直接侧向力控制

2024-08-12

直接侧向力控制（共5篇）

直接侧向力控制篇1

直驱风力发电系统在机侧部分使用直接驱动技术,减小了噪声污染。具有后期维护成本低、系统稳定性和可靠性高、并网控制方便等优点,所以是变速恒频风力发电系统未来的主流。

双级矩阵变换器(TSMC)因其具有输入输出性能优良、结构紧凑、效率高等优点,在变速恒频风力发电系统中有着较大的应用潜力[1,2,3,4]。目前, 将TSMC应用于直驱风力发电系统的研究已经成为风电及电力电子领域的研究热点。由于TSMC中间没有储能元件,容易实现风电机组的最大风能跟踪[2],不需要对稳定直流电压功率进行平衡控制,降低了系统的复杂性,简化了控制过程。

TSMC直驱风力发电系统已有的控制策略大多采用外环转速环或者功率环,内环为电流环的双闭环控制结构[2,3,4,5]。该控制方案需涉及多个坐标变换及PI控制运算,其运行性能很大程度上依赖于系统参数的准确性和电流内环的控制策略, 控制结构复杂、控制效果不佳。

为了克服以上方法不足,本文提出了一种TSMC直驱风力发电系统的预测直接功率控制 (P-DPC)策略。建立了系统并网瞬时功率的预测模型,推导了两相静止坐标系下并网功率的P-DPC控制器方程,获得TSMC逆变级下一个开关周期SVM的电压参考。所提方法结合TSMC无中间储能环节特点,通过TSMC逆变级的P-DPC控制策略来实现最大风能输出功率调节和变速恒频控制,无需进行稳定直流电压的功率平衡控制,降低了控制复杂度;无需检测电网电压相位信息、无需同步旋转坐标变化和电流环解耦控制;开关频率固定,系统具有良好的动静态性能。仿真研究验证了该方法的可行性和有效性。

1最大风能跟踪原理

由贝兹理论,风力机捕获的风能[5,6,7]可以表示为

式中:ρ为空气密度;vω为风速;A为风力机风轮扫过面积;Cp为风能转换系数,反映风力机利用风能的效率[8]。

Cp是叶尖比λ和桨距角θ函数,又

式中:ω为风力机的机械角速度;R为风轮半径。

当桨距角θ一定时,在一定风速下,有一个最佳转速,可以让风力机运行在最佳叶尖比λopt,得到最大风能利用系数Cp max,此时风力机转换效率最高,如图1所示。

因此,对于某一特定风速,风力机在特定的转速下运行才能实现最大风能跟踪。在某一个风速下,风力机的功率曲线上有一个最优转速和最大功率点。将不同风速下对应的最大功率点串起来就得到最佳功率曲线[9,10]。把各风速下对应的最大功率点串一起就可得到最佳功率曲线。风力机的最佳功率Popt与转速的关系为

最大风能跟踪表示,当风速变化时,风力机转速能够及时变化,使风力机始终保持在最佳叶尖速比的状态[9,11,12]。此时,系统运行在最佳功率曲线上。本文通过控制TSMC逆变级输出有功功率来调节发电机转速。

2TSMC网侧功率控制原理

图2是TSMC直驱风力发电系统主电路结构图,由风力机、永磁同步发电机(PMSG)、TSMC和滤波器组成。定子与TSMC整流级连接,逆变级连接电网,TSMC将发电机输出的变压变频交流电变换成电压和频率恒定的交流电后并入电网。

TSMC中间无储能元件,逆变级输出端最佳有功功率指令Po*与转速的关系为[5,9]

式中:DP为总的损耗。

根据有功功率指令Po*控制逆变级实际输出的有功功率,从而,风力机按式(2)的规律实时捕获最大风能,最大风能跟踪控制得到了实现[9]。

3TSMC逆变级预测直接功率控制策略

假定三相电网电压平衡,网侧逆变级在静止坐标系下的输出电流方程为

式中:iα,iβ为逆变级输出电流在αβ坐标系下的分量;usα,usβ为逆变级输出电压在αβ坐标系下的分量;eα,eβ为电网电压在αβ坐标系下的分量;R,L分别为网侧线路电阻和电感。

假定采样周期为Ts,将式(4)离散化可得:

逆变级在静止αβ坐标系下瞬时有功功率Po和无功功率Qo可表示[13]为

若选定采样周期足够小,可以认为电网电压的值在相邻的2个开关周期内不变[14],即eα(k + 1) = eα(k),eβ(k + 1) = eβ(k),则在连续2个采样周期内有功功率和无功功率的变化DPo和DQo可以表示为

将式(5)代入式(7),不计电阻压降,写成矩阵形式可得到

逆变级的预测直接功率控制目标是使TSMC输出的有功功率和无功功率在k+1时刻达到给定值,即

式中:Po*(k + 1)和Qo*(k + 1)分别为有功功率和无功功率在k+1时刻的给定值。

Po*(k + 1),Qo*(k + 1)根据k时刻功率给定值及k-1时刻功率的给定值,通过线性插值法[15]可得:

将式(9)代入式(8)得:

式中:Po*即为式(3)的逆变级最佳输出有功功率指令,从而使得逆变级的输出有功功率跟踪该风速下对应的最佳有功功率参考值;usα(k),usβ(k)为采用空间矢量调制的TSMC逆变级在静止坐标下的输出电压参考信号。

基于P-DPC的TSMC直驱风力发电系统控制框图如图3所示。由最佳风能跟踪算法得到有功功率参考值,无功功率由电网的需求而定,一般设为0。将网侧输出三相电压电流进行αβ坐标变换,通过计算得到实际的有功功率和无功功率,然后分别与有功功率和无功功率参考值进行比较,按照式(11)得到αβ坐标下逆变级控制信号分量,再通过αβ坐标—三相静止坐标变换获得逆变级的三相参考电压信号。

TSMC整流级采用开环控制 ,其在一个PWM周期内输出两级电压,且开关频率大大高于输入电压频率,因此在一个PWM周期内的2个线电压可以看成常量,逆变级根据控制系统给出的三相参考电压在一个PWM周期内分别在两级电压下各进行1次空间矢量调制[16]。

4仿真分析

使用仿真软件Matlab/Simulink,搭建TSMC直驱风力发电系统的模型,对其进行仿真研究。仿真各项参数如下:

1)风力机参数:大气密度1.225 kg/m3,桨距角β=0,λopt和CPopt分别为9和0.31,叶片半径28 m;

2)同步发电机额定功率为1 MW,极对数为28,定子电阻0.005 Ω,定子d轴和q轴电感皆为3.5 m H,定子额定电压690 V,定子额定电流850 A。额定转速2.3 rad/s;

3)电网电压和频率分别为690 V和50 Hz, 网侧电感和电阻分别为0.6 m H和0.03 Ω。功率基准值为1 MW,无功功率指令初始值为0(标幺值)。

仿真分以下3种情况进行。

1)风速变化时的有功功率跟踪。设初始风速为9 m/s,0.15 s时风速突变为5 m/s,如图4a所示。根据最大风能跟踪算法计算得到的最佳有功功率参考值如图4b所示。图4c和图4d分别为网侧输出有功功率和无功功率,图4e为机侧输出有功功率,图4f为发电机转速ω。从图4a~图4f可以看出,当风速变化时,发电机和逆变级输出有功功率能够快速跟踪最佳功率给定值,稳态无静差。

风速变化下,网侧电流波形如图5所示,电流波形为正弦波形,且频率前后保持不变。

2)设定风速为9 m/s保持不变,0.15 s时刻无功功率参考值由原来的0(标幺值)升到0.3(标幺值),仿真结果如图6所示,图6a和图6b显示无功功率响应迅速且超调量很小,无功功率变化时对有功功率影响很小,TSMC输出有功功率和无功功率实现了较好的解耦。

3)L参数变化下的仿真。设置L的值在原来的基础上减少30%,设定有功功率指令为0.8(标幺值),无功功率指令为0(标幺值)。0.15 s时无功功率指令变为0.3(标幺值),其他参数不变,进行仿真,得到网侧输出有功功率和无功功率波形如图7所示,仿真结果表明采用P-DPC方法可以在系统参数变化情况下维持系统稳定,其稳态特性与情况1)下的波形基本相同,系统解耦控制性能受参数扰动影响小。

4)同等风速及其变化下,PI控制系统与P-DPC控制系统输出有功功率仿真波形对比。图8为TSMC直驱风力发电系统的PI控制和P-DPC控制下输出有功功率仿真波形,从图8a与图8b的对比可知,P-DPC控制下输出有功功率波形脉动更小,能更快地到达稳定值,因此P-DPC控制下输出有功功率效果更佳。

5结论

本文提出了一种基于P-DPC的TSMC直驱风力发电系统控制策略,该方法具有如下特点:

1)通过网侧TSMC逆变级的P-DPC控制策略将最大风能跟踪输出功率调节、变速恒频控制集成实现,无需进行稳定直流电压的功率平衡控制,降低了控制复杂度;

2)无需检测电网电压相位信息、无需同步旋转坐标变化和电流环解耦控制,简化了控制算法;

3)基于瞬时功率预测模型和推导的P-DPC控制器方程,可以直接计算得到TSMC逆变级下一个开关周期的SVM参考电压,无需建立开关状态表,开关频率固定,使得EMI滤波器容易设计;

4)并网电流正弦,系统具有良好的动静态性能,解决了系统参数不精确造成的解耦效果不佳的问题。

摘要：建立了TSMC逆变级并网瞬时功率的预测模型,在此基础上提出了TSMC直驱风力发电系统的预测直接功率控制策略,将风力发电系统的风能输出功率调节、变速恒频控制由网侧TSMC逆变级的预测直接功率控制策略实现。所提方法无需检测电网电压相位信息、无需同步旋转坐标变化;开关频率固定,系统具有良好的动静态性能,解决了系统参数不精确引起的解耦效果不佳的问题,对系统的稳定性有一定提高。采用Matlab/Simulink构建TSMC直驱风力发电系统仿真模型进行仿真,仿真结果验证了该控制策略的可行性和有效性。

