汽车稳定性论文

2024-10-16

汽车稳定性论文（精选11篇）

汽车稳定性论文篇1

0 引言

高速运动的汽车发生爆胎是一种极其危险的状况, 有统计资料显示, 爆胎是引起高速公路交通事故的重要原因[1]。目前国内外比较成熟的轮胎安全系统主要是爆胎预警系统, 如胎压监测系统 (TPMS) , 它是通过对胎压及胎内空气温度的监测判断轮胎状态的, 一旦轮胎状态发生异常则立刻进行预警。由于这种系统不会对汽车的运动状态进行控制干预, 故它仅仅起到预防的作用, 对爆胎汽车的安全性没有任何控制作用。

随着对爆胎引起事故原因及爆胎后应对措施研究的逐渐深入[2,3,4], 研究人员发现, 汽车爆胎后驾驶员反应不及时或操作失误是引发事故的主要原因。因此, 通过对爆胎汽车进行一定的控制, 使汽车的运动特性在爆胎前后不发生明显变化, 减小驾驶员错误操作的可能性, 是可以有效保证爆胎汽车安全的有效措施。

文献[4]的研究表明, 及时制动减速对化解汽车爆胎产生的危险具有很好的效果, 但由于爆胎后汽车稳定性变差, 在汽车转弯过程中如何对爆胎汽车的运动进行控制将是一个关键的问题。因此, 本文通过对爆胎汽车轮胎受力状况进行分析, 制订了一种合理的差动制动方案, 对汽车的运动轨迹及稳定性进行主动控制, 可以有效地保证爆胎汽车的安全性。

1 爆胎汽车的运动分析

根据低胎压轮胎特性实验[3], 可以得出如下结论:爆胎轮胎的侧偏刚度、侧倾刚度、纵滑刚度分别减小为正常轮胎的37.63%、40.34%、34.28%, 轮胎与路面的纵向附着系数增大为正常轮胎的1.082倍;轮胎的垂直刚度大约为正常轮胎的7.8%。

汽车发生爆胎后, 由于爆胎轮胎特性的变化, 各轮的轮胎工作点 (垂直载荷、侧偏角、纵向滑移率、承载半径等) 都发生了改变, 故汽车的运动状态必然也会受到影响。文献[3]对爆胎汽车的运动特性进行了详细的分析。一般而言, 汽车直行时爆胎, 各轮纵向力的变化对汽车运动状态影响较大, 汽车通常会向爆胎车轮所在的一侧偏航;汽车转向时发生爆胎, 侧向力的变化对汽车运动状态的影响起主要作用;前轮爆胎, 汽车的不足转向度会增加;后轮爆胎, 汽车的过度转向度会增加。

实验表明[3], 如果爆胎轮胎的侧向力大于脱圈阻力, 会导致轮胎脱圈, 轮辋接地。若路面光滑平整, 轮辋在路面上滑移, 爆胎车轮的侧向力会明显减小;若路面凹凸不平或存在裂缝, 使轮辋“卡”在路面上, 则导致爆胎车轮的侧向力急剧增加。

2 爆胎汽车的稳定性控制

爆胎控制系统是在汽车稳定性控制系统 (ESP) 的基础上进行的扩展, 它通过胎压监测模块检测轮胎的工作情况。轮胎状态正常时, 按照ESP系统的控制逻辑进行控制;一旦汽车发生爆胎, 控制系统将按照爆胎控制的控制逻辑对汽车进行控制, 并通过警示模块对驾驶员进行报警。

对爆胎汽车进行控制时, 可根据未爆胎的汽车特性确定汽车的理想运动状态, 由实际运动状态与理想运动状态的偏差确定控制力矩, 同时考虑轮胎力不平衡对控制力矩的影响, 在保持汽车稳定性的基础上, 使汽车尽量保持爆胎前的运动特性。

2.1控制力矩的决策

爆胎控制与ESP的控制原理类似, 主要是通过采集转向盘转角的信息来判断驾驶员的转向意图, 根据汽车实际运行状态与理想运行状态的误差反馈来决策汽车的横摆力矩[5,6]。

爆胎控制以二自由度车辆模型的运动状态作为车辆的理想运动状态:

式中, m为汽车总质量;β为质心侧偏角;r为横摆角速度;δ为前轮转角;a、b分别为质心到前后轴的距离;vx为汽车质心纵向速度;Iz为整车绕车辆坐标系z轴的转动惯量;Kf为前轴等效侧偏刚度;Kr为后轴等效侧偏刚度。

当汽车实际运动状态和理想运动状态存在偏差Δβ、Δr时, 则需要施加横摆力矩ΔM使汽车恢复到理想的运行状态。

设X=[Δβ Δr]T, u=ΔM, 汽车未发生爆胎时, 系统的控制方程应为

$\dot{X} = A_{0} \cdot X + B \cdot u$ (3)

B=[1 1/Iz]T (4)

利用线性二次型的最优控制 (LQR) 方法, 可以根据状态偏差计算得到最优控制力矩ΔMYAW[7]。ΔMYAW由状态偏差决定, 还与车速以及汽车质心侧偏角的大小有关。实际控制时为了避免复杂的计算, 一般根据实验数据建立数据表, 再利用查表法得到ΔMYAW。

一般情况下, 汽车发生爆胎后, 质心到前后轴的距离和汽车绕z轴的转动惯量等参数的变化不大, 前后轴的等效侧偏刚度变化较大。设爆胎后前后轴的等效侧偏刚度为Kfb、Krb。前轮爆胎时, Kfb变化较大;后轮爆胎时, Krb变化较大。Kfb、Krb的变化量还与汽车的侧向加速度有关。Kfb、Krb与汽车的侧向加速度、爆胎车轮位置的关系可以通过实验得到。表1显示了某国产车型前后轴等效侧偏刚度Kfb、Krb与汽车的侧向加速度以及爆胎车轮位置的关系。

根据爆胎后汽车Kfb、Krb的变化, 爆胎汽车的控制力矩ΔM′YAM可近似表达为

其中, 系数kkf、kkr与汽车运动状态的偏差有关, 基本上和|Δβ|成正比, 有

这样, 对爆胎汽车进行稳定性控制时, 利用爆胎前的参数Kf、Kr确定横摆控制力矩ΔMYAW, 再根据Kfb、Krb的变化量以及质心侧偏角的偏差Δβ, 按式 (5) 对ΔMYAW进行修正, 得到考虑爆胎汽车运动特性变化影响的控制横摆力矩ΔM′YAW。

考虑到爆胎后短时间内轮胎力的变化对汽车的运动状态冲击较大, 在确定控制力矩时, 需要施加一个附加的控制力矩ΔMYAW (bc) 与爆胎引起的附加横摆力矩平衡, 即

ΔMYAW (bc) =-ΔMYAW (b) (7)

由于爆胎一段时间后轮胎力会逐渐趋于稳定, 这时, 根据汽车运动状态偏差确定的ΔM′YAW已经可以有效控制汽车的运动状态, 因此, ΔMYAW (bc) 的作用时间不用太长, 一般在0.4s左右。

考虑到汽车不转向或转向运动比较稳定时, 爆胎汽车的横摆角加速度基本上是由爆胎产生的附加横摆力矩ΔMYAW (b) 产生的, 所以有

$Δ Μ_{Y A W (b)} = Ι_{z} \dot{r}$ (8)

根据传感器采集得到的横摆角速度r, 通过数值微分的方法, 不难得到汽车的横摆角加速度 $\dot{r} ‚$ 因此, 利用式 (8) 可以比较简单地得到ΔMYAW (b) 。

考虑到胎压监测、爆胎的判断、控制决策以及制动执行机构的工作会产生一定的时间延迟, 附加控制横摆力矩ΔMYAW (bc) 作用时间要迟于ΔMYAW (b) , 为了更好地平衡ΔMYAW (b) 的影响, ΔMYAW (bc) 需要适当放大, 以弥补时间延迟对控制效果的影响。于是, 式 (8) 可修正为

ΔMYAW (bc) =-kbmΔMYAW (b) (9)

式中, kbm一般取5～8。

定义控制时间点到爆胎时间点的时间间隔为tb, 则总的控制力矩为

考虑到轮胎脱圈是比较危险的工况, 进行爆胎控制时, 应该避免轮胎脱圈的情况发生。根据轮胎实验可得到发生轮胎脱圈时的侧偏角α*t (α*t一般在4.5°左右) 。

定义系数kα, kα<1, 得到爆胎轮胎侧偏角的控制区间[kαα*t, α*t]。当外侧车轮爆胎, 且爆胎车轮的侧偏角αb达到kαα*t时, 设此时按照式 (10) 计算得到的控制力矩为Δ $\hat{Μ}$ 0, 若|αb|继续增加, 使得|αb|≥kαα*t, 则应该施加控制力矩ΔMα:

$Δ Μ_{α} = \frac{s i g n (β) Δ Μ_{\max} - Δ \hat{Μ}_{0}}{(1 - k_{α}) α_{t}^{*}} (| α_{b} | - k_{α} α_{t}^{*})$ (11)

式中, ΔMmax可取5000N·m。

于是, 若内侧车轮爆胎, Δ $\hat{Μ}$ YAW仍按式 (10) 计算;若外侧车轮爆胎, Δ $\hat{Μ}$ YAW计算公式为

这样, 控制系统通过差动制动产生横摆力矩Δ $\hat{Μ}$ YAW, 同时对爆胎轮胎的质心侧偏角进行限制, 尽量使爆胎车轮的侧偏角绝对值不超过α*t, 预防爆胎车轮发生轮胎脱圈的情况。

2.2控制力矩的轮间分配

为了产生横摆控制力矩Δ $\hat{Μ}$ YAW, 需要选择适当的车轮进行制动, 使横摆控制力矩合理分配到这些车轮上。

依据制动产生横摆力矩的效率, 横摆力矩的轮间分配一般按照以下两个原则。

(1) 计算各轮的垂直载荷Gi (Gi>0) 。

定义效率载荷 $\bar{G}_{i}$ :

$\bar{G}_{i} = S_{b} (i) G_{i}$ (13)

Sb (i) =-S (i) sign (ΔMYAW) (14)

计算各轮的效率载荷 $\bar{G}_{i}$ , 取 $\bar{G}_{i}$ 较大的车轮进行制动, 若该车轮为爆胎车轮, 则取 $\bar{G}_{i}$ 次大的车轮进行制动。

(2) 定义效率侧偏角:

$\bar{α}_{i} = S_{α} (i) α_{i}$ (16)

式中, αi为轮胎i的侧偏角。

计算各车轮的效率侧偏角, 将Δ $\hat{Μ}$ YAW分配到效率侧偏角之和较大的一组对角车轮。计算该组车轮的Sb (i) , 设Sb (i) >0的车轮是iα1, Sb (i) <0的车轮为iα2。再计算标准侧偏角较小的一组车轮的Sb (i) , 设Sb (i) >0的车轮为iα3。

若爆胎车轮不是车轮iα1, 则只需对车轮iα1进行制动, 产生的控制力矩为

$Δ Μ_{Y A W}^{(α 1)} = Δ \hat{Μ}_{Y A W}$ (18)

若爆胎车轮为车轮iα1, 由于爆胎车轮不宜进行高强度的制动, 因此要减少该轮的制动强度, 于是需要对车轮iα3进行辅助制动, 将横摆力矩Δ $\hat{Μ}$ YAW分为ΔM (α1) YAW、ΔM (α3) YAW两部分, 分配到车轮iα1和车轮iα3上:

$Δ Μ_{Y A W}^{(α 1)} = Δ Μ_{Y A W}^{(α 3)} = \frac{1}{2} Δ \hat{Μ}_{Y A W}$ (19)

