气动力系数（通用7篇）
气动力系数 篇1
由于轨道不平顺等因素的影响, 列车在行进过程中会左右摇摆, 产生作用于轨道顶面的水平横向摇摆力。大多数铁路桥梁的主梁柔度都比较大, 当列车通过铁路桥梁时, 为了确保车辆在桥上行驶的安全性和平稳性, 对此类桥的车桥耦合振动[1]特别是其横向振动响应进行理论计算和试验研究是非常有必要的。
董世赋[2]、施尚伟[3]、许鹏[4]等人对车桥耦合振动过程中的桥梁冲击系数进行了研究[5,6,7], 但大都以竖向冲击系数为主。该文采用简谐激励作为列车的横向摇摆力, 把此横向摇摆力作用在铁路桥梁, 以此来确定桥梁主梁横向动力放大系数。在不同车速作用下, 将轮对作用在桥梁钢轨顶部的横向集中力的最大值作为简谐激励幅值, 并对该横向集中力的时程曲线做功率谱变换, 得到横向集中力的主频范围。将该简谐激励分别作用在桥梁第一跨跨中、第二跨1/4跨及第二跨跨中, 可求得主梁跨中动力放大系数。
1 试验原理
1.1 模型简介
由于桥梁模型尺寸较小, 如果要满足重力加速度相似比为1的要求, 把通过相似理论计算得到的质量配重加载到桥面和桁架拱上, 将会引起模型结构产生较大的变形。为此, 该文采用忽略重力的相似模型。以ABS板为原材料, 按1∶100的缩尺比制作桥梁三维试验模型, 并以此模型来测定主跨桥梁在列车摇摆力作用下跨中水平位移动力系数。桥梁模型跨径布置如图1所示。
1.2 激振源的选取
1.2.1 横向激振源的作用力
该文以简谐激励Feqsinωt作为列车的横向摇摆力, 为此最关键就是要确定激振源简谐激励力的幅值Feq和频率ω。依据仿真的方法分别计算出不同车速情况下车桥耦合振动的动力响应。对连接器轮对作用于桥梁上的横向摇摆力的时程曲线进行谱分析, 根据谱分析结果得到横向摇摆力的主频, 以此作为简谐激励源的频率ω。横向摇摆力的幅值取仿真计算得到的转向架轮对作用于桥梁上的摇摆力的最大幅值。车辆横向摇摆力计算图如图2所示。
1.2.2 激振器布置方式
由于在连接器前后的转向架方向上的车辆摇摆力沿同方向作用, 而在相邻的连接器附近的转向架上, 则沿相反的方向作用, 因此对桥梁作用最不利的是一个连接器4个轮对同方向的作用。由于1∶100的桥梁模型太小, 车辆轮对之间的距离很小, 将同一个连接器的前后4个轮对桥梁的作用视为一个集中荷载, 可采用一个激振器施加四倍的轮对集中力。
该文分别在桥梁模型的不同位置 (第一跨跨中、第二跨1/4跨处及第二跨跨中) 布置如图3所示单个激振器, 这样通过桥梁结构的试验, 就可获得桥梁结构的最不利动力响应。
1.3 激振力的确定
1.3.1 激振力幅值的确定
根据已有的相关研究结果[8], 模拟出80km/h, 100km/h以及120km/h 3种车速下车桥耦合振动的响应下列车轮对桥梁作用的横向摇摆力时程曲线, 激振力的幅值采用单个连接器4个轮对横向集中力的合力表示, 单个轮对对桥梁的最大横向作用力幅值为80km/h车速下为23.4kN, 100km/h车速下为24.5kN以及120km/h车速下为30.8kN。若将最大轮对横向集中力的4倍作为激振力的幅值, 那么对应于车速80km/h, 100km/h和120km/h, 横向激振力的幅值分别为93.6kN, 98kN及123.2kN。
1.3.2 激振力频率的确定
根据傅里叶变换, 图4~图6给出了不同车速下横向集中力的功率谱图, 由图可以看出, 80km/h车速下主频范围为0.5~3Hz;100km/h车速下主频范围为0.5~3Hz;120km/h车速下主频范围为0.5~4Hz和8~11Hz。根据以上分析, 该文取激振力的频率为0.5 Hz, 1.0 Hz, 1.5 Hz, 2.0 Hz, 2.5 Hz, 3.0Hz。