关键词：直驱风力发电,TSMC逆变级并网,最大风能跟踪,预测直接功率控制

厚板冲裁模侧向力分析和预防篇2

车架总成堪称重型车的脊梁,它的组成零件强度对整个汽车承载能力、使用寿命起着关键作用。车架总成主要由纵梁、横梁、连接板和其他零部件组成,这些零件一般在6-8mm,属于高强度钢。横梁和连接板有变化少、通用性强、需求量大的特点,很适合冲压工艺加工。怎样提高冲压模具使用状态和寿命,成为保障生产、稳定质量、控制成本最值得考虑的问题。

1、存在问题

影响厚板模具的状态和寿命的因素很多,但一个很致命的因素往往被忽略或考虑不周,那就是冲压过程中的侧向力。在冲压加工过程中,不仅非封闭冲裁模会产生侧向力,而且完全对称的冲裁模具也因各部位冲裁间隙不均、加工材料内部组织不均、送出料方向、机床精度等问题,也会产生侧向力。

模具的侧向力是一种有害的力,伴随着冲裁过程必然产生。如果设计时处理不好侧向力,不但很容易使冲裁间隙发生变化,造成模具局部镶块磨损、啃刃,甚至部件乃至整个模具报废,而且还会造成模具带料、产品不合格、机床运行精度下降、操作人员安全受影响等其他严重问题。有多套模具虽然考虑了侧向力,但还是出现防侧机构断裂,模具提前报废。究其原因,主要是前期侧向力分析和模具预防措施不到位。所以,提前分析冲裁模具的侧向力产生原因和大小,研究侧向力的预防措施成为提高厚板冲裁模寿命的重要措施。

2、侧向力的产生

模具冲裁中的侧向力是指模具工作中镶块受到的与冲裁方向垂直的,使镶块产生单向弯曲力距的作用力。

1.凸模2.凹模3.材料

镶块受到材料垂直方向的抗剪压力P,镶块挤入材料时,受到材料产生的弹力N及摩擦力F的作用。很明显,由于弹力N的存在,镶块才有可能产生侧向力。同时摩擦力F也是弹力N存在的前提,而摩擦力F则是凸模磨损的主要原因,也是模具卸料时应克服的卸料力。

在冲裁过程中,不同镶块受到的侧向力大小和方向不同。单个侧向力对模具局部产生影响,所有侧向力的合力对上下模座产生影响。

3、防侧力的大小

分析侧向力的大小,还需要从冲裁中凸模所受的弹力N开始。

式中:Fx——卸料力

KX——卸料力系数

L——冲裁周长

t——材料厚度

τ一—材料抗剪强度

μ——摩擦系数

可见,N的大小与冲裁力成正比。冲裁力越大,N就越大。实际上,冲裁力与镶块锋利程度、冲裁间隙、材料性能和厚度的波动等有关。另外,摩擦系数与镶块的表面光洁度、镶块瞬时温度等有关。所以,侧向力N不是定值。有研究表明,弹力N的大小是其相应位置冲裁力的30-40%。可通过以上公式计算局部侧向力,整个模具的侧向力可按照力的合成进行计算。

4、预防措施

侧向力对厚板冲裁模的影响,刚开始没有显现,在一段时间后,往往通过间隙偏、带料、零件毛刺等问题反映出来。等发现是侧向力引起的,就像人被人到了癌症中后期一样,有效的解决手段不多。最好的解决方法就是防患于未然,工艺分析确定出侧向力大小,模具设计阶段选择出合适的预防办法。

4.1 选择合理的工艺方案,降低模具的侧向合力大小

4.1.1 两个非对称件相向布置

使冲裁外形由不对称变为近似对称、由不封闭变为接近封闭。它不仅能使模具各部分侧向力互相抵消或大幅降低,而且效率提高1倍。这种办法对中小件非常适用。但缺点是,模具体积增大,制造费用增加,并要用较大冲床,只适合需求量特别大的零件。

4.1.2 增设工艺余边

根据零件的结构,在适当部位增添一个需要切除的工艺边,以达到冲压时平衡侧向力的目的。这种方法可有效平衡部分侧向力,但也会增加材料消耗。

4.1.3 改变冲压工艺方案

用板料剪切窄条或将角钢剪成短段时,通常采用单边剪切,有侧向力存在。若将单边剪切改为双边剪切,就能消除侧向力,并提高了工效和剪切质量。再如梯形件,将双边剪切改为落料,也同样的效果。

4.2 降低瞬时冲裁力,是减少侧向力影响最有效的途径

4.2.1 采用斜刃、阶梯冲、分段冲压或热冲等方法,以降低瞬时冲裁力。这样,模具镶块所受的最大侧向力也随之降低。

4.2.2 强力压料能防止板产生扭转力矩,作用于冲裁镶块的侧向力可降低10%～18%。与此同时,模具与板料之间的摩擦力也有所增加,从而提高了对侧向力的抵御。

4.2.3 有侧向力时,要尽量不用大间隙冲裁。因为大间隙冲裁使板料扭转,从而加大对镶块的侧向力。

4.3 提高上下模座之间的防侧能力

几乎所有零件,在加工过程会产生侧向力。如果上下模之间无防侧结构,加工过程中的侧向力主要由导柱导套来承担。在生产中出现,模具安装时是好的,但加工一定数量之后,模具间隙发生变化。这是侧向力导致上下模座错位引起相对位置发生变化。