对于决策出的控制力矩Δ $\hat{Μ}$ YAW, 可以按一定比例分成两个部分:ΔM (Ⅰ) YAW按第一个原则在轮间进行分配, ΔM (Ⅱ) YAW按第二个原则进行轮间分配。ΔM (Ⅰ) YAW和ΔM (Ⅱ) YAW满足以下关系:

式中, βb0为质心侧偏角阈值;ktb (β) 为比例系数。

显然, β=0时, 汽车为直线行驶, ΔM (Ⅱ) YAW=0, 横摆力矩按照第一个原则进行轮间分配。随着β的增大, 侧向力渐趋饱和, 不同车轮制动产生横摆力矩的效率差异越来越明显, 这时用第二个原则来分配横摆力矩更为合理。

2.3 轮缸制动压力的确定

将控制力矩Δ $\hat{Μ}$ YAW分配到不同的车轮后, 还要计算产生该力矩需要对轮缸施加多大的压力。设i号车轮分配的控制力矩为ΔM (i) YAW, 轮缸压力变化ΔPi与产生的汽车横摆力矩间的关系可近似如下:

$Δ Ρ_{i} = - \frac{Δ Μ_{Y A W}^{(i)} R_{i}}{S (i) η_{b i} d_{i} (1 + λ_{i} (α_{i}))}$ (22)

式中, Ri为轮胎半径;ηbi为制动器的制动效能因数;di为不同车轮对应的半轮距。

λi (αi) 的表达式可近似为

$\begin{array}{l} λ_{i} (α_{i}) = {\begin{cases} \frac{2 a}{d_{1}} \frac{| α_{i} |}{α_{λ 0}} | α_{i} | \leq α_{λ 0} \\ \frac{2 a}{d_{1}} | α_{i} | ＞ α_{λ 0} \end{cases} (i = 1, 2) \\ λ_{i} (α_{i}) = {\begin{cases} \frac{2 b}{d_{2}} \frac{| α_{i} |}{α_{λ 0}} | α_{i} | \leq α_{λ 0} \\ \frac{2 b}{d_{2}} | α_{i} | ＞ α_{λ 0} \end{cases} (i = 3, 4) \end{array}} (23)$

式中, d1为前轴半轮距;d2为后轴半轮距;αλ0为侧偏角阈值, 一般取αλ0=5°。

在制动控制过程中, 需要进行防抱死控制, 把车轮的滑移率控制在一个理想的范围。防抱死控制时不但要控制纵向滑移率, 还要考虑侧向滑移率的影响, 保证整车的侧向附着能力。

3 仿真分析

本节将利用CarSim仿真软件进行仿真分析, 验证控制方法的有效性。仿真分析中轮胎模型采用郭孔辉提出的UniTire轮胎模型[5], 并根据轮胎实验结果进行相关调整, 使轮胎模型能很好反映爆胎轮胎的特性变化, 虚拟样车根据某国产轿车的数据建立。

考虑到汽车直行时前轮爆胎和转弯时外后轮爆胎是比较危险的工况, 本节将以这两种工况为例进行仿真分析。

3.1直行时前轮爆胎

仿真设置:汽车以120km/h的速度在附着系数为0.9的路面上匀速行驶, 3s时左前轮发生爆胎。汽车未爆胎前通过驾驶员模型保持汽车直线行驶, 爆胎后驾驶员握紧转向盘, 保持爆胎前的转向盘角度。

仿真结果见图1。有爆胎控制的汽车在爆胎后会对车轮进行差动制动, 通过不同车轮制动力的差异调节整车运动状态的横摆力矩。从图1中可以看到, 进行爆胎控制的汽车的质心侧偏角、横摆角速度都明显小于不进行爆胎控制的汽车的质心侧偏角、横摆角速度, 汽车的运动状态和爆胎前的状态比较接近, 因此, 进行爆胎控制的汽车并没有发生明显的偏航, 见图2。

1.有爆胎控制2.无爆胎控制

3.2转弯时外后轮爆胎

仿真设置:汽车车速为120km/h, 道路为弯道, 弯道半径400m, 路面附着系数为0.9, 仿真路面设为平坦路面。汽车转向方向为左转向, 正常行驶3s后右后轮发生爆胎, 未爆胎前通过驾驶员模型保持汽车沿弯道做匀速圆周运动, 爆胎后驾驶员握紧转向盘, 保持爆胎前的转向盘角度。

仿真曲线见图3。汽车外后轮发生爆胎, 汽车的过度转向度会急剧增加, 为了让汽车转向特性和爆胎前一致, 需要对外前轮 (右前轮) 进行制动。制动力产生的横摆力矩会使汽车的过度转向度减小, 汽车的质心侧偏角、横摆角速度相对于没有爆胎控制的情况明显减小。没有爆胎控制的汽车过度转向度太大, 侧向加速度迅速增大, 导致爆胎车轮的侧向力很快超过了脱圈阻力, 轮胎脱圈并发生轮辋卡地, 从而引发了翻车, 如图4所示。

4 结论

(1) 汽车直行时发生爆胎, 在驾驶员不干预的情况下, 爆胎控制也可以使汽车保持直线运动, 避免汽车发生偏航。

(2) 汽车转弯时前轮发生爆胎, 爆胎控制可以有效地防止汽车的不足转向度过度增加;后轮发生爆胎, 爆胎控制可以有效地防止汽车的过度转向度过分增加, 保证了汽车的操纵稳定性。

(3) 在汽车发生爆胎后, 爆胎控制能够使汽车尽量保持爆胎前的运动特性, 即使驾驶员没有驾驶爆胎汽车的经验, 也能按照驾驶正常汽车的习惯很好地操纵爆胎汽车。

(4) 本文的理论推导过程中采用了一些线性化假设, 这样使计算结果产生一定的误差, 但考虑到稳定性控制为闭环控制, 控制量数值上的偏差是可以接受的。

参考文献

[1]李培, 赵涛, 吴广球.爆胎与高速公路交通事故的相关性分析[J].中华创伤杂志, 2005, 21 (3) , 161-163.

[2]Bythe W, Day T D, Grimes W D.3-DimensionalSimulation of Vehicle Response to Tire Blow-outs[J].SAE Paper, 980221.

[3]郭孔辉, 黄江.爆胎汽车整车运动分析及控制[J].汽车工程, 2007, 29 (12) :1041-1045.

[4]王英麟.基于CarSim与UniTire的爆胎汽车动力学响应研究[D].长春:吉林大学, 2007.

[5]Yamamoto M.Active Control Strategy for ImprovedHandling and Stability[J].SAE Paper, 911902.

[6]van Zanten A T.Bosch ESP System:5 Years of Ex-perience[J].SAE Paper, 2000-01-1633.

[7]丁海涛.轮胎附着极限下汽车稳定性控制的仿真研究[D].长春:吉林大学, 2003.

汽车稳定性论文篇2

市物价局对我市出租汽车运价调整给予了批复，但是，现在没有按照文件执行。如果不执行容易引起以下不稳定情况：

一、多数出租汽车司机反映：既然上级物价部门已经对运价调整做出了批复，为什么不执行？产生了抵触情绪，极易引起停车罢运事件，或者上访对政府施压。

二、由于利润低，造成市区内出租车运行较少，出租车有选择性的载客，只拉长途，短途拒载，1、给市区内的“黑车”造成了生存空间，屡打不绝；

2、出租汽车跑长途，影响了我市的班线客运市场，引起客运市场不稳定。

汽车稳定性论文篇3

摘要：冷却系统是汽车发动机构造中十分关键的部分，本文对汽车发动机冷却系统结构设计及工作稳定性进行深入的研究分析，具体介绍了汽车发动机冷却系统结构的特点及工作原理。

关键词：汽车发动机；冷却系统；设计；研究

1 概述

对发动机冷却系统来说，我们希望发动机暖机时间不要过长，因为发动机在暖机过程中喷油器喷油量会加大，所以会造成油耗加大，经济性能差，污染物排放超标，严重影响了周围环境质量。因为发动机冷却系统构造复杂，而且汽车运行工况具有多变性的特点，它对汽车发动机产生的影响因素也是多变且较为复杂的，但大致影响发动机冷却效果的主要因素有冷却水道结构、散热效率、循环冷却水量和冷却空气流量。

汽车发动机经历了上百年的发展，冷却系统从技术上已经大部分解决了上述存在的缺陷，显著提升了汽车发动机冷却系统的稳定性，明显降低了燃油的耗损及减轻了环境污染程度，发动机冷却系统热量控制主要是通过各个传感器将信号传给发动机电子控制单元，再由电子控制单元控制冷却风扇的转速，从而可以有效的控制散热效果。

2 汽车发动机冷却系统的特点

早期汽车发动机冷却系统的设计主要是考虑对发动机起到冷却效果，而没有关注排放问题。研发技术成熟的发动机冷却系统应充分考虑整个系统的性能优化，还要考虑模块化，设计时考虑可能存在的不利影响因素，并将这种对发动机的不良影响因素进行有效控制，使发动机冷却系统能达到正常工作需要，又能使发动机经济性和动力性提高，同时又降低了排放，现代汽车发动机冷却系统从最初的设计到构造，再到最后的装车应用过程中，都应该重视这些问题，目前市场上汽车发动机冷却系统设计显著的特点是运用了非常成熟的结构布局及加工工艺，任何一个特殊的因素都不能被忽视，只有在设计的时候进行结构优化设计，才能保证发动机在任何工况下都能保持高效率的运行状态，当然排放这个问题一定不能忽视，这样的设计理念才能走得更远。

3 温度设定点

汽车发动机冷却系统在运行的过程中，本身受到的影响是复杂多变的，那么怎样来保证在这种多变复杂的环境下使得发动机冷却系统的作用与性能得到发挥呢？这不是单纯的只改变其中某一个设计参数就可以排除的问题。如果既要保证发动机的基本工作，又要提高其动力性及经济性，就一定要考虑整个系统的优化，而且每款不同的发动机在结构上都有自己的特点，另外，汽车发动机冷却系统温度的最大值是由机体产生的温度变化所决定的，所以如何确定金属温度的设定点很关键，这样可以显著的避免发动机由于温度高而对发动机产生的不利影响，因为任何发动机冷却系统都有自身的构造与特点，散热率就是衡量发动机冷却温度高低的量度尺，那么，汽车发动机冷却系统运行状态不佳的话，很容易使汽车发动机冷却系统产生较高的油耗。

3.1 提高温度设定点。温度设定点的提高对发动机性能的发挥有很大的优势，随着温度设定点的提高，发动机机油温度与运行温度都应该有相应的提高，这样可以有效的减少散热量和摩擦损失，从而达到提高发动机的燃油经济性和降低发动机污染物的排放。此外，提高冷却液温度能明显改善散热器散热量和提高发动机散热效果，如果降低冷却液在发动机里面的流速，就可以降低水泵的标定功率，降低发动机的负荷，从而提高了发动机的有效功率输出。那么提高发动机冷却液温度设定点有些什么手段呢？最有效最典型的手段就是高温冷却技术，将冷却液温度控制在90℃～ 115℃范围内，最高温度可达130℃，例如，德国MT U890 系列坦克发动机就运用了高温冷却技术，这种冷却系统最大的特点就是采用了全封闭式结构，这种结构方式可以很大程度缩小冷却系统容积从而降低发动机的功率消耗。当然，提高发动机工作温度对构成发动机的材料热受热载荷的能力提出了很高的要求，对Nox的排放非常不利，因为Nox的生成需具备两个条件：高温、富氧。因为汽油机的压缩比比柴油机小，热负荷也相对较少，汽油发动机的机油温度相比较柴油机较低，其主要原因是柴油机的压缩比比汽油发动机大，其废气排放物主要为HC 和CO，如果在部分负荷下将发动机冷却液温度升高，可以使发动机有效功率提高约10%。

3.2 降低温度设定点。降低温度设定点的最有效的途径是什么呢？最有效的途径是降低进气温度，根据热胀冷缩的原理，可以适当增加进气密度，从而提高发动机过量空气系数，可以使燃油的燃烧有足够的氧气，从而可以达到降低发动机燃油消耗，从而达到使得燃烧过程更加优化的效果。Finlay 等科学家的研究得出结论，如果将某一个气缸温度降低50℃，那么点火提前角可以增大3°CA，这样可以有效的防止爆震，假如充气效率提高2%，那么可以使得发动机动力性有着明显的提高，这样可以使得结构参数更加优化，还可以适当的增大压缩比。总而言之，不管是将发动机温度设定点提高还是降低都可以提高改善发动机的冷却性能，但必须充分考虑发动机的实际情况，这样才能达到设计的目的。

4 结束语

通过以上分析可知，发动机冷却系统的温度设定对于发动机整体的经济性、排放性有着重要的影响，更是发动机冷却系统工作可靠性的保障。所以，发动机研发人员必须考虑汽车发动机冷却系统的整体设计，在考虑燃油经济性与排放性的前提下，对发动动机的设定温度进行科学的设计，最终达到预期的目的。

參考文献：

[1]王义春，杨英俊.混介动力车辆冷却系统优化设计[J].北京理工大学学报，2004（1）.