2 横向动力放大系数试验
2.1 模型横向作用力的频率和幅值的选取
依据相似理论原理, 对于原型结构, 横向摇摆力的频率取为0.5Hz, 1.0Hz, 1.5Hz, 2.0Hz, 2.5Hz和3.0Hz, 而把它转化为作用在模型上的作用力时, 对应所施加的简谐荷载频率分别为10.0Hz, 20.0Hz, 30.0Hz, 40.0Hz, 50.0Hz和60.0Hz。
对于原型结构, 列车时速分别为80km/h, 100km/h和120km/h时, 单个轮对对桥梁的作用力的幅值取为23.4kN, 24.5kN和30.8kN, 对于模型结构, 依据相似理论, 则施加的简谐荷载幅值分别为0.092N, 0.096N和0.120N。由于该作用力太小, 试验用激振器达不到这一精度要求, 因此, 人为地将此幅值扩大10倍, 即施加的简谐荷载幅值分别取为0.92N, 0.96N和1.20N。
2.2 横向动力放大系数测试
由试验结果可得到各工况下桥梁横向位移的动力放大系数, 详见图7~图9所示。从图中可知, 当激励频率为1.0Hz时, 动力放大系数达到最大值1.26。在车速不同的情况下, 同一激励频率在同一位置处的动力放大系数基本保持不变;在车速相同的情况下, 同一位置在不同激励频率下的动力放大系数不同, 且低频激励下 (频率≤1.5Hz) 的动力放大系数基本上大于高频激励下 (频率≥2.0Hz) 的动力放大系数。
3 结语
不同车速, 同一激励频率同一位置处的动力放大系数基本保持不变。相同车速, 同一位置不同激励频率下的动力放大系数不同, 低频激励下 (频率≤1.5Hz) 的动力放大系数基本上大于高频激励下 (频率≥2.0Hz) 的动力放大系数。在所有情况当中, 激励频率为1.0Hz时, 动力放大系数达到最大值, 但其最大值不超过1.3, 显然桥梁结构的动力响应能满足主梁横向刚度的要求。
参考文献
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[2]董世赋.基于车桥耦合振动的铁路桥梁冲击系数研究[D].成都:西南交通大学, 2010.
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[4]许鹏.桥梁结构冲击系数影响因素研究与试验分析[D].重庆:重庆交通大学, 2013.
[5]田玉梅.桥梁冲击系数的探讨[J].东北林业大学学报, 2001, 29 (1) :88-89.
[6]周勇军.刚构-连续组合桥梁冲击系数多因素灵敏度分析[J].振动与冲击, 2012, 31 (3) :97-101.
[7]许华东.车辆作用下桥梁冲击系数分析[J].重庆交通大学学报, 2013, 32 (1) :5-8.
[8]刘嘉.车桥耦合振动及其智能控制的研究[D].武汉:武汉理工大学, 2004.
气动力系数 篇2
考虑气动热对粘性系数μt影响的压气机流场计算
根据气动热影响叶片壁面附面层粘性系数μt的理论,把考虑气动热对粘性系数μt影响的粘性体积力计算方法运用于压气机叶栅三维粘性流场计算.计算时使用有限体积显式时间推进法解算Navier-Stokes方程,用Baldwin-Lomax模型模拟湍流流动.所得结果比不考虑气动热影响的`三维计算结果更接近实验结果,能更真实地反映压气机叶栅流场的流动.
