉(zhuǎn)向?qū)Σ蛔戕D(zhuǎn)向的貢獻量，如圖6所示。

圖6 后懸架硬點調(diào)整圖

后懸架硬點調(diào)整前、后性能參數(shù)如表5所示。

表5 后懸架性能參數(shù)分析

前懸架初始方案調(diào)整方案備注 跳動前束/(deg/m)-0.010 500.011 08 跳動外傾/(deg/m)0.000.00 側(cè)傾中心高度/mm275268 側(cè)傾轉(zhuǎn)向/(deg/deg)0.099 40.040 4正值為過多轉(zhuǎn)向 側(cè)傾外傾/(deg/m)-82.8-88.8 側(cè)向力轉(zhuǎn)向/(deg/kN)-0.031 6-0.031 6正值為過多轉(zhuǎn)向 側(cè)向力外傾/(deg/kN)0.000.00 回正力矩轉(zhuǎn)向/[deg/k(Nm)]-0.287-0.287

從仿真結(jié)果可知，后縱臂前鉸接點向下移30 mm，保持外傾特性、回正力矩特性不變，降低后軸側(cè)傾轉(zhuǎn)向趨于過多轉(zhuǎn)向的變化趨勢，其有利于提升整車不足轉(zhuǎn)向度。

4 彈性件匹配優(yōu)化

4.1 螺旋彈簧與緩沖塊匹配分析

電動微型車取消原底盤平臺使用的前橫向穩(wěn)定桿，導致后懸架側(cè)傾剛度大于前懸架，前、后懸架側(cè)傾剛度分配不利于提升不足轉(zhuǎn)向度。增加前懸架的側(cè)傾剛度，可以改善前軸左右輪荷轉(zhuǎn)移對車輛穩(wěn)態(tài)響應(yīng)的影響。

在不使用橫向穩(wěn)定桿的前提下，提升前懸架側(cè)傾剛度可行的措施有加大彈簧剛度和盡早借助緩沖塊的接觸剛度的作用。加大彈簧的剛度直接影響懸架初始姿態(tài)的偏頻，結(jié)合前、后懸架偏頻考慮，維持后懸架彈簧剛度不變，適當增大前懸架彈簧剛度。

緩沖塊可以等效為懸架副簧，介入的瞬間會增加懸架的剛度，影響懸架的偏頻，因此，控制緩沖塊初段線性區(qū)剛度是舒適性匹配的重點。

原平臺車型前懸架采用橡膠材質(zhì)緩沖塊，高度為50 mm，整備姿態(tài)時距限位面間隙為30 mm，經(jīng)分析前輪從整備到滿載運動過程中，緩沖塊均未起作用，不利于抑制大側(cè)傾角下車身姿態(tài)的變化。

優(yōu)化后，前懸架采用聚氨酯材質(zhì)緩沖塊，高度為70 mm，整備姿態(tài)時距限位面間隙為10 mm，選型緩沖塊的唇口為空心結(jié)構(gòu)，初始的線性段剛度和過渡段的剛度都盡量小，直線段和非線性段剛度曲線過渡平滑。優(yōu)化前、后整車偏頻對比如表6所示。

乘用車推薦的后懸架與前懸架偏頻比范圍為1.0～1.2，優(yōu)化后的整備姿態(tài)偏頻比滿足推薦范圍。半載和滿載姿態(tài)下，由于前緩沖塊的介入，前懸架剛度加大，偏頻比低于推薦范圍?？紤]到緩沖塊介入時，前懸架剛度變化量為10 N/mm，且半載、滿載姿態(tài)下前懸架偏頻≤2 Hz，因此，接受優(yōu)化后的狀態(tài)。

表6 優(yōu)化前、后懸架偏頻對比

項目優(yōu)化前優(yōu)化后 前懸架后懸架前懸架后懸架 彈簧剛度/(N/mm)15161816 懸架剛度/(N/mm)整備16.317.118.917.1 半載17.616.92916.9 滿載18.015.929.415.9 偏頻/Hz整備1.591.871.711.87 半載1.481.641.901.64 滿載1.461.341.871.34 后懸架與前懸架偏頻比整備1.171.11 半載1.110.86 滿載0.920.72