根据侧向力大小有几种防侧设计。一种是模具设计有专门防侧结构,冲裁前提前啮合,冲裁过程中的侧向力内部已经抵消,这种一般用在侧向力很大的模具中;另一种是增强上下模座间的防侧能力,比如采用导板导向、或者增加导柱的直径或缩短长度的模具,一般厚板冲裁模都可以用这种结构。

4.4 提高镶块防侧向力的能力

冲裁模镶块,特别是凹模镶块的固定方式差异对侧向力的影响很大。凹模镶块的防侧设计有两个方面,首先是镶块外侧的防侧结构,其次是镶块的固定方式。选择合适的防侧结构是关键,常用的结构有实型铸造挡墙,或侧块、键。从效果上来看,挡墙最好,防侧块其次,键最差。镶块的固定方式对侧向力也起到重要作用,同一规格的螺栓销钉,布置方式、安装位置不同,产生的效果就不一样。我们有两套模具零件近似对称,凹模镶块外只设计键,虽然改为防侧块,但只使用了一年时间,模具就提前报废了。

5、结论

经过不断对问题模具分析、改进和总结,在后继模具设计中应用防侧技术,厚板冲裁模具崩刃少了,而且间隙偏、带料等“副产品”也大幅度降低,模具故障率和维修费用大幅度降低,使用寿命也不断提高。

参考文献

[1]张文祥,吴火然.模具冲裁中的侧向力分析[J].模具制造,2005,(6):22.

[2]太田哲著.张玉良等译.冲压模具结构与设计图解[M].国防工业出版社出版,1980.

直接侧向力控制篇3

关键词：轮胎,刚度,制动性能,安全

0引言

制动是驾驶者规避危险的主要手段, 在相当多的情况下甚至是仅有的选择, 如在受到路侧环境或者周围交通流的限制以至于无法通过改变行车道来避绕危险时。分析轮胎参数变化对制动性能的影响非常重要, 因为制动时的行驶阻力绝大部分由轮胎提供, 各个制动轮与路面之间配合状态以及制动轮变形特性对制动过程中的车辆运动学响应也有决定性影响。

由于制动时载荷在各轴之间的重新分配, 轮胎在制动过程中要发生新的变形, 包括径向变形和侧向变形, 改变了汽车制动前的行驶特性。而轮胎的变形特性决定于轮胎的径向和侧向刚度, 所以有必要研究轮胎刚度变化对汽车制动性能的影响。

1车辆建模和验证

根据某微型车的结构和技术参数, 利用机械系统动力学软件ADAMS建立了多自由度的整车动力学模型, 见图1[1,2,3,4,5]。它由麦弗逊式独立前悬架模型、齿轮齿条式转向器和梯形杆系模型、复合式后悬架模型、车身模型、整体式后驱动桥模型和UA轮胎模型组成。其中轮胎的径向刚度和侧向刚度值可以在描述轮胎力学特性的轮胎文件中修改。刚体模型的自由度为14, 将前悬架下摆臂和横向稳定杆柔性处理后整车的自由度达数百以上, 能够有效地模拟实际车辆的各种工作情况。

对实车和模型进行相同控制条件下的直线场地制动试验和仿真制动试验, 以检验模型和仿真方法的正确性。制动初速度分别为40 km/h、50 km/h和70 km/h, 场地试验的制动距离分别为14.5 m、21.4 m和49.6 m, 仿真试验的制动距离分别为13.2 m、19.2 m和46.8 m。3种制动初速度下道路试验与仿真计算之间的差异分别为8.9%、10.2%和5.6%, 二者之间基本上是一致的。由此说明本文的模型和试验方法是正确的, 有较高的精度, 可以用于下面的各种仿真计算。

2轮胎侧向刚度变化对制动性能的影响

轮胎侧向刚度主要影响汽车在受到侧向力作用、偏载或者悬架的力学特性不对称情况下的运动学特性[6,7]。在没有侧向力干扰时, 两侧轮胎侧向刚度变化的不一致不会影响到汽车的制动性能[8]。但汽车在实际的道路行驶中必然要受到各种侧向干扰, 比如侧向气动力、转弯时的离心力以及运载引起的重心偏移等, 所以研究有侧向力作用时左、右轮胎侧向刚度差异对汽车制动性能的影响具有普遍意义。

把试验道路设置为2.5%的路拱横坡, 左侧高于右侧, 汽车在行驶时一直受到向右的侧向力作用。在各次试验中左前轮的侧向刚度Kl均为46 000 N·rad-1, 将右前轮的侧向刚度Kr设为变量且分别设置为26 000 N·rad-1、36 000 N·rad-1、46 000 N·rad-1、56 000 N·rad-1和66 000 N·rad-1, 左、右轮胎的刚度差异ΔK在-20 000 N·rad-1～20 000 N·rad-1内变化。然后针对各Kr进行制动强度为3.5 m·s-2的直线制动仿真试验, t=20 s之前为起步加速和匀速阶段, t=20 s时刻开始制动动作, 制动过程中方向盘保持撒手状态, 偏驶时不对行驶轨迹进行矫正。