作 者：徐学邈 王如根 周敏 Xu Xuemiao Wang Rugen Zhou Min 作者单位：空军工程大学,西安,710038刊 名：应用力学学报 ISTIC PKU英文刊名：CHINESE JOURNAL OF APPLIED MECHANICS年，卷(期)：200623(2)分类号：V231.3关键词：叶栅 流场 湍流 粘性系数
气动力系数 篇3
动力荷载在桥梁结构上产生的动挠度, 一般较同样的静载作用产生的静挠度要大。动挠度与相应荷载作用下的静挠度的比值称为活荷载的冲击系数[1]。冲击系数是反映车辆荷载对桥梁结构动力影响的综合指标, 它的取值将直接影响桥梁结构的计算与评定。冲击系数的影响因素较多, 桥梁的结构形式、桥面平整度、车辆行驶速度及车辆的动力特性等都会对其量值大小产生影响, 这导致对于冲击作用还不能做出完全符合实际情况的理论分析。目前冲击系数是对大量的实测数据数值计算和统计分析的结果, 合理的数值计算方法对于冲击系数的正确取值具有重要作用。
《大跨径混凝土桥梁的试验方法》[2]中采用以下方法求取结构的动力系数:
δmax-动力系数;Smax-动力荷载引起检测部位的实测最大动力变形或力值 (最大波峰值) ;Smean-静力荷载引起同一检测部位的实测最大静力变形或力值。Smin-与Smax相应的最小值, 即同一周期的波谷值。
根据相关定义可以推出冲击系数[3]:
该计算方法简便、可操作性强, 对于常见的信号可以准确迅速求取冲击系数。但是在工程实践过程中经常遇到一些传统方法不太适用的实测信号, 见图1。不同的数据处理者选取左侧或右侧波谷值会求取出差异极大的冲击系数, 选取左侧波谷值求取冲击系数μL=0.24, 选取右侧波谷值求取冲击系数μR=0.09。
对于同一条实测时程曲线不同处理者求取冲击系数差值较大, 不利于对桥梁结构冲击作用合理客观的评价。因此, 有必要提出一种通用性更强的计算方法, 以提高实测动力响应冲击系数取值的合理性。
说明:Smin L表示左侧波谷值, Smin R表示右侧波谷值。
2 数值方法拟取静力时程曲线
对图1曲线进行分析, 我们可以得知偏差出现的主要原因在于静挠度曲线的求取不够准确。因此, 只要我们得出相对合理的静挠度数值, 就可以解决上述问题。
采取数值方法可以将一些数据离散点拟合成能够体现数据点变化规律的曲线, 动挠度时程曲线可以看做是静挠度曲线与冲击效应综合作用的结果。受传统方法取波峰与波谷均值作为该位置静挠度数据的启发, 我们可以将动挠度数据散点用相对合理的方法拟合成平滑曲线作为静挠度曲线。在求取冲击系数时我们一般选取实测时程曲线最大动力变形或力值 (最大波峰值) 及同一周期的波谷值, 因此在拟合曲线时可以主要关注的是时程曲线最大波峰值位置附近的一个或几个周期的数据散点, 这样不仅可有利于冲击系数计算的合理性, 而且可以大大减小计算量。
下面就探讨比较合理的数值拟合公式。以简支梁为例, 两端支座位置处位移数值为零, 将车辆荷载近似用集中力代替, 由结构力学[4]知跨中位置作用集中力P时位移的量值为。静挠度数值与跨径的三次方成正比关系, 因此, 可以采用三阶多项式拟取简支梁的静挠度时程曲线, 详见图2。
分析图中数据可见动挠度峰值附近几个周期及支座位置处拟合结果较好, 静挠度数据位于该位置波峰与波谷之间, 而支座与动挠度峰值中间位置的静挠度数据与动挠度时程曲线的偏离较大, 这与上述拟合过程中只采用最大峰值附近几个周期与支座位置处的数据散点数有关。若过多的提供偏离支座与动挠度峰值位置的数据散点, 虽然全程数据拟合结果较好但会使动挠度峰值位置处数据偏离较大, 同时也会增加计算量, 其结果适得其反。由拟合结果得到冲击系数μ=0.20, 介于μL=0.24与μR=0.09之间, 再次验证在这种情况下没有经验的处理者应用传统方法可能夸大或低估实际的冲击效应, 导致对冲击效应的评价不够客观合理。
3 结论