[2]高镜惠，花松.汽车发动机冷却系统的模糊控制[J].小型内燃机与摩托车，2004（1）.

[3]姜成春.汽车发动机冷却系统设计及稳定性分析与研究科技与企业[J].科技与企业，2014（22）.

汽车稳定性论文篇4

汽车操纵逆动力学的研究避开了驾驶员建模这一“瓶颈”问题, 在已知汽车模型、汽车运动状态的基础上, 反求出所允许的驾驶员的操纵输入, 进而分析什么样的操纵才是大多数驾驶员所容易接受的、行驶最安全的和最快速的, 这也可以称为汽车操纵动力学“反问题”[1,2]。

汽车的操纵稳定性评价是汽车主动安全性评价体系中极其重要的一部分。20世纪90年代, 郭孔辉[3]提出了闭环系统主动安全性的综合评价与优化设计方法。2005年, 赵伟平等[4]提出汽车的操纵稳定性评价要同时考虑汽车操纵性和稳定性的加权稳定性评价指标和考虑各种车速重要性的加权均匀操纵稳定性评价指标。经过十几年的研究, 综合评价方法与理论得到很大的完善, 但是仍然存在综合评价没有很好的方法确定指标权重、综合评价方法没有得到广泛应用这样两个问题。本文基于模糊多级综合评判基本理论, 根据两辆样车实车试验的驾驶员打分, 提出利用模糊多级综合评判理论评价汽车操纵稳定性[5]。同时, 建立考虑侧向、横摆和侧倾三个自由度的汽车操纵逆动力学理论模型, 基于实验样车参数进行操纵逆动力学仿真分析, 评价其操纵稳定性, 对两种评价方法进行比较, 从而验证模糊多级综合评判评价汽车操纵稳定性的可行性。

1 模糊综合评判基本理论

设因素集是X={x1, x2, …, xn}, 评价集是Y={y1, y2, …, ym}, 模糊关系表示对各个单因素xi作各种评价的可能性, 例如rij就表示xi作出yi评价的可能。, 表示各因素在评价中的重要性。评价的结果是模糊集, 它表示各种评价的隶属度。

根据模糊变换原理, 模糊综合评判就是作如下的模糊变换:

其中

若bj0=max (b1, b2, …, bm) , 则得到综合评价为yj0。

在综合评判中, 有4个基本要素:①因素集X;②评价集Y;③单因素评价矩阵;④各因素的权重分配。

当评判问题中考虑较多因素时, 使得每一因素分得的权重系数值很小, 加上合成运算中, 取大 (∨) 、取小 (∧) 这两个运算往往会丢失许多有价值的信息, 结果导致最后评判的结果分辨率很差。为此, 常采用分层法来解决问题。同理, 低一层次的单因素评价也可以是更低层次的多因素综合。由此, 可得到多因素模糊综合评判模型。

多层次模糊综合评判的步骤如下:

(1) 将因素集X按某些属性分成s个子集, i=1, 2, …, s。

(2) 分别对每一个因素集Xi作出综合决策。设Y为评价集, Xi中各因素的权重分配为, 其中。若为单因素矩阵, 则得一级评判向量, i=1, 2, …, s。

(3) 将每个Xi看作一个因素, 记

权重分配为

于是得到二级评判向量:

若一级因素Xi仍含有较多因素, 还可将Xi再分小, 于是有三级模型、四级模型等。

2 样车操纵稳定性的模糊综合评判

2.1 因素集确定

因素集是应用模糊综合评判方法评判汽车操纵稳定性4个基本要素之一。在汽车操纵稳定性评判中, 考虑车辆路径跟踪优劣、驾驶员负担和翻车危险性三个一级因素X1、X2和X3, 其中一级因素路径跟踪优劣X1包括方向误差和侧向位移误差两个二级因素, 驾驶员负担因素X2包括驾驶员忙碌程度和驾驶员沉重负担两个二级因素, 翻车危险性因素X3包括侧向加速度和侧倾角两个二级因素。

2.2 权重确定

权重是指标对总目标的贡献程度, 本文应用序关系指标权重法来确定指标权重, 该方法能真实唯一地体现出各指标间的序关系, 计算简便、直观, 便于应用, 具体步骤如下[6]:

(1) 按照层次分析法, 汽车操纵稳定性的一级因素集可列为一个集合{Je, Jb, Jr}, 其对应的二级因素集可分为三个集合, 分别为{Je1, Je2}, {Jb1, Jb2}, {Jr1, Jr2}。

(2) 分别确定每一个因素集合的序关系, 即确定因素集中各单项因素按照一定准则排序。不失一般性, 假设某一个因素集合为{J1, J2, …, Jn}, 其权重分别对应为集合{W1, W2, …, Wn}。

对于某一评价因素集, 集合中最重要的一个指标记为E1;在剩余的n-1指标中, 对于某一准则, 选出被认为最重要的一个指标, 记为E2;……;在剩余的n- (k-1) 个评价因素中, 对于某一准则, 选出被认为最重要的一个因素, 记为Ek;……;经过n-1次操作后, 只剩最后一个因素, 记为En。

这样, 用矢量 (E1, E2, …, En) 就确定了一个唯一的序关系。该向量中对应的权重系数分别为W1, W2, …Wn。

(3) 给出矢量 (E1, E2, …, En) 中相邻元素之间的相对重要程度的比较判断, 即

其中, rk的赋值可参考表1[7]。

(4) 计算权重系数wk。因为, 对k从2到n变化时求和, 得

由于, 得

则

(5) 把{w1, w2, …, wn}与{W1, W2, …, Wn}对应起来。

(6) 按照上面的步骤 (2) ~步骤 (5) 确定其他因素集元素的权重。

由于汽车轨道跟踪的好坏直接影响着其主动安全性, 确定Je1比Je2强烈重要, 对于集合{Je1, Je2}取r2=1.6, 确定各权重分别为W1=0.615 385, W2=0.384 615。

根据带助力转向轻便和高速时转向轻便的原则, 确定Jb1比Jb2明显重要, 对于集合{Jb1, Jb2}, 取r2=1.4, 确定各权重分别为W1=0.583 333, W2=0.416 667。

根据侧向加速度是操纵稳定性中最重要的汽车响应参数和评价指标的原则, 确定Jr1比Jr2极端重要, 取r2=1.8, 确定各权重分别为W1=0.642 857, W2=0.357 143。

对于一级评价因素集{Je, Jb, Jr}, 根据碰撞或翻车的主动安全、驾驶员路感、驾驶员负担等原则确定该集合的序关系, 依重要程度递减依次为Jr、Jb、Je, 并取r2=1.8, r3=1.8, 显然rk>1/rk-1, 确定各权重分别为W1=0.536 424, W2=0.298 013, W3=0.165 563。

对应于一级因素X1、X2、X3, 各自的权重分配为

同理, 二级因素集X={X1, X2, X3}的权重分配为

2.3 评判矩阵确定

不同的驾驶员的主观评价使得所得结果产生很大的离散性, 为了减小离散性, 如图1所示, 选取整车质量M1=1685kg、M2=1500kg两种样车跟踪蛇形线路经, 车速u=90km/h, 转向盘转角在±600°之间。

本文采用10点评分等级, 1~3.5点为最佳至满足, 3.5~6.5点表示虽能满足性能但驾驶负担过重, 6.5~10点表示不能满足性能且驾驶负担过重[8]。选取10名经验丰富的驾驶员, 根据每个驾驶员在不同时刻的打分, 统计分析, 得出评判矩阵, 选取三位驾驶员在定点的打分, 统计结果如表2所示。

先对样车一进行分析。首先统计实车试验驾驶员打分, 得单因素评判矩阵:

则评判矩阵为

由评判矩阵B1得b1=max (b1, b2, b3) , 则Je的综合评判为b1, 则样车一的路径跟踪性能最佳至满足。

评判矩阵为

由评判矩阵B2得b2=max (b1, b2, b3) , 则Jb的综合评判为b2, 则样车一的性能满足, 但负担过重。

评判矩阵为

由评判矩阵B3得b2=max (b1, b2, b3) , 则Jr的综合评判为b2, 则样车一的性能满足, 但侧向加速度和侧倾角相对略大。

令

因为X={X1, X2, X3}的权重分配为, 则

由上述综合评判矩阵得b1=max (b1, b2, b3) , 则综合评判为b1, 综合考虑b2=0.357 184即本车的操纵稳定性总体性能良好, 满足要求, 但驾驶员操作稳定性负担略重。

再对样车二进行分析。同理分析, Je、Jb和Jr。

样车二的路径跟踪性能最佳至满足, 性能满足, 但驾驶负担略重, 侧向加速度和侧倾角相对略大, 综合评价样车二的操纵稳定性能总体良好, 满足要求但驾驶员操作稳定性负担略重。对比两车型路径跟踪能力均良好, 跟踪误差不大, 车型一的车身侧倾角相对于车型二较大, 驾驶员操纵负担相对略重。

3 样车的操纵逆动力学仿真分析

3.1 数学模型

汽车以车速u作等速行驶, 忽略汽车的垂直振动情况, 不计前后轮回正力矩系数及前后轮侧倾转向系数。如图2所示, 取一套固定于汽车上的相对坐标系。将方向盘转角看作已知输入时, 汽车的运动状态可以用三个广义坐标横摆角ψ、质心侧偏角β和车身侧倾角ф来表示。

图中, M为汽车总质量, MS为汽车悬架上质量, h为侧倾力臂, v为汽车质心侧向速度, r为汽车质心横摆角速度, p为汽车车身侧倾角速度, aY为汽车质心绝对加速度在Y轴上的投影, a、b为整车质心至前后轴的距离, δ为汽车前轮转角。

在此相对坐标系中, 坐标原点O的绝对加速度在Y轴上的投影为

悬架上质心重心的横向绝对加速度在Y轴上的投影为

式中, aYS为汽车悬架质心的绝对加速度在Y上的投影。

根据达朗贝尔原理, 由 (本节中未说明变量的含义均可参考文献[10]) 及几何关系得汽车运动微分方程:

选取状态变量X=[v r pф]T, 汽车运动状态空间表达式为

3.2 最优控制模型

为了简化问题, 不考虑驾驶员操纵反应的滞后和前视, 将其操纵输入视为理想操纵输入, 选取控制变量为转向盘的转角输入δsw (t) , 综合考虑路径跟踪、驾驶员的操纵负担、侧滑的影响以及翻车危险性, 理想的路径跟踪性能指标为

式中, t0、te为汽车运动的初始、终端时刻;Yd (t) 为跟踪的理想避让路径;FY1、FY2为前后轮侧向力;FZ1、FZ2为前后轮垂直载荷;为侧向位移误差的标准门槛值, 本文取0.3m;为转向盘转转的门槛值, 本文取30°;为FYi/FZi的标准门槛值, 本文取0.3;为汽车的侧倾角标准门槛值, 本文取3°。

3.3 数值仿真结果

将上述问题转化为终端时间固定的最优控制问题, 利用离散微元化思想将最优控制问题转化为有限维非线性规划问题, 并运用序列二次规划 (SQP) 方法求解[9?10]。

为了较真实地反应汽车进行避让时的操作性能, 验证上文模糊综合评判方法的正确性, 选取上述实车试验两种车型跟踪蛇形线路经, 车速u=90km/h, 转向盘转角在±600°之间。

取车速u=90km/h进行仿真。从图3、图4所示的仿真结果可以看出, 两种车型跟踪路径较好, 表明两辆样车路径跟踪性能均最佳至满足, 与模糊综合评判结果吻合。

图5、图6所示分别为转向盘转角及转向盘角速度仿真结果, 表明两辆车型的驾驶均较忙碌, 车型一在高速下进行连续避让时比车型二的仿真幅值大, 操纵负担较车型二略重。

图7、图8所示分别为两种车型进行蛇形避让时的汽车部分状态响应结果, 同样可以得到两种车型的侧向加速度、车身侧倾角相差不大, 车型一的车身侧倾角大于车型二, 更具翻车危险性。

根据汽车操纵逆动力学仿真分析, 评价汽车操纵稳定性, 其结果与利用模糊多级综合评判评价汽车操纵稳定性的结果相比较, 吻合度较好, 从而验证了模糊多级综合评判方法评价汽车操纵稳定性是可行的。

4 结论

(1) 针对目前汽车操纵稳定性仍然以对样车的主观评价作为主要评价手段的情况, 选取两辆样车跟踪蛇形线, 统计专业驾驶员打分, 利用模糊多级综合评判理论评价样车的操纵稳定性。

(2) 基于汽车操纵逆动力学基本理论建立三自由度汽车逆动力学模型, 利用最优控制理论求解并进行仿真分析, 评价其操纵稳定性, 评价结果与模糊多级综合评判结果吻合度较好, 从而验证了模糊多级综合评判评价汽车操纵稳定性的可行性。

摘要：主观评价是汽车操纵稳定性评价发展过程中的主要评价手段, 基于实车试验各单项评价指标的驾驶员打分, 提出一种汽车操纵稳定性的模糊综合评判方法, 并将该方法对两辆样车进行评价。以三自由度汽车转向开环模型为对象, 基于汽车操纵逆动力学理论, 建立汽车操纵逆动力学模型并对两辆样车的操纵稳定性进行仿真分析, 将其与模糊综合评判结果比较, 验证模糊综合评判方法应用到汽车操纵稳定性评判的可行性。

关键词：模糊综合评判,操纵逆动力学,权重,操纵稳定性

参考文献

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[2]许峰, 陈怀海, 鲍明.机械振动载荷识别研究的现状与未来[J].中国机械工程, 2002, 13 (6) :526-531.Xu Feng, Chen Huaihai, Bao Ming.Force Identification for Mechanical Vibration:State-of-theart and Prospect[J].China Mechanical Engineering, 2002, 13 (6) :526-531.

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[4]赵伟平, 赵又群, 杨国权, 等.汽车操纵性和运动稳定性的联合优化[J].汽车技术, 2005 (12) :16-19.Zhao Weiping, Zhao Youqun, Yang Guoquan, et al.Joint Optimization of Vehicle Handling and Stability[J].Automobile Technology, 2005 (12) :16-19.

[5]朱剑英.智能系统非经典教学方法[M].南京:南京航空航天大学出版社, 2010.

[6]Saaty T L.The Analytic Hierarchy Process[M].New York:McGrwa-Hill, 1980.

[7]郭亚军.综合评价理论、方法及应用[M].北京:科学出版社, 2007.

[8]Weir D H, Dimarco R J.Correlation an Evaluation of Driver/Vehicle Directional Handling Date[J].SAE Paper, 780010.

[9]Sridhar J, Hatwal H.A Comparative Study of Four Wheel Steering Models Using the Inverse Solution[J].Vehicle System Dynamics, 1992, 21 (1) :1-18.

上海汽车价值定性分析篇5

关键词：上海汽车；价值；定性

中图分类号：F76文献标识码：A 文章编号：1003-949X(2009)-04-0043-01

一、宏观经济分析及其对估值影响

当前全球经济步入衰退期，世界汽车业也不无幸免地陷入全面萧条，丰田亏损，美国汽车三巨头通用、福特、克莱斯勒则面临破产重组。在这样的宏观经济背景下，汽车行业以及上海汽车究竟会受怎样的影响，可从以下几点分析考虑：

1.利率下降、信贷政策宽松，钢材等各种原材料价格下降。为刺激消费及投资，当前利率已经降到历史较低水平，在当前经济形势下，企业申请此类贷款较易得到政府的支持，汽车产业振兴规划的五大重点之一就是支持自主品牌和新能车型开发，而且此时贷款成本相对较低。

2.消费者信心指数下降导致消费需求不足，就业形势严峻导致消费者收入预期不稳定。对于汽车这种奢侈品，一次性投入资金过大的固定资产购置变得更加谨慎，一定程度上影响了汽车消费需求，国外经济形势的恶化，使得往年以出口为主的汽车企业（比如吉利）在09年有可能更多地面向国内市场，从而进一步加剧国内汽车市场的竞争。

3.汽车业的恢复高速发展离不开良好的宏观经济环境，而目前宏观经济并无复苏迹象，最乐观估计要到2010年上半年。政府刺激经济的4万亿投资将陆续到位，从一定程度上将带动经济增长，但目前经济并未出现明显的复苏迹象，大的宏观环境依旧惨淡。

4.通用等汽车巨头面临破产，导致汽车产业链条岌岌可危，将影响整个汽车行业的发展，特别是国内以合资为主的车企发展。

二、行业及公司分析

1.汽车行业大事记及其影响

（1）2009年3月1日到12月31日，国家将安排50亿元专项资金对农民报废三轮汽车和低速货车换购轻型载货车以及购买1.3升以下排量的微型客车，给予一次性财政补贴。

这对于微车制造商是巨大的政策利好，上海汽车合营企业上汽通用五菱作为微车领域老大自然受益最大，而且上汽通用五菱是国内最早就布点农村市场的微车车企业。但深入分析，汽车作为奢侈品本身在朴实的农村市场并不受欢迎。

（2）1月20日到12月31日期间，对1.6升及以下排量乘用车减按5%征收车辆购置税。

上海大众和上海通用大部分车型排量均在1.6升及以下，所以这对于上海汽车这两个利润大户是不小的利好，这一税收优惠对于此类车的消费有一定的刺激作用。

2.上海汽车大事记及其影响

（1）2009年2月6日韩国双龙汽车被批准进入企业回生程序，挽回一线生机。

据估计，上汽因此可能亏损的额度在10亿元-12亿元。上汽至此也丧失了对双龙的控制权，上汽借助并购进行国际化的征程就此受阻，对于上海汽车进军SUV领域也是不利的。

（2）美国通用汽车走在破产的边缘，破产几率高达七成，对上海通用造成一定影响。

上海通用技术开发和新品引进主要都是依靠美国通用的技术支撑，而这对于上海通用的可持续发展是至关重要的。当然，由于通用（中国）是通用在全球业务中一枝独秀，销量占据其全球的10%，对于此等优质资产，不在万不得于之际，通用当然不会放弃，而且通用（中国）对于通用总部来说，还是相对独立的，近期重要项目投资影响不大，但长远来看，则影响不可避免，这就要看通用本部的危机事件将向何处发展了。

（3）2007年12月，上汽先后完成控股南京汽车和上柴股份。

上汽在布局自主品牌的发展上，走出了坚实的一步，荣威的销量节节攀升就是很好的一个开端，上汽的自主品牌值得期待。上汽依靠其先行一步的大力扶持自主品牌的战略，在未来保持国内领先的地位有了切实保障。

参考文献：

[1] 陈丽华,蔡联锋.上海汽车--自主品牌之路[J].新经济杂志，2008（1）.

汽车稳定性论文篇6

电动汽车的驱动电机响应快、易于控制,且较内燃机汽车的机械传动效率高,因此可以开发出低成本、性能理想的电动汽车底盘系统,提高电动汽车性价比,加速电动汽车的普及。而电动轮驱动技术是实现上述目标、解决目前电动汽车发展障碍的理想途径。在车辆的稳定性研究中,主动转向技术、主动悬架技术与驱动力/制动力控制是当前所主要采用的方法。本文从四轮独立驱动电动车角度出发研究的稳定性控制策略对以后掌握采用四轮独立驱动的电动汽车的关键技术和形成自主开发能力具有指导意义。

1汽车稳定性因素分析

当前的汽车稳定性控制理念是选取汽车的横摆角速度和质心侧偏角2个变量作为汽车稳定性的控制目标,通过一定的调节措施使得汽车的横摆角速度和质心侧偏角处于普通驾驶员的控制范围内。选取这2个变量表征汽车操纵稳定性的原因如下:汽车行驶状态主要由纵向速度、侧向速度和横摆角速度确定。纵向速度与侧向速度确定汽车质心的侧偏角,横摆角速度的积分得到汽车的横摆角,而质心侧偏角与横摆角之和为汽车行驶的航向角。假设汽车的质心侧偏角较小,可忽略不计,则汽车的航向角主要由汽车的横摆角决定。航向角越大,汽车的转弯半径越小;航向角越小,汽车的转弯半径越大。因此,在质心侧偏角比较小的情况下,横摆角速度决定了汽车的稳定状态。但是当汽车处于低附着路面上,转弯时出现大的质心侧偏角时,横摆角速度就不能准确地表述汽车的稳定状态。这个时候质心侧偏角更能体现汽车的稳定性。相关文献也指出,质心侧偏角对于车辆稳定性控制必不可少。

通过上述分析,可以得到以下结论:(1)车辆稳定性主要受车辆质心侧偏角与横摆角速度影响,二者之间存在耦合关系,汽车转向的过度、不足均可由车辆横摆角速度表示。另外,汽车转向过度还可以由车辆质心侧偏角表示。(2)车辆稳定性的重要影响因素包括车辆质心侧偏角,车辆质心侧偏角越是增大,司机转动方向盘时越是感到沉重吃力,车辆的侧向力矩、横摆力矩也就越加难以控制,从而易造成车辆失控。(3)车辆质心侧偏角与附着系数有关,质心侧偏角最大值会随着附着系数的减小而减小,即车辆稳定性受质心侧偏角的影响增大。(4)车辆质心侧偏角偏大,车辆转向的特征,即司机驾驶意向,可由车辆横摆角速度表示;但如果车辆质心侧偏角偏小,车辆行驶轨迹则无法由横摆角速度表示。