2.1 侧向刚度差异对制动时间的影响分析

在图2中, 侧偏刚度Kr分别取56 000 N·rad-1、46 000 N·rad-1、36 000 N·rad-1和26 000 N·rad-1时, 相应的停车时间依次为23.65 s、23.75 s、23.78 s和23.80 s, 制动时间随着右侧轮胎侧偏刚度的提高而有所减少。从图2看各次试验的减速度都是先稳定在3.5 m·s-1, 随后开始波动, Kr值越高波动的峰值出现得越早。

可以利用图3来解释制动时间的差异。由于路拱横坡的存在, 汽车一直受到向右的侧向力, 车身在制动过程中发生偏转, 所以制动过程中的汽车轨迹是一条曲线。根据图3, 车身横摆角速度ω随着Kr的增大而显著增加, 所以汽车的旋转动能在总动能中的比重也随之增加, 相应地, 纵向的平动动能在全部动能中的比重减小, 即纵向速度vx由于ω的提高而有额外减小。所以Kr较大时, vx由初速度降至零的时间缩短。

2.2 侧向刚度差异对制动方向稳定性的影响

从图4可以观察到, 随着Kr的增加车身偏转加剧, Kr取56 000 N·rad-1时制动航向角超过120o, 这是非常危险的, 因为驾驶员无法控制汽车的轨迹来规避危险。

侧向刚度差异对制动方向稳定性的影响可以作如下的解释:两侧轮胎的侧向刚度相同, 即Kr=Kl=46 000 N·rad-1时, 由于路拱坡度汽车受到朝右的侧向力作用, 使得制动过程中先抱死的后轴向右侧滑动, 引起车身逆时针偏转 (向左偏转) ;当KrKl时的情况同样可以照此解释, 不再详细阐述。

3轮胎径向刚度变化对制动方向稳定性的影响

3.1 对航向角的影响

因为侧向干扰的普遍性, 分析径向刚度影响时同样要考虑侧向力的作用。把道路模型的路拱坡度设为2.5%, 右侧低于左侧, 使汽车受到向右的侧向力作用。试验中把左轮的径向刚度Srl设为固定值, 取Srl为2 613 N/mm, 把右轮的径向刚度Srr设为变量, Srr分别取为1 713 N/mm、2 013 N/mm、2 313 N/mm、2 613 N/mm、2 913 N/mm、3 213N/mm, 左、右轮胎径向刚度差异ΔS在-900 N/mm ～600 N/mm范围内变化。在图6中, Srr=Srl=2 613 N/mm时, 由于受到朝右的侧向干扰, 先抱死的后轴向右侧滑动, 致使汽车在制动过程中向左偏转 (图6中航向角为正值) ;当Srr>Srl时, 朝左的偏转趋势加剧, 也就是说汽车朝着轮胎径向刚度较低的一侧偏转;在Srr=2 313 N/mm时, 右侧轮胎的径向刚度小于左侧, 汽车朝左的偏转受到了削弱, Srr再进一步减小至2 013 N/mm时, 径向刚度降低对汽车偏转的影响超过了侧向力的作用, 即Srr降低引起的偏转量超过侧向干扰引起的偏转量, 制动过程中汽车朝右侧偏转 (航向角为负值) 。

对这一现象解释如下:轮胎的径向刚度减小时, 行驶及制动过程中所产生的径向变形增大, 导致轮胎的滚动半径减小;两侧轮胎的径向刚度有差异时, 所产生的径向变形量不等, 会出现行驶跑偏现象, 在制动阶段由于载荷向前轴转移[9], 加剧了前轴左、右转向轮径向变形量的差异, 汽车朝着滚动半径较小的一侧偏转。

3.2 对侧向位移的影响

在图7中, 随着Srr的增加, 侧向滑移会有所提高, 这是由于右轮径向刚度Srr取不同值时, 汽车制动初始时刻的侧向速度vy不相等, 而侧向距离Ly是侧向速度vy的积分, 所以Ly自然也就存在差异。

4结论

(1) 在有侧向力干扰的情况下, 汽车在制动时会朝侧向刚度较小的那一侧偏转, 可能会改善或者恶化制动方向稳定性, 具体影响取决于侧向力干扰的方向和汽车原本的制动跑偏情况。

(2) 左、右轮侧向刚度的差异会造成汽车在制动过程中自转, 横摆角速度的存在会使制动时间有所减少, 但对于增加安全性可能是无益的。

(3) 同一轴上两侧轮胎的径向刚度差异会引起制动跑偏, 车身朝着刚度较小的一侧偏转。

参考文献

[1]楼少敏, 许沧粟.基于拓扑结构分析的整车平顺性仿真及试验研究[J].汽车工程, 2007, 29 (5) :393-396.