通过数值拟合分析说明本文提出数据散点拟合的计算方法较《大跨径混凝土桥梁的试验方法》[2]中的传统方法具有通用性强、评价客观的优点, 而且数据处理的计算量不大, 适于在工程实践中推广应用。
同时也应注意在散点数据拟合时采用的曲线类型不同会导致求取的冲击系数有一定的差异, 而找到完全满足动挠度时程曲线规律的拟合方程是相对困难的, 也会增加很多计算量。因此, 在满足工程精度的前提下, 选取简单易操作的拟合方法更具有实用价值。
参考文献
[1]谌润水, 胡钊芳.公路桥梁荷载试验[M].北京:人民交通出版社, 2003[1]谌润水, 胡钊芳.公路桥梁荷载试验[M].北京:人民交通出版社, 2003
[2]中华人民共和国交通部颁.大跨径混凝土桥梁的试验方法[S]. (YC4-4/1978) , 1982[2]中华人民共和国交通部颁.大跨径混凝土桥梁的试验方法[S]. (YC4-4/1978) , 1982
[3]张宇峰, 朱晓文.桥梁工程试验检测技术手册[M].北京:人民交通出版社, 2009[3]张宇峰, 朱晓文.桥梁工程试验检测技术手册[M].北京:人民交通出版社, 2009
气动力系数 篇4
关键词：纳米流体,分子动力学,导热系数,强化
纳米流体的这一概念由美国Argonne国家实验室的Choi[1]等人在1995 年首次提出, 即以一定的方式和比例将纳米尺度的金属或金属氧化物粒子悬浮于液体基液中, 形成的一类新型的传热冷却工质[2]。近些年来, 纳米流体成为了国内外的研究热点。国内外许多学者的实验研究结果表明, 纳米流体的导热性能相对于其基液会有一定程度上的改善, 具有广阔的应用前景。分子动力学模拟作为研究纳米流体的重要方法, 被越来越多地应用于纳米流体强化传热机理的研究[3]。
目前许多学者从实验和宏观方面对纳米流体强化传热进行研究, 包括不同纳米颗粒、不同体积分数等因素对传热的影响[4], 但从微观角度研究纳米颗粒对基液导热性能影响的文献还相对较少。本文以铜/水纳米流体为对象, 利用平衡分子动力学 (EMD) 方法模拟纳米颗粒与基液的相互作用, 探究纳米流体强化传热的机理, 并且通过改变体系的温度观察其对导热系数的影响。
1 模拟方法
所谓分子动力学 (Molecular Dynamics) 模拟, 是指对于原子核和电子所构成的多体系统, 用计算机模拟原子核的运动过程, 从而计算系统的结构和性质, 其中每一原子核被视为在全部其他原子核和电子所提供的经验势场作用下按牛顿定律运动[5]。在模拟过程中, 通过求解每个分子在其他所有分子作用下的牛顿运动方程, 得出每个分子的位置和速度, 从而得出系统内分子随时间的运动过程, 最后通过统计学的方法得出宏观参数。由于MD方法从最基本的物理定律出发, 只要模拟系统中粒子的初始坐标和速度确定, 以后每一时刻所有粒子的位置和速度便已确定, 所以MD模拟方法是一种确定性模拟方法[6]。
本文使用MS和LAMMPS两种软件结合起来进行分子动力学模拟, 首先利用MS软件建立Cu纳米颗粒与基液H2O的纳米流体模型, 其中H2O采用SPC模型, 分子间作用势采用Lennard-Jones (L-J) 势能函数, 图1 给出了L-J势能函数曲线图。
L-J势能函数形式如下:
式中, Yij为粒子i与粒子j之间的距离, ε和σ分别为L-J势能函数的能量参数和长度参数。式中第一项表示分子间的短程排斥力, 第二项表示分子间的远程吸引力 (如范德瓦耳斯力等) 。
由于不同的粒子含有不同的能量参数和长度参数, 而本文所涉及的纳米流体为两项混合, 因此要选取合理的混合法则。目前在分子动力学模拟中普遍采用的混合法则为Berthlot混合法则[7], 其形式如下:
式中, l代表流体相, s代表固体相。本文中用到的数据见表1。
其次, 根据MD模拟基本理论[8], 导热系数可通过积分微观热流量的自相关函数得到, 其Green-Kubo公式为:
式中:V为体积, T为温度, 为波耳兹