4.2 減振器行程分析

鑒于該微型車設(shè)定的側(cè)傾梯度目標相對傳統(tǒng)車偏大，偏小的側(cè)向加速度會產(chǎn)生偏大的車身側(cè)傾角，使內(nèi)側(cè)輪心相對輪眉運動行程加大，如：偏小的輪心下跳行程會引起內(nèi)側(cè)輪胎較早離地失去抓地力，從而影響車輛的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)。

表7 前、后懸架輪跳行程對比 單位：mm

項目前懸架后懸架 減振器行程115125 整備—上極限輪心行程6390 整備—下極限輪心行程6550

后懸架從整備姿態(tài)到下極限輪心行程偏小，經(jīng)分析減振器內(nèi)部尺寸，調(diào)整活塞桿的長度和限位塊的高度，在保證安全間隙的條件下，將后減振器的行程調(diào)整至135 mm，從整備到下極限姿態(tài)的后輪心下跳行程增加至65 mm，有效改善因下跳行程不足引起的后輪離問題。

5 基于整車性能的襯套優(yōu)化

5.1 前懸架襯套優(yōu)化

為進一步提高整車不足轉(zhuǎn)向度和過多轉(zhuǎn)向點對應(yīng)的側(cè)向加速度，可優(yōu)化懸架襯套結(jié)構(gòu)，提升車輪在受到地面?zhèn)认蛄?、回正力矩時對不足轉(zhuǎn)向度的貢獻。借助動力學分析前懸架襯套剛度對束角變化的靈敏度，如圖7所示。

圖7 前懸架襯套對束角靈敏度分析

基靈敏度分析可知，前擺臂后襯套的向剛度對束角的變化敏感度高，降低襯套向剛度值，有利于提高側(cè)向力前束變化趨勢。經(jīng)與襯套供應(yīng)商討論后，將前擺臂后襯套向改用空心結(jié)構(gòu)，向初始剛度由3 000 N/mm降低到600 N/mm，如表8所示。

表8 襯套優(yōu)化方案

方案優(yōu)化前優(yōu)化后 Y向剛度/(N/mm)3 000600 更改襯套結(jié)構(gòu)

優(yōu)化前、后前輪束角對比分析如表9所示。

表9 前輪束角對比分析

束角前懸架備注 優(yōu)化前優(yōu)化后 跳動前束/(deg/m)-14.5-13.2 側(cè)向力前束/(deg/kN)0.093 00.296 3正值為不足轉(zhuǎn)向 側(cè)傾前束/(deg/deg)0.163 30.150 2 回正力矩前束/[deg/k(Nm)]7.458.95正值為不足轉(zhuǎn)向

通過對比分析，更改襯套結(jié)構(gòu)提升了前輪的側(cè)向力前束值和回正力矩前束值，其變化有利于提升整車不足轉(zhuǎn)向度。

5.2 后懸架襯套分析

鑒于后懸架側(cè)傾剛度遠大于前懸架，在前、后懸架偏頻匹配后，未能通過調(diào)整彈性件降低后懸架的側(cè)傾剛度。為進一步降低其側(cè)傾剛度，借助動力學分析后懸架襯套對側(cè)傾剛度變化的靈敏度，仿真結(jié)果如圖8所示。

圖8 后懸架襯套對側(cè)傾剛度靈敏度分析

基于襯套剛度對后懸架側(cè)傾剛度的靈敏度分析，后縱臂中、后襯套的向（徑向剛度）剛度對懸架的側(cè)傾剛度影響大，降低襯套的徑向剛度會降低懸架的側(cè)傾剛度，如表10所示。后縱臂中、后襯套徑向結(jié)構(gòu)如圖9所示。

表10 后縱臂中、后襯套徑向剛度對側(cè)傾剛度分析

參數(shù)項數(shù)值 中、后襯套徑向剛度/(N/mm)2 000+2 0001 500+1 5001 200+1 200 側(cè)傾剛度/[deg/(Nm)]656553480

圖9 后縱臂中、后襯套徑向結(jié)構(gòu)