[2]程超, 王登峰, 李承德.ADAMS中三维虚拟路面的实现[J].汽车工程, 2006, 28 (2) :163-166.

[3]徐进.汽车制动及操纵稳定性的虚拟试验仿真[D].重庆:重庆交通大学, 2006:25-40.

[4]徐进, 邵毅明.风压中心位置对汽车侧风稳定性影响的虚拟试验分析[J].中国机械工程, 2007, 18 (15) :1877-1881.

[5]杨勇, 任卫群, 陈立平.三轴拖车平顺性仿真分析[J].汽车工程, 2007, 29 (2) :677-680.

[6]张竞先, 凌雯, 余卓平, 等.汽车行驶跑偏机理分析[J].上海汽车, 2000 (3) :21-23.

[7]徐进, 周均.车轮附加转角成因的虚拟试验研究[J].现代交通技术, 2006, 2 (1) :69-73.

[8]张敏, 徐进, 邵毅明.载荷因素对汽车制动安全性的虚拟试验分析[J].机械工程与自动化, 2007 (2) :62-64.

直接侧向力控制篇4

汽车行驶过程中，轮胎处于非线性状态，但在汽车转向稳定性分析的实际过程中，由于非线性模型计算量大，故常把非线性问题进行线性化处理[1,2]。轮胎非线性特性一直是学者们研究的热点。文献[3]应用考虑轮胎非线性特性的车辆模型设计了质心侧偏角观测器；文献[4]研究了高速转弯工况侧倾载荷转移及轮胎的非线性特性对整车操纵稳定性的影响；文献[5]基于轮胎非线性侧偏特性模型研究了汽车的操纵动力学问题；文献[6]在设计汽车状态的非线性观测器时考虑了轮胎侧向力非线性特性。

在转向过程中，汽车运动状态参数（如质心侧偏角、车身侧倾角等）会发生变化，而这些状态量是汽车稳定性控制系统中的重要控制变量。汽车高速转向行驶时轮胎力学特性处于强非线性状态，此时若将问题进行线性化处理会失去实际意义[7,8,9]。为分析转向盘力输入下轮胎侧向力对汽车高速转向稳定性的影响，本文建立了包括侧向运动、横摆运动、侧倾运动和转向系统转动的四自由度整车模型和非线性轮胎侧向力模型，并通过ADAMS和实车试验进行了验证。

1 整车动力学模型

针对转向盘力输入工况下的整车模型，本文作如下假设：(1)以小转角行驶，忽略内外车轮转角差别；(2)悬架特性在线性范围内；(3)不计空气阻力。取固定于汽车上的相对坐标系统，以静止时的重心铅垂线与前后侧倾中心连线的交点为坐标原点，以汽车纵向水平轴为X轴，方向向前，Y轴过原点垂直于X轴，且在水平面内以汽车左侧方向为正，Z轴过原点垂直于XY平面，坐标系符合右手定则，具体如图1所示。图中，vX为汽车质心纵向速度；vY为汽车质心侧向速度；aY为汽车质心加速度在Y轴上的投影。转向系统简图如图2所示。

根据达朗贝尔原理，列出车辆系统各平衡方程[10]。绕X轴的力矩平衡方程为

沿Y轴方向力平衡方程为

绕Z轴力矩平衡方程为

绕主销力矩平衡方程为

式中，IZ为整车绕Z轴的转动惯量；IX为悬架上质量绕X轴的转动惯量；IXZ为悬架上质量绕X、Z轴的惯性积；m为整车质量；ms为悬架上质量；v为汽车行驶速度；ω为汽车质心横摆角速度；为汽车车身侧倾角；β为汽车质心侧偏角；δ为汽车前轮转角；βf、βr分别为前后车轮侧偏角；a、b为整车质心至前后轴的距离；L为轴距；h为侧倾力臂；Kf、Kr分别为前后轮侧偏刚度；Cf、Cr分别为前后侧倾角刚性；Df、Dr分别为前后悬架侧倾角阻尼；Ef、Er分别为前后悬架侧倾转向系数；i为转向系总传动比；Dw为前轮回正力臂；Is为转向盘转动惯量；Iw为两前轮绕主销的转动惯量；ks为转向系统当量刚度；Cs为转向系统当量阻力系数；α为转向柱与Z轴的夹角；T为转向盘上的输入力矩。

2 非线性轮胎侧向力模型

对汽车转向稳定性的分析涉及复杂的轮胎多向受力运动特性，若要仿真大离心加速度下的操纵运动，必须考虑轮胎非线性特性[10]。轮胎侧向力是车轮发生侧向滑动时抵抗侧滑的反作用力，它是汽车实现独立运动所依赖的重要作用力，且轮胎侧向力对汽车转向行驶稳定性有着重要影响。

汽车正常行驶时，侧向加速度小于0.4g(g为重力加速度），侧偏角在较小范围内，可认为轮胎侧向力（FYf、FYr）与侧偏角（βf、βr）成线性关系[11]:

式中，kf、kr分别为线性轮胎侧向力模型时前后轮胎侧偏刚度。

汽车行驶过程中存在着弯道及倾斜路面，为避免因侧滑而产生交通事故，轮胎应提供足够的侧向力。设汽车以侧向加速度aY做圆周运动，则整车离心力为maY，且

式中，ρ为圆周运动半径。

假设同轴左右轮胎侧向力相等，则前后轴轮胎侧向力分别为

根据Fiala轮胎侧偏特性公式，设侧向力以地面附着力μmg（μ为路面附着系数）为饱和状态，以侧偏角的二次式近似表示轮胎侧向力[12?13]:

由此求得转向状态下单位侧偏角的侧向力，即非线性轮胎侧向力模型时前后轮胎侧偏刚度为

可得非线性轮胎侧向力为

将式（1）～式（4）整车系统转向行驶方程组中的Kf、Kr分别用kf和kr代替，可得到线性轮胎侧向力对汽车转向稳定性的影响。

3 数值仿真与虚拟样机试验验证

对汽车高速转向稳定性进行实车试验存在着较高的危险性，为验证分析结果的正确性，本节采用ADAMS仿真软件对样车进行虚拟试验验证，样车参数如表1所示。轮胎模型采用ADAMS中自带的Fiala轮胎模型。

首先对样车建立悬架、车身、转向等子系统模型；然后建立各子系统之间及各子系统与AD-AMS提供的实验台之间相互交换信息的输入、输出信号器“Communicator”；最后按系统组装成整车虚拟样机试验模型，如图3所示。

为分析轮胎侧向力对汽车转向行驶稳定性的影响，给转向盘一个iT=530N·m的力阶跃输入以模拟汽车转向行驶，取质心侧偏角、车身侧倾角和前轮转角为待求解状态变量。运用MAT-LAB对整车系统转向行驶方程组（式（1）～式（4））进行求解，以获得在线性轮胎侧向力模型和非线性轮胎侧向力模型下转向汽车各运动状态的仿真结果，并与ADAMS虚拟试验结果相比较。图4和图5分别是车速为60km/h和120km/h时转向汽车各运动状态的仿真结果及虚拟试验结果。图中，仿真结果Ⅰ为线性轮胎侧向力模型下所得结果，仿真结果Ⅱ为非线性轮胎侧向力模型下所得结果。

由图4和图5可看出，随着车速的提高，各运动状态响应幅度增大，波动剧烈，稳定时间变长，轮胎表现出的非线性愈明显，不同轮胎侧向力模型下仿真结果差别很大。且非线性轮胎侧向力模型下仿真结果与ADAMS虚拟试验结果吻合程度较好，说明采用非线性轮胎侧向力模型，特别是高速时能获得更准确的汽车运动状态分析结果。

为了更加直观地比较汽车转向时应用不同轮胎侧向力模型对汽车转向稳定性的影响，定量比较两种轮胎模型（分别简称为线性模型和非线性模型）下分析结果的准确性，本文给出了仿真结果相对于虚拟试验结果的平均绝对误差和均方根误差，如表2和表3所示。

表2和表3结果表明，在同等条件下，采用非线性轮胎侧向力模型时仿真结果的平均绝对误差都能控制在状态幅值的10%以内，精确度高于采用简化线性模型时的相应仿真结果，特别是在高速转向工况下。由以上对比结果可知：非线性轮胎侧向力模型能更准确地反映出高速转向行驶运动状态，采用非线性轮胎侧向力模型分析和设计汽车转向稳定控制系统更具有实际应用价值。

4 实车试验验证

为验证仿真分析结果进行了蛇形线实车试验，并将试验结果与非线性轮胎侧向力模型下的仿真结果进行了对比。在试验车上安装角速度垂直陀螺仪用以测定汽车横摆角速度、侧向加速度和车身侧倾角，安装非接触式速度传感器（其连接方式见文献[14]）用以测量汽车纵向速度、侧向速度。高速下进行蛇形试验不仅对驾驶员的技术要求比较高，而且具有一定的危险性，根据试验规定最高蛇形试验车速不得高于80km/h，本试验中车速为50km/h。图6中分别给出了汽车质心侧偏角、车身侧倾角和前轮转角仿真结果和试验结果的对比。

从图6可看出两者之间趋势一致性较好，略有偏差存在；产生偏差的原因主要在于所用整车模型及非线性轮胎侧向力模型在模拟汽车受力及轮胎力学特性时与实际状况有一定的差异。

5 结束语

为分析轮胎侧向力对汽车转向稳定性的影响，采用四自由度整车动力学模型及非线性轮胎侧向力模型进行了仿真研究，并通过虚拟试验和实车试验进行了验证。研究结果表明，基于非线性轮胎侧向力模型的仿真结果与试验结果较为相近，且趋势一致性较好，能更真实地反映各运动状态响应。随着车速的提高，线性轮胎侧向力模型仿真结果偏离虚拟试验结果程度愈加明显，特别是高速行驶时。研究结果为重型商用车转向行驶安全控制系统的设计和分析提供了理论依据和研究方法。