综上所述,本文选择横摆角速度和质心侧偏角联合作为表征汽车操纵稳定性的变量进行控制。

2 四轮独立驱动电动汽车稳定性控制策略

根据本文研究的车辆的特点以及稳定性控制策略的总体方案,确定稳定性控制策略分为3个步骤,即判断、控制、执行。

第一步,判断汽车是否失稳。

第二步,根据上一步的判断,如果确定汽车失稳,那么按照分层结构进行控制。先确定使汽车恢复稳定所需的总控制量即附加横摆力矩ΔM,再通过相应的控制策略决策出各个车轮应该有什么样的滑移率/滑转率,以期使车辆受到地面施加的期望的附加横摆力矩ΔM。

第三步,通过控制驱动电机,将车轮的滑移率/滑转率控制在期望值。

完整的稳定性控制策略总体方案如图1所示。质心侧偏角与横摆角之和为汽车行驶的航向角。假设汽车的质心侧偏角较小,可忽略不计,则汽车的航向角主要由汽车的横摆角决定。航向角越大,汽车的转弯半径越小;航向角越小,汽车的转弯半径越大。因此,在质心侧偏角比较小的情况下,横摆角速度决定了汽车的稳定状态。但是当汽车处于低附着路面上,转弯时出现大的质心侧偏角时,横摆角速度就不能准

根据当前驾驶员的操作,通过二自由度参考模型计算出当前汽车理想的横摆角速度,与实际的横摆角速度做差得到横摆角速度偏差,输入失稳判断模块。失稳判断模块需要的信号还有:实际的质心侧偏角、方向盘转角、路面附着系数、车速、侧向加速度;失稳判断模块通过判断汽车是过度转向失稳还是不足转向失稳,将结果输入力矩分配模块。横摆运动控制器根据横摆角速度偏差计算出的期望附加横摆力矩也输入力矩分配模块,力矩分配模块根据所得的数据决策出每个车轮期望的滑移率/滑转率λ*,与实际的滑移率/滑转率λ做差得到Δλ。因为轮胎受到的驱动力和制动力与滑转率/滑移率是非线性关系,而且车轮的力矩不能直接控制,需要通过电流信号改变电机的输出转矩。要直接写出关于滑移率/滑转率和电机电流的精确数学模型比较困难,所以采用简单的鲁棒性较强的PID控制器来得到电机的驱动电流。最终由电机驱动车轮,改变汽车的行驶状态。

3控制策略的适用范围

本文所研究的控制策略的适用范围与底层执行机构的能力有关,驱动和制动都是由电机实现的,曲线表达式如下:

式中,n为电机转速;δ为加速踏板开度;Mmax为电机发出的峰值力矩;M为实际发出的驱动力矩。

电机可以进行电制动,根据实际情况,电机制动力矩最大可以达到驱动力矩的90%左右,本文假设电机最大制动力矩为驱动力矩的85%。制动力矩如下式:

当加速踏板开度为100% 时,最大的电机驱动力矩为45N·m,乘以减速比5.2得到车轮受到的最大驱动力矩为234N·m。最大制动力矩为199N·m,最大的驱动扭矩只有在低速时电机才能提供。当电机转速增加时,电机的反电动势会提高,使电机输出的力矩降低。所以,由电制动和电驱动产生的最大附加横摆力矩也会相应减小。

本文所设计的控制策略是主动安全控制策略,当驾驶员踩加速踏板的时候可以起作用,当驾驶员不踩油门踏板时也起作用,但是当驾驶员踩制动踏板时本文设计的控制策略不对汽车进行控制,因为当汽车失稳时控制策略要求驱动某一车轮,这会与汽车的液压制动系统产生干涉,所以当驾驶员踩制动踏板时控制策略不起作用。

4仿真实验及分析

通过对比装有SCS(稳定性控制策略)的四轮独立驱动电动汽车和不装SCS的普通四轮独立驱动电动汽车的运动,来检验所设计的控制策略的有效性。实验路径为半径为20m的圆环轨道,路的宽度为16m,轨道如图2所示。

路面附着系数为1.0。汽车缓慢加速,经过5s将加速踏板踩到开度为80%,之后保持加速踏板的开度。本实验是闭环实验,通过CarMaker自带驾驶员保持汽车行驶在道路中央。对比装有SCS的车辆和不装SCS的车辆的运动。根据本文设计的控制策略对各个电机进行单独控制,如图3所示。

从图3可以看出,第24s后出现向左不足转向,此时对右前轮进行驱动、对左后轮进行制动来减小汽车的不足转向。控制策略起到了保持稳定的控制效果,但是汽车的车速有所降低,如图4所示,在第10s时施加控制的汽车车速小于未施加控制的汽车。从图中可以看出,此时车速仅为5km/h。如果汽车的车速很低,可以在出现失稳时通过驱动某一个或几个车轮进行调整,而不采用制动进行调整。

5结语

现如今,发展新能源汽车尤其是纯电动汽车成为了热门话题。在当前众多形式的电动车辆中,采用电动轮独立驱动的动力系统正日益成为发展方向,它因布局灵活、动力独立可控、性能优越等特点得到了广泛的研究和应用。

摘要：对汽车操纵稳定性影响因素进行分析,设计适合于四轮独立驱动汽车的稳定性控制策略,充分利用四轮独立驱动汽车每个轮的驱动力可以单独控制的优点,在传统车只能靠制动来改变车轮滑移率的基础上,增加了驱动控制,同时对汽车进行驱动和制动控制,通过仿真实验验证所设计的控制策略的有效性。

汽车最速操纵稳定性评价指标研究篇7

2005年, 赵伟平提出将汽车的稳定性裕度作为评价汽车稳定性的评价指标, 并利用郭孔辉提出的加权均匀评价方法, 联合汽车的操纵性和稳定性, 给出汽车操纵稳定性的综合评价指标, 并对其进行了有效的优化[1]。2006年, 陈振日通过对操纵稳定性试验所对应的各单项评价指标的分析, 指出各评价指标所代表的物理意义, 并提出将轮胎抓地能力作为汽车操纵稳定性评价的一个新指标[2]。2009年, 邢如飞运用层次分析法, 对汽车操纵稳定性主观评价指标进行了分析, 并确定了汽车操纵稳定性主观评价各指标权重[3]。2010年, 黄建兴等研究了人—车闭环操纵稳定性综合评价指标权重确定方法。提出用序关系方法确定各评价指标权重的取值[4]。2012年, 王化吉运用模糊层次分析法确定了操纵稳定性各级指标权重系数。文中比较了模糊层次分析法和传统层次分析法异同, 证明了运用模糊层次分析法确定汽车操纵稳定性主观评价指标权重准确而有效[5]。

上述对汽车操纵稳定性的评价包括客观评价和主观评价, 其评价指标都没有考虑汽车行驶速度。而汽车行驶速度对操纵稳定性有很重要的影响。论文在综合考虑驾驶员忙碌程度、侧翻、侧滑、速度等因素的影响下, 提出了4项单项评价指标和综合评价指标表达式, 对最速操纵下的汽车操纵稳定性单项评价指标和综合评价指标进行了仿真分析, 比较了不同初始车速下汽车操纵稳定性评价指标随时间变化的仿真结果。

1 汽车最速操纵稳定性评价指标数学模型

以郭孔辉提出的汽车操纵稳定性总方差评价方法为基础, 提出考虑驾驶员忙碌程度、翻车危险性、侧滑危险性、汽车行驶速度4项单项评价指标及综合评价指标表达式[6]。

1.1 汽车最速操纵稳定性单项评价指标

1.1.1 表示驾驶员忙碌程度的评价指标

式 (1) 中, 为方向盘转角速度门槛值;tn为足够长的时间长度。

1.1.2 表示汽车翻车危险的评价指标

式 (2) 中, ay (t) 为汽车侧向加速度;为侧向加速度标准门槛值;tn为足够长的时间长度。

1.1.3 表示汽车侧滑危险的评价指标

式 (3) 中, i=f, r为分别代表前轮和后轮;Jsf为表示汽车前轴发生侧滑危险的评价指标;Jsr为表示汽车后轴发生侧滑危险的评价指标;JS为整车侧滑危险性指标;Fyi (t) 为某车轮所受的侧向力;Fzi为某车轮的法向载荷;φ^为侧向附着系数的门槛值;tn为足够长的时间长度。

1.1.4 速度指标

式 (4) 中, u (t) 为车速;u^为速度评价指标限值;tn为足够长的时间长度。

1.2 汽车最速操纵稳定性综合评价指标

经过大量试验分析验证, 汽车操纵稳定性的各单项评价指标都在不同程度上影响着综合评价指标。本文采用加权平方根值计算汽车操纵稳定性综合评价指标, 即取驾驶员忙碌程度指标、侧翻危险性指标、侧滑危险性指标、速度指标的加权平方根值计算综合评价指标。综合评价指标表达式为

式 (5) 中, JT为最速操纵下的汽车操纵稳定性综合评价指标;wB为驾驶员忙碌程度指标权值;wR为汽车侧翻危险性评价指标权值;wS为汽车侧滑危险性评价指标权值;wU为汽车行驶速度评价指标权值。

1.3 各单项评价指标门槛值及权值的确定

汽车操纵稳定性各单项评价指标中门槛值通常是经过优化得到。

在汽车操纵稳定性综合评价指标中, 各单项评价指标中的门槛值sth、实际权系数wei、理论权系数wi的关系如式 (6) 所示。

因此, 各单项评价指标标准门槛值得到后, 可以通过对各标准门槛值的调整来确定权系数。

根据参考文献[7], 研究的最速操纵下的操纵稳定性单项评价指标的门槛值见表1, 加权值见表2。

2 最速操纵下汽车各状态参数的确定

要计算最速操纵下的各项单项评价指标, 需要得到汽车的一些状态参数, 比如方向盘转角速度、侧向加速度、侧向力、纵向速度等。基于ADAMS/Car软件通过仿真得到这些状态参数。

2.1 基于ADAMS/Car的整车模型建立

建立的汽车模型由麦弗逊前悬架子系统、双横臂后悬架子系统、齿轮齿条转向器子系统、UA轮胎模型子系统、动力传动系统子系统、制动系统子系统等组成;然后建立交换信息的输入、输出信号器, 信号器包括子系统与ADAMS/Car提供的实验台之间、子系统与子系统之间的输入、输出信号器;最后组装成整车模型[8]。该整车装配模型经过调试, 确认模型合理。该车的基本参数见参考文献[9]中表5.1车型一的参数。

2.2 整车仿真过程

首先设置整车仿真的初始条件。在事件构造器中定义汽车初始速度为108 km/h, 本车的最高档为5档, 由于模拟的是超车试验, 按照“降档超车”的原理, 设置初始档位为4档, 设置初始时刻的纵向加速度为零。

然后定义微操纵。微操纵需要分别定义转向、油门、制动、离合器、结束条件等。转向控制使用machine+path_map的方式。path_map路径按照参考文献[9]中图2 (a) 所示纵向位移设置。油门和制动控制采用speed_s_map进行设置。speed_s_map采用参考文献[9]中图2 (d) 所示纵向速度设置。结束条件为:整车模型进行最速操纵的纵向位移应超过360 m;但是纵向位移又不能无限大, 时间限制采用足够完成超车试验的时间, 设置为12 s。ADAMS/Car为仿真提供了各种路面模型, 本文选用ADAMS/Car自带的路面文件2d_flat.rdf。

2.3 整车状态参数仿真结果

2.3.1 方向盘转角速度仿真结果

图1为最速操纵下汽车完成双移线试验时, 汽车方向盘转角速度随时间变化仿真结果。从图中可以看出, 在0~6 s, 方向盘转角速度较大, 说明“驾驶员”非常忙碌;在6~12 s时间段内, 方向盘转角速度变小, 说明驾驶员不忙碌。