降低后縱臂中、后襯套徑向剛度會改善前、后側(cè)傾剛度的分配，降低側(cè)傾時后軸左右載荷轉(zhuǎn)移量和后軸的側(cè)偏角，有利于提升整車不足轉(zhuǎn)向度。同時降低整車的側(cè)傾剛度，提升整車側(cè)傾梯度。因此，該襯套的匹配需要結(jié)合整車性能整體分析后確定。

6 整車仿真分析

將優(yōu)化后措施代入整車仿真分析中，優(yōu)化前、后整車不足轉(zhuǎn)向度對比分析如表11所示，仿真曲線圖如圖10、圖11所示。

表11 電動微型車不足轉(zhuǎn)向度對比分析

項目ORI初始車OPT_AOPT_B設(shè)計要求 前彈簧剛度/(N/mm)151818 后彈簧剛度/(N/mm)161616 前緩沖塊材質(zhì)NRNDINDI 后緩沖塊材質(zhì)NRNRNR 前減振器行程/mm115115115 后減振器行程/mm125135135 前擺臂后襯套Y向剛度/(N/mm)3 000600600 后縱臂前點Z坐標-15-45-45 后縱臂中后襯套徑向剛度/(N/mm)2 000+2 0001 500+1 5001 200+1 200 0.4g側(cè)傾梯度/(deg/g)4.825.626.15≤6.00 0.2g時不足轉(zhuǎn)向度(@車輪)/(deg/g)0.902.122.23≥2.00 過多轉(zhuǎn)向點的側(cè)向加速度/g0.5000.6150.627≥0.600

注：NR：丁腈橡膠（Nitrile Rubber），代指橡膠材質(zhì)緩沖塊；NDI：1,5-奈二異氰酸脂（1,5-Naphthalene Diisocyanate），代指聚氨酯材質(zhì)緩沖塊。

圖10 電動微型車不足轉(zhuǎn)向度對比圖

圖11 電動微型車側(cè)傾角度&側(cè)向加速度

經(jīng)整車仿真分析，選定OPT_A優(yōu)化方案，電動微型車的不足轉(zhuǎn)向度、側(cè)傾梯度指標均滿足設(shè)計目標要求，優(yōu)化方案可行。

7 總結(jié)

本文基于提升電動微型車的不足轉(zhuǎn)向度，介紹不足轉(zhuǎn)向度的產(chǎn)生機理和影響因素，基于電動微型車懸架的結(jié)構(gòu)特點，提出了優(yōu)化硬點布置、匹配彈性件、調(diào)整襯套結(jié)構(gòu)等措施。鑒于影響整車不足轉(zhuǎn)向度的因素也會對側(cè)傾梯度等性能目標有影響，提升該指標的同時應(yīng)綜合考慮整車性能目標。因此，搭建整車動力學仿真模型，借助整車仿真綜合評估優(yōu)化方案，優(yōu)化后的車輛具有適當?shù)牟蛔戕D(zhuǎn)向度和側(cè)傾梯度，滿足底盤性能設(shè)定的目標值，提升了車輛的行駛穩(wěn)定性。

[1] 全國汽車標準化技術(shù)委員會.汽車操縱穩(wěn)定性試驗方法:GB/T 6323－2014[S].北京:中國標準出版社, 2014.

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Optimization Measures for Improving Understeer of an Electric Mini-vehicle

DING Wei, HE Jie, LV Xuankun

( Xuzhou Huaihai New Energy Vehicle Company Limited, Xuzhou 221000, China )

In order to improve the problem of the lack of understeer for electric mini-vehicle based on the front drive chassis platform, this paper analyzes the generation mechanism and influencing factors of the understeer of the vehicle, combines the structural characteristics of the electric mini-vehicle suspension, proposes optimization measures from the aspects of hard points, elastic parts, bushings, etc., meanwhile builds the vehicle dynamics simulation model, and comprehensi- vely evaluates the impact of the optimization measures on the understeer and roll gradient with the help of the vehicle simulation. The results show that the optimization measures can improve the understeer degree of the mini-vehicle.

Electric mini-vehicle;Understeer;Suspension structural;Roll gradient

U463.33

A

1671-7988(2023)12-12-06

丁偉（1985－），男，工程師，研究方向為底盤懸架設(shè)計，E-mail:382752209@qq.com。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2023.012.003