摘要：为分析轮胎侧向力对汽车转向稳定性的影响,建立了非线性轮胎侧向力模型并通过四自由度整车动力学模型计算了不同车速下汽车质心侧偏角、车身侧倾角和前轮转角响应。基于ADAMS的虚拟试验和实车试验结果表明:汽车高速转向行驶时,非线性轮胎侧向力模型能更准确地反映出汽车运动状态的响应,各状态响应的平均绝对误差能控制在相应状态幅值的10%以内。研究结果对汽车稳定性控制系统的设计具有理论指导意义。

直接侧向力控制篇5

麦弗逊悬架又称滑柱摆臂式悬架,其主要结构特征是螺旋弹簧与减振器设计成一体作为前支柱,减振器兼做转向主销。这种结构具有前轮定位变化小、行驶稳定性好、结构紧凑、成本低而在轿车中得到广泛应用。传统的麦弗逊悬架使用普通圆柱螺旋弹簧作为弹性元件,由于减振器支柱确定后,主销参数和弹簧作用力线也随之确定,但此时的弹簧力作用线与理想位置力作用线有一定角度的偏置。

图1为麦弗逊悬架前支柱受力简图,轮胎受到由于轴荷产生的轮胎力F＿tire,下摆臂连接转向节和副车架,转向节受下摆臂的拉力为F＿lca,减振器上支柱点处所受力与此两力形成力的平衡。如果减振器处在F＿top力作用线上,

则减振器仅受到沿压缩伸张方向的力,为减振器受力的理想状态。由于受到转向节车轮等布置方面的影响,实际减振器不可能布置在理想受力线上。当减振器轴线与理想受力线成某一角度时,弹簧受力作用线F＿spring也随之偏转,此时为了满足F＿top大小方向不变,需要额外提供F＿damper使得F＿top能与F＿tire、F＿lca的合力平衡,保证悬架受力平衡。此F＿damper即是减振器提供的额外侧向力。若能优化减振器提供的额外侧向力,则减振器内部活塞杆以及油封处的受力也随之改善[1]。

当减振器处受到额外侧向力过大时,会导致活塞杆及油封的磨损加剧,引起减振器漏油。另外由于活塞杆处侧向力曾加,减振器工作时阻力增加。当路况较好时,地面冲击载荷可能无法克服减振器摩擦阻力,进而将冲击而传递至车身:路况较差时,减振器无法及时回复,造成减振器发涩,影响整车行驶平顺性[2,3]。

目前主要有四种方案解决麦弗逊式悬架减振器的侧向力[4,5,6]:倾斜安装弹簧;倾斜弹簧支座;偏置弹簧缩小圈;使用侧载弹簧。其目的都是要调整弹簧在工作状态时的受力轴线,尽可能地靠近理想力作用线。考虑到制造工艺、成本以及实际中由于受布置限制,所能偏转的角度有限,往往结合弹簧倾斜安装和调整弹簧支撑来综合处理弹簧作用力轴线,或者直接使用侧载弹簧。

2、麦弗逊前悬架模型建立

麦弗逊式悬架模型可以使用ADAMS软件的模板,通过定义硬点的坐标,以及各弹性元件的参数来快速完成建模[7]。悬架硬点参数由数模测得,弹性元件等参数由实验或设计确定。如图2所示:

由于adams/car中的弹簧为一维线性模型,不能反映出弹簧的侧向力作用,所以弹簧模型需要额外修改。本文采用由有限元软件计算得到螺旋弹簧柔性体文件(图3左)和离散梁的螺旋弹簧模型(图3右),分别装配到悬架模型中。按照悬架跳动范围,取值-50mm至50mm。

对比柔性体文件和离散梁模型,在空载状态下进行仿真,如表1所示,计算结果基本吻合。

减振器处所受侧向力、绕X方向的转矩值,如图4所示,也具有较高的可信度。可以使用

离散梁代替柔性体建立弹簧模型。

3、C型螺旋弹簧建模

C型螺旋弹簧在工作状态所提供的侧向力的大小主要由其中心线的曲率决定,本文主要讨论当中心线为圆的一部分时,曲率为定值时,参数取值对C型弹簧所能提供侧向力的影响。

弹簧中心线弯曲后,整体弹簧长度会有变化,但为了保证悬架高度不变,故作简化,认为中心线弯曲后弹簧长度还是保持不变。原弹簧参数见表2:

参照原弹簧参数,使用不同曲率的圆弧作为中心线,做出C型弹簧螺旋线轨迹,再以此螺旋线建立离散梁的弹簧模型装配到麦弗逊前悬架中,如图5所示。参照使用普通圆柱螺旋弹簧时的悬架行程,做平行轮跳仿真[8]。

有计算结果可知,随着中心线圆弧段的曲率不断增加,弹簧所能提供的侧向力加大,与使用直弹簧相比,当使用半径为400mm圆弧段作为中心线时,侧向力由1300N下降到了850N,沿X向的力矩由135N·m下降到了50N·m,如表3所示:

减振器侧向力随悬架行程变化趋势,见图6所示:使用C型弹簧后侧向力改善明显,但继续增加中心线曲率时,改善效果减缓。