2.3.2 侧向加速度仿真结果

图2为最速操纵下汽车完成双移线试验时, 汽车侧向加速度随时间变化仿真结果。从图2中可以看出, 在4.5 s时产生最大加速度, 其值为0.87 m/s2;10 s以后产生的加速度很小, 因此汽车最后会恢复到原来车道而直线行驶。

2.3.3 前后轮侧向力仿真结果

图3为最速操纵下汽车完成双移线试验时, 汽车前轮侧向力随时间变化仿真结果。从图3中可以看出, 左前轮在0~2.2 s侧向力向右, 在2.2~6.5 s侧向力向左, 在6.5 s以后侧向力很小。从图中还可以看出, 左右两前轮侧向力方向的变化趋势相似, 但大小相差很大, 左前轮侧向力大于右前轮侧向力。

图4为最速操纵下汽车完成双移线试验时, 汽车后轮侧向力随时间变化仿真结果。与图3相比可以看出, 后轮的侧向力远大于前轮侧向力。从图4可以看出, 左右两后轮侧向力方向相同, 大小相差不大。

2.3.4 纵向速度仿真结果

图5为最速操纵下汽车完成双移线试验时, 汽车纵向速度随时间变化仿真结果。从图中可以看出, 汽车纵向速度几乎成线性增加, 从30 m/s迅速增加到38 m/s。

3 汽车最速操纵稳定性评价指标仿真分析

3.1 汽车最速操纵稳定性单项评价指标仿真分析

3.1.1 表示驾驶员忙碌程度的评价指标仿真结果

根据式 (1) , 评价指标门槛值按表1取值, 利用图1的结果, 通过MATLAB仿真得到最速操纵下汽车完成双移线试验时, 汽车方向盘转角速度评价指标仿真结果如图6所示。该评价指标值的大小反映驾驶员忙碌程度的大小。从图6可以看出, 方向盘转角速度指标随时间变化逐渐增大, 即随着时间增加, 驾驶员忙碌程度增加。而在10.5 s以后, 评价指标几乎不再变化, 表明此时汽车已完成最速操纵双移线试验, 返回到原车道上并直线行驶。

3.1.2 表示汽车翻车危险的评价指标仿真结果

根据式 (2) , 评价指标门槛值按表1取值, 利用图2的结果。通过MATLAB仿真得到最速操纵下汽车完成双移线试验时, 汽车的侧向加速度评价指标仿真结果如图7所示。该评价指标值的大小反映汽车发生翻车危险性机会的大小。由图7可知, 侧向加速度评价指标随时间变化增加速度很快, 说明随着时间增加, 双移线试验过程中汽车发生侧翻危险性的可能性越大。

3.1.3 表示汽车侧滑危险的评价指标仿真结果

根据式 (3) , 评价指标门槛值按表1取值, 利用图3和图4的结果, 通过MATLAB仿真得到最速操纵下汽车完成双移线试验时, 前后轮发生侧滑危险的评价指标仿真结果如图8~图11所示。Js1是左前轮发生侧滑危险性的评价指标;Js2是右前轮发生侧滑危险性的评价指标;Js3是左后轮发生侧滑危险性的评价指标;Js4是右后轮发生侧滑危险性的评价指标。该评价指标值的大小反映汽车发生侧滑危险性的大小。在汽车的四个车轮中, 一般选取结果最大的指标作为评价汽车侧滑危险性的评价指标。通过比较图8~图11可知, 左后轮评价指标值最大, 则在计算操纵稳定性综合评价指标时, 以左后轮的侧向力与左后轮法向载荷之比所得的指标作为参数进行计算。

3.1.4 速度评价指标仿真结果

根据式 (4) , 评价指标门槛值按表1取值, 利用图5结果, 通过MATLAB仿真得到最速操纵下汽车完成双移线试验时, 速度评价指标仿真结果如图12所示。从图中可以看出, 速度指标随时间变化逐渐增大。

3.2 汽车最速操纵稳定性综合评价指标仿真结果

将图6~图12所示评价指标在Matlab中导出数据, 将其代入最速操纵下操纵稳定性综合评价指标表达式 (5) , 各单项评价指标权值按表2取值, 可得最速操纵下操纵稳定性综合评价指标仿真结果如图13所示。从图中可以看出, 操纵稳定性综合评价指标随时间变化逐渐增大, 即随着时间增大, 汽车的操纵稳定性变差。为了比较不同初始车速完成双移线过程时, 汽车操纵稳定性的变化情况, 图13给出了初始车速为90 km/h时操纵稳定性综合评价指标仿真结果, 可以看出, 初始车速减小时, 操纵稳定性综合评价指标减小, 说明操纵稳定性好。

4 结论

对最速操纵下的汽车操纵稳定性评价指标进行了研究。提出了最速操纵下考虑驾驶员忙碌程度、侧翻、侧滑、汽车行驶速度4项单项评价指标和综合评价指标表达式;运用Adams/Car软件对已建立的整车模型进行了双移线试验的仿真分析, 得出最速操纵下汽车的纵向速度、侧向加速度、方向盘转角速度、前后轮侧向力仿真结果;基于Matlab软件得到了4项单项指标及综合评价指标随时间变化情况的仿真结果, 并比较了不同初始车速完成双移线过程的操纵稳定性。从结果可以看出, 随时间增大, 各单项评价指标及综合评价指标也增大, 即汽车的操纵稳定性变差;随着汽车行驶车速的增大, 操纵稳定性评价指标也增大, 即汽车操纵稳定性变差。本文提出的评价指标能够为赛车或者高速行驶的汽车操纵稳定性的评价方法提供一定的参考价值。

摘要：针对目前汽车操纵稳定性评价指标中没有考虑速度因素, 提出一种综合考虑驾驶员忙碌程度、侧翻、侧滑、速度4个因素的最速操纵稳定性单项评价指标表达式和综合评价指标表达式。通过ADAMS/Car仿真分析, 得到了最速操纵稳定性单项评价指标数值和综合评价指标数值。比较了不同初始车速下汽车完成双移线试验的操纵稳定性综合评价指标仿真结果。结果表明, 各单项评价指标数值和综合评价指标数值随时间增大而增大, 汽车最速操纵稳定性综合评价指标数值随初始车速的增大而增大, 即汽车操纵稳定性变差。该评价指标能够为高速行驶的汽车操纵稳定性评价分析和设计提供参考。

关键词：汽车,最速操纵,操纵稳定性,评价指标,仿真

参考文献

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汽车稳定性论文篇8

1 汽车动力学模型

图1所示为本文采用的车辆模型

$\begin{array}{l} 图 1 车辆模型 Ι_{z} \dot{ω} = a F_{x f} \sin δ + a F_{y f} \cos δ - b F_{y r} + \\ \frac{d}{2} (F_{x f r} - F_{x f l}) \cos δ + \frac{d}{2} (F_{x r r} - F_{x r 1}) . (3) \end{array}$

式中:m为整车质量;Fxfl、Fxfr、Fxrl、Fxrr、Fyfl、Fyfr、Fyrl、Fyrr分别为沿x、y轴的前左、前右、后左和后右轮胎力分量;a、b为车辆质心到前、后轴的距离;d为左、右车轮轮距 (假设前后车轮轮距相等);Iz为车辆绕z轴的横摆转动惯量;u、v分别为汽车纵向与横向速度,ω为横摆角速度,δ为前轮转角,Cf、Cr为前后轮胎侧偏刚度。

2 控制器设计

为提高车辆的操纵稳定性,本文设计了一个模糊滑模控制器,其控制目标是使实际的车身侧偏角β和横摆角速度ω跟踪期望的质心侧偏角βd和横摆角速度ωd,以保证车辆良好的行驶轨迹和横向稳定性。车辆横摆稳定性控制的总体设计方案如图2所示。通过汽车模型可求得理想质心侧偏角βd和横摆角速度ωd与输入量的关系,根据质心侧偏角和横摆角速度的组合误差建立切换函数s,根据滑模控制器得到控制汽车稳定性的横摆力矩M。利用模糊控制器调节切换增益K。

2.1理想车身侧偏角和横摆角速度

根据车辆模型可求得理想车身侧偏角βd和理想横摆角速ωd,即

$\min {| \frac{v}{(a + b) \cdot (1 + Κ u^{2})} \cdot δ |, | \frac{μ \cdot g}{u} | \cdot sgn (δ)} . (5)$ 式中:μ为路面附着系数;g为重力加速度;K为车辆的不足转向系数,K=2×10-3。

2.2质心侧偏角估计

横摆角速度ω可以直接进行测量,而车身侧偏角β难以实际测量,可根据车辆动力学模型估计。由二自由度车辆模型,可得其横向加速度ay为

则车身侧偏角可通过对横向加速度、横摆角速度、纵向速度等状态变量直接进行积分运算得到

2.3滑模控制器设计

滑模变结构控制实际就是预先设计出一个能保证系统稳定的滑模面,再根据运动点在空间中的位置给出控制量,使得运动点最终稳定于滑模面。汽车稳定性控制系统的控制目的是使汽车横摆角速度ω和车身侧偏角能迅速、准确地跟踪当前设定值的任意变化,为此,定义滑模控制的切换函数为

式中:ξ为常数。

对s求导得

当调节系统控制输入使其保持在滑模面上运动时,系统趋于稳定,此时s=6)s=0,即

如果系统参数无变化且无负载扰动,由式(3)、式(16)可得系统稳定时的理想控制输入Meq。

由于转向角较小,可忽略式(3)中的aFxfsin(δ)项。其次,由于前后轮的制动力矩分配比例是固定的,因此,假设

k由前、后轮制动比例决定。

式(3)可化简为

对于小侧偏角,侧向力Fyf、Frf可由下式求出

前、后轮的平均侧偏角αf,αr可分别表示为

d由于差动制动控制的横摆力矩,代入上式并化简得

将代入式(16)

可求得理想控制横摆力矩输入Meq

$\begin{array}{l} Μ_{e q} Μ_{e q} = - \frac{a}{k + \cos δ} F_{y f} \cos δ + \frac{b}{k + \cos δ} F_{y r} + \\ \frac{Ι_{Ζ}}{k + \cos δ} (\dot{ω}_{d} - ξ (\dot{β} - \dot{β}_{d})) . (18) \end{array}$

但当系统参数变化或出现负载扰动时,若仅用理想控制输入Meq,控制系统将出现较大偏差,从而偏离滑模面运动。为使系统仍能快速准确回到滑模面上运动,根据文献可知,切换项应为

式中:K为切换系数,其值足够大。综上可知系统总控制输入为

2.4模糊滑模控制器设计

切换增益K(t)是系统克服摄动及外干扰的主要参数。一般而言,系统抖振幅度与K(t)成正比。若能自适应调节K(t),在趋近滑模面的地方采用较小值,远离滑模面的地方采用较大值,一定可以大大减轻抖振。采用模糊规则,可根据滑模到达条件对进行有效的估计,并利用切换增益消除干扰项,从而消除抖振。

滑模存在条件为

当系统到达滑模面后,将会保持在滑模面上。K(t)为保证系统运动得以到达滑模面的增益,其值必须足以消除不确定项的影响。

模糊规则如下:如果,则K(t)应增大;如果,则K(t)应减小。

由式(a)和式(b)可设计关于和ΔK(t)之间关系的模糊系统,在该系统中,为输入,ΔK(t)为输出。系统输入输出的模糊集分别定义如下

其中NB为负大,NM为负中,ZO为0,PM为正中,PB为正大。

模糊系统的输入输出隶属函数如图3和图4所示。

选择如下模糊规则

R1:IF $\dot{s}$ s is PB THEN ΔKis PB,

R2:IF $\dot{s}$ s is PM THEN ΔKis PM,

R3:IF $\dot{s}$ s is ZO THEN ΔKis ZO,

R4:IF $\dot{s}$ s is NM THEN ΔKis NM,

R5:IF $\dot{s}$ s is NB THEN ΔKis NB。

采用积分的方法对 $\hat{Κ}$ (t)的上界进行估计

其中,G为比例系数,G>0。

用 $\hat{Κ}$ (t)代替式(24)的K(t),则控制律变为

3仿真结果分析

为了验证所提出的控制器的有效性,本文在Matlab/Simulink软件环境下进行一系列仿真研究,分析在有无控制器作用下车辆的响应特性。图5～图8为汽车在路面附着系数为0.8,以20 m/s速度变换车道工况时仿真结果。图5为前轮转角δ输入曲线,图6为滑模控制器输出的制动力矩MZ,图7与图8分别为想横摆角速度与车身侧偏角响应曲线,从图中可以看出,在稳定性控制器起作用时,车辆可以准确的跟踪理想横摆角速度,把车身侧偏角控制在稳定行驶范围内,汽车前轮转向跟随驾驶员控制。

仿真选取的某典型轿车参数为:a=1.09 m,b=1.53 m,d =1.44 m, m=1 764 kg, Iz=2 400 kg·m2,Cf=64.5 kN·m/rad,Cr=49.1 kN·m/rad, k=1。

4 结束语

本文运用滑模控制理论,以车辆横摆角速度和车身侧偏角与相应的理想横摆角速度和车身侧偏角之差,作为车辆控制系统的两类控制输入变量,设计了联合模糊滑模控制器。仿真结果表明,控制器作用下的车辆与无控制器作用的车辆相比具有更好的响应特性:实际的横摆角速度和车身侧偏角能很好地跟踪期望值,从而提高了车辆横摆稳定性。

参考文献

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汽车稳定性论文篇9

汽车的操纵稳定性是指在驾驶者不感到过分紧张、疲劳的条件下,汽车能遵循驾驶者通过转向系及转向车轮给定的方向行驶,且当遭遇外界干扰时,汽车能抵抗干扰而保持稳定行驶的能力。

汽车操纵稳定性作为汽车动力学的一个重要分支,对汽车驾驶起着非常重要的作用。在汽车的设计研发过程中,对操纵稳定性能的评价主要采用实车试验评价方法,这就需要对实车进行反复多次试验。本文通过采用ADAMS软件建立操纵稳定性试验对汽车进行虚拟性能测试,不仅能减少研发周期、降低研发成本,还能够为我国汽车操纵稳定性评价指标进一步的完善提供参考和依据,同时也能为后续实车试验的研究提供指导[1]。

1、ADAMS软件概述

ADAMS (Automatic Dynamic Analysis of Mechanical System)是美国MDI公司生产的机械系统动力学仿真分析软件,它使用交互式图形环境和零件库、约束库、力库,创建完全参数化的机械系统几何模型,它对虚拟机械系统进行静力学、运动学和动力学分析,输出位移、速度、加速度和反作用力等曲线,ADAMS软件的仿真可用于预测机械系统的性能、运动范围、碰撞检测、峰值载荷以及计算有限元的输入载荷等。它为用户提供了强大的建模、仿真和分析功能。

ADAMS/Car是前MDI公司与奥迪、宝马、雷诺、和沃尔沃等公司合作开发的轿车专用分析软件包,集成了他们在汽车设计、开发方面的专家经验,在ADAMS/Car中融合了轮胎模块、解算器模块和后处理模块。它能建造子系统的虚拟模型,并进行仿真分析,输出表示操纵稳定性、制动性、乘坐舒适性和安全性的性能参数[2]。

2、整车模型的建立

在ADAMS/CAR里,一个完整的整车模型至少包括前后悬架、前后车轮、转向和车身子系统。ADAMS/CAR中采用的是自下而上的建模顺序。整车模型的建模过程如图1所示。ADAMS/CAR中整车模型如图2所示[3]。

3、汽车操纵稳定性仿真[4]

3.1 转向盘角脉冲仿真试验

转向盘角脉冲试验是一种描述车辆侧向瞬态频域开环试验的方法,用它来确定汽车的频率特性。在一组固定车速下给转向盘一个角脉冲输入,通过对汽车的横摆角速度的对比来确定汽车的频率特性。给匀速行驶的汽车一个转向盘角脉冲输入,如下图3所示,通过ADAMS_Car软件仿真分析得出汽车横摆角速度曲线。再通过富氏变换,就可以确定了汽车频率特性。

下图4是经过仿真得出的汽车横摆角速度响应曲线。

在图4中的这组仿真曲线分别表示在车速为20,40,60,80,1 00km/h匀速时所得到的转向盘角脉冲响应。经过对图4的分析可以得出,当汽车的车速增加时,汽车横摆角速度的幅值是逐渐增大的。

3.2 转向盘角阶跃仿真试验

通过汽车转向盘角阶跃仿真试验可获得汽车的时域过渡特性,有方向盘转角、横摆角速度和侧向加速度。

给汽车一个转向盘角阶跃输入,如下图5所示,汽车的动态特性主要由汽车横摆角速度瞬态响应和汽车侧向加速度瞬态响应来度量。

汽车横摆角速度的瞬态响应曲线如下图6所示。

汽车的侧向加速度的响应曲线为如图7所示。

在以上图6和图7中,曲线1,2,3,4,5分别表示汽车在车速20,40,60,80,100km/h下的横摆角速度瞬态响应和侧向加速度瞬态响应。由图6可以看出,在汽车车速为20km/h时,汽车的横摆角速度在较短的时间内能达到稳态值;在速度100km/h时,汽车的横摆角速度值达到最大;随着车速的提高,横摆角速度瞬态响应的反应时间越来越小,稳定性因数变化较小,而其他的因数变化较大。通过以上分析,此车具有不足转向性能,稳定性因数K为:

汽车的特征车速为:

给汽车一个角阶跃输入后,横摆加速度瞬态响应公式为:

由起始条件可知,在t=0时,ωr=0。由上式可知,t=∞时,即横摆角速度最后趋于稳态横摆角速度ωr0。经过仿真分析,以上图形所得出的图形曲线和分析结果是基本相符的[5]。

4、结论

本文通过机械动力学分析软件ADAMS建立整车模型,对汽车进行了转向盘角脉冲仿真试验和转向盘角阶跃仿真试验。通过对这两个仿真试验曲线的分析,我们可以得出一些结论:

(1) ADAMS/Car软件可以较为真实地模拟汽车在方向盘转角阶跃输入和角脉冲输入等条件下的转向特性,为汽车的操纵稳定性分析带来了方便。

(2)当汽车具有不足转向特性时,稳态横摆角速度变化不大,而峰值变化较大。车速对汽车稳态转向特性的影响明显。

参考文献

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[4]黄志刚,王丰,朱慧,王晶.ADAMS/Car在汽车操纵稳定性仿真中的应用[J].计算机仿真,201 0(5):344-347

汽车稳定性论文篇10

中国汽车产业面临转型的艰巨任务

对于当前汽车产业所面临的形势，很多人很难接受。但这却是行业新的发展阶段的开始。

付于武说，从去年开始，汽车增长速度下滑。从中国汽车工业协会公布的数据看，全行业是略有增长。略有增长、不增长或略微的负增长，都标志着中国汽车产业进入了一个新的时期。我们必须接受这个现实。经历了十年，平均增速20%以上高速增长以后，中国汽车市场进入了一个新的调整时期。

“我觉得，目前是中国汽车产业面临结构调整，转型升级的关键阶段。未来的十年，把转型升级这一战略任务更好地落实，才能达到产业强国的目的。但是，我觉得转型升级并不是华丽转身，而是艰苦转型。这个阶段非常艰苦。原以为，经过十年爆发式的飞速增长，我们达到了世界第一，未来十年，2020年就达到产业强国。但是现在看来，我们必须非常理智地看待这个问题。事实上，我们跟汽车先进国家比，跟跨国汽车公司比，依然有很大差距。要达到欧、美、日、韩的水平，还需要更长一段时间，两、三代人的艰苦奋斗。”

靠政策长期扶持一个产业是不正常的

为了实现这一转型的目标，政策支持肯定不可忽视。但是，类似“4万亿”那样的政策，行业是否需要？

付于武认为，在金融危机、经济危机的时候，中国政府强力推出刺激政策可以理解。其实从全球看，不仅中国，其他很多国家地区，包括美国欧盟在内，都出台了一系列的刺激政策。正因为有“4万亿”政策的投入，对汽车行业的扶持，才实现了中国汽车的逆势而上，成为世界第一产销大国，所以不能否认“4万亿”政策的历史作用。在2009、2010年，付于武曾去欧洲考察，跟欧盟的官员有过沟通。“他们也认为金融危机的时候，给汽车行业一些支持政策是应该的。但是，他们也都担心，政策的阶段性效应。”付于武说。在国内，政策的阶段性效应也很明显，“4万亿”政策实施一段时间后，一些政策就到期退出了，这就引起了市场增速下降。“我觉得这是比较正常的现象。”“4万亿”政策从正面来讲，使汽车产业逆势而成为第一产业，但是靠政策长期扶持一个产业是不正常的。不仅中国如此，世界上各个国家也如此。

付于武说，对汽车产业而言，政策不应该像“过山车”那样，而应该是持续的，有强烈导向性的。应该导向对节能减排有贡献的汽车，要对更安全、更环保、更节能的汽车给予支持，通过这样的支持对企业的转型升级有实质性的拉动。“所以，今天我不希望国家出台大规模的刺激汽车的政策。那样对企业和产业的伤害都很大。”回顾“4万亿”政策，肯定它的历史作用的同时，也不能忽视它的负面作用。一方面，企业正常的发展周期和结构被完全打乱；另一方面，刺激了很多新的产能的进入热情，实际上这对产业发展是很不利的。

转型升级需政策引导，应侧重4个趋势

长期扶持汽车产业不可取，但是对于当前行业面临的转型升级重任，付于武认为不能不靠政策引导，而且政策引导需要侧重4个趋势。

他说，现在汽车产业正被妖魔化，PM2.5问题、还有环境、能源、交通等等问题首当其冲的都是汽车。同时，中国汽车的“体量”越来越大，保有量约一亿辆了，年产销量快两千万辆，而且这个趋势还会发展，中国汽车绝对不会停下脚步的。所以必须解决市场刚性需求与能源、环境、资源等的刚性制约之间的矛盾。保有量越来越大，老百姓在享受汽车文明的同时也在消耗着环境、能源、交通资源,某种意义上，也在促使外部因素制约产业发展。这就提出了一个新的命题，要实现行业转型升级、结构调整，使之与社会外部刚性制约因素形成一种平衡。

当前行业转型升级的发力点、突破口是什么？转型升级转什么、升什么、在哪发力、怎么干？付于武认为要好好研究，要跟上国际汽车产业和技术发展的大趋势。如果把握住总体趋势的话，行业的结构调整也就会有方向，政策的引导也就会有方向。国家的行业政策、扶持政策等不能完全考虑当前的情况。稳定的，有助于转型升级、产业结构调整的政策，行业是需要的。而且，转型升级的发力点、结构调整的着眼点以及政策扶持的重心点，都应该是吻合的。

付于武认为，当前，转型升级应侧重4个趋势。第一个是小型化趋势。国际上很多汽车公司都在向小型化方向努力。这是国际上新的汽车价值取向。我们也必须要在车辆小型化方面努力。第二个是轻量化。特别是目前，行业对乘用车的轻量化工作做得不少，但是对商用车做得很不够。我国商用车的耗油大，排放严重，轻量化工作不足是重要原因之一。同时，在这方面，我国商用车与欧美发达国家的商用车相比差距非常大。这是新时期的新的价值观，要做小做轻，才能跟国家的节能减排方向相吻合。第三个是新能源。第四个是汽车智能化。通过汽车的智能化，能导入更多的主动安全技术、行车控制技术和交通引导技术等，就可能减少事故，交通就更便捷、更安全，也可以解决交通拥堵等问题。所以，小型化趋势、轻量化趋势、新能源趋势和智能化趋势，行业必须要把握，这也是转型升级的发力点。

付于武说，如果我国在这些方面给予支持，有强有力的政策导向，就非常好了。据介绍，最近有关国家机关可能正在研究，要给一些商用车的改装车、专用车进行轻量化改造的项目或政策。如果这一消息属实，国家给予政策支持的话，从直接效果来说，会有大批车辆减重，节约能耗、节约材料，同时设计研发的水平又会提高一个档次；另外这也会发出一个强烈的信号，行业一定要做这方面工作。付于武认为，政策所发出的这种正确的、强烈的信号，对引导产业协调、科学、可持续发展非常重要。

政策应扶持重点零部件的建设

除了重视整车行业的发展和政策引导问题，付于武特别强调了政策应该扶持核心零部件的建设。

他说，近期他走访了博世、法雷奥等国际知名汽车零部件企业。这些企业这几年对中国市场的投入很大。博世在中国建立了很多基地，研发投入很大。2011年博世公司在中国的销售额达到了423亿人民币，他们在汽车领域的研发投入超过销售额的10%，高达33亿欧元。法雷奥全球的研发费用80%用在中国。法雷奥每年销售收入的5.6%的用于研发，他们已经确定了一个目标：2015年在中国的销售额达到15亿欧元。就在跨国零部件巨头纷纷在中国投入巨资的时候，而我国的零部件行业这么多年，很少有表现好的公司。这与我国偏重整车，忽视零部件有很大关系，是政策导向的问题。

付于武认为，应该对国内几个有潜力的、重点零部件品类，在某些方面给予政府支持，特别是汽车电子。我国的汽车电子技术与国际先进水平相差越来越大。这一点，行业已经意识到了。付于武说：“能不能在汽车零部件领域，行业瞄准重点方向，国家重点政策支持。”“有明确的政策导向，我觉得是非常必要的。行业一直在呼吁更多有实力、有担当的企业家进入汽车电子领域，但是如果没有政府支持，没有政策，很难办，因为对手比我们强得多。”

自主品牌应争取纵向和横向的技术合作

对于自主品牌汽车企业面临的艰难处境，付于武认为不应简单地指望政策，而应更多地立足自身，争取更多对外合作，提升自己。

付于武说，自主品牌现在是技术积累不够，赢利能力不强，处于一个比较困难的时期。但是，他觉得自主品牌要有足够的信心。自主品牌乘用车用十几年的时间，在中国市场这么残酷的竞争环境下，占有相当的地位已经不易。自主品牌需要支撑，需要零部件的支撑。而零部件太需要合作了。在共性技术方面应该讲究合作。自主品牌乘用车企业不仅需要与国内外其他有实力的整车企业进行横向合作，开发零部件技术，也可以与上游零部件企业进行纵向合作，进行开发。“我觉得这就要建立新的整零关系。现在非常需要。零部件供应商和整车企业可以通过合资展开合作，真正从骨子里变成我离不开你，你离不开我的局面。”另外是对外的合作。“我觉得这方面现在做得不错，跟国外合作这也是一种政策。”

汽车稳定性论文篇11

汽车侧滑(spin-out)经常造成严重的行车事故。这种由于侧向失控而造成的事故随着车速的提高而迅速提高。由于汽车功率和性能的提高和公路条件的改善,汽车行驶速度正在不断提高,汽车侧滑造成事故的可能性也在不断增高。对于技术较好的驾驶员来说,能够掌控的汽车侧偏角通常在2度以下,专业驾驶员,不会超过4度。仅仅用ABS、ASR和其他传统的方法是不可能完全防止这些事故的。因此,汽车操纵稳定性成为急需解决的问题。

1 操纵稳定性控制系统的特点

汽车操纵稳定性控制系统具有如下特点:

(1)主动控制:能独立于驾驶员对车辆的动力学特性进行控制;

(2)具有一套电子自动控制系统:通常通过控制制动液压/气压来控制各个车轮上的制动力矩;并在必要时也同时控制发动机输出力矩。其最基本的目的不仅要控制车子的横摆角速度,而且要把它的侧偏角限制在一定的范围之内;

(3)协助驾驶员在各种行驶工况下控制汽车的行驶和操纵稳定性,在轮胎与路面附着的极限范围内,防止汽车出现过多的过度转向和不足转向;

(4)先进性:是目前世界上最先进的汽车控制系统之一,是基于ABS和ASR系统技术发展的一次大的飞跃。

2 汽车动力学稳定性控制系统的功能

主要功能包括:

(1)改进汽车在各种道路条件和工况下的响应特性(操纵性和行驶稳定性),使车辆能够精确地按照驾驶员的意图行驶;

(2)使汽车动力特性在各种工况下保持一致,即汽车具有可预测的操纵性;

(3)保证汽车在转弯,制动和牵引时的稳定性和可控性;

(4)提高汽车的制动效率、降低汽车的制动距离(ABS功能);

(5)改善汽车的牵引性能(ASR功能)和减轻驾驶员的负荷。

3 汽车动力学稳定性控制系统的构成

根据以上的叙述,汽车动力学稳定性控制系统的构成可以如图1所示:

其在汽车上的具体组成如图2:

4 汽车动力学稳定性控制系统的原理

4.1 控制原理

车辆动力学稳定性控制的基本思想是通过对准稳定工况的控制来阻止车辆进入不可控的非稳定状态。当轮胎的侧偏特性进入非线性区后,车轮的侧向力不再与车轮的侧偏角成线性关系,即实际侧向力与按线性车辆模型计算出的名义侧向力存在一定偏差,从而导致实际横摆角速度与名义横摆角速度之间和实际侧偏角与名义侧偏角之间也都存在一定偏差,而横摆角速度和侧偏角是描述车辆动力学稳定性的最佳状态变量,所以通过检测横摆角速度和侧偏角的实际值与名义值之间的差值就可以确定出车辆行驶状态的稳定程度,当该差值较小时,认为车辆的行驶状态是稳定的,当该差值超出某一预先设定的范围时,认为车辆已进入准稳定状态工况,需要对车辆进行动力学稳定性控制。

4.2 实现方法

通过控制车轮转向角来控制汽车转向性和稳定性,即它只在汽车的线性范围内(侧偏角和驱动/制动力较小时)有效。因为,当汽车的运动处在很大的非线性状态时,如在高速大转弯、猛烈刹车或加速时,车轮侧偏刚度迅速下降,车辆对转向已经没有响应或响应十分有限,尤其是当车轮与路面的作用力达到附着极限时,汽车就会完全失去转向能力。所以要通过控制车轮转向角来实现控制汽车的横摆稳定性,汽车必须具有四轮转向系统(其中后轮的转向是可以通过软件得到独立控制的),或者具有线控转向系统。

通过控制作用在车轮上的垂直载荷分布来控制汽车的稳定性,只适用于配备有主动悬挂系统的车辆,假设作用在各车轮三个方向上的动态作用力为Fx,Fy和Fz,那么该车轮的等效侧偏刚度可以近似地用下面的简化公式表示:

其中,Fx2+Fy2<=(μFz)2,Cα0为无侧偏时的侧偏刚度:Cα0=a1Fz+a2Fz2。

由此可见,通过控制车轮上的垂直载荷可以改变车轮的侧偏刚度,从而达到控制汽车稳定性的目的。通过控制作用在车轮上的垂直载荷分布来控制汽车的操纵性和稳定性具有很大的局限性,除了该系统只适用于装有主动悬挂的汽车外,它还必须在很大的侧向加速度作用下才有效。当侧向加速度小于0.5g时,其控制效果不明显。再者,控制效果也取决于纵向垂直载荷分布。

通过控制车轮的滑动率来控制汽车的横摆角速度和侧偏角是目前最通用的控制方法,在各种操纵状态下,尤其在极限操纵状态下,用控制作用在车轮上的制动力来控制汽车的操纵稳定性最有效,而且其适用性也最广,在具体的实现过程中,转向盘转角、汽车速度、汽车纵向加速度、汽车侧向加速度是几个比较重要的参数,其中转向盘转角可以通过传感器直接测出,而其余参数通常要经过估算得到。

4.3 车辆速度的估算

汽车速度是汽车控制系统中最重要的参数之一,但汽车速度比较难以测量。实际上,汽车速度不是由直接测量得到的,而是通过轮速估算出来的。车速的估算十分复杂,在此不进行详细讨论,在计算车速时,在不同工况下,计算方法也不一样,以下不同的工况必须考虑到:前轮驱动、后轮驱动、四轮驱动、在加速行驶时(驱动轮滑动量增加可能出现打滑)和在减速行驶时(车轮滑动量增加并可能出现抱死)。

4.4 汽车纵向加速度的估算

汽车纵向加速度(减速度)是从参考车速(估算车速)计算得到的,先计算△V/△T值,再用一阶数字滤波器进行滤波。即使对于装有纵向加速度传感器的系统,我们仍然有必要对纵向加速度进行估算。主要理由有二点,一是用来监测传感器是否会出现问题,二是用来做路面坡度的估算。

4.5 汽车侧向加速度的估算

独立的ABS/ASR系统没有侧向加速度传感器,汽车侧向加速度可以通过非驱动轮之间的速差进行估算。根据轮速差,再加上轮距和估算的车速,侧向加速度就可以通过计算得到。

4.6 路面横向坡度的估算

在实际应用中,路面横向坡度估算的目的是为了达到控制系统对极限操纵情况下的敏感度和抗路面干扰能力两者之间的优化。路面横向坡度的估算是通过转向盘转角,横摆角速度和侧向加速度三者综合计算得到的。其三种计算方法如下:

其中,A1是侧向加速度与路面角度之间的传递函数;A2是转向盘转角与侧向加速度之间的传递函数;B1是横摆角速度与路面角度之间的传递函数;B2是转向盘转角与横摆角速度之间的传递函数。

5 小结

汽车动力学控制系统在汽车领域发展迅速,其重要性已经被各个汽车供应商认可,同时广大汽车购买者也逐渐将此特性作为选择产品的重要参数,本文通过对其特性的分析和介绍,特别是其控制系统中的重要参数的获取方式的分析,旨在为该领域的重要性和必要性以及可实现性进行分析,通过建立汽车操作稳定性控制系统,能够有效的提高车辆操作特性,进而提供车辆的稳定性和可靠性,确保人员和车辆的安全。

摘要：对汽车动力学稳定性的问题,从特点、功能、原理、结构、组成等方面进行了论述,并对其重要参数的获得方式进行了详细分析,通过建立汽车操纵稳定性控制系统,能够有效的提高车辆操作性能,进而提供车辆的稳定性和可靠性,确保人员和车辆的安全。

关键词：汽车,动力学稳定性,控制系统,速度,加速度

参考文献

[1]盖玉先.汽车动力学稳定性的研究,哈尔滨:哈尔滨工业大学学报,2006年12期.

[2]耿聪.EQ6110混合动力电动汽车再生制动控制策略研,长春:汽车工程,2004年(第26卷)第3期.

[3]Dynamic Stability Control DSC A New BMW Control System to Improve Vehicle Stability and Handling by H Leffler Pa-perC466/023,IMchE1993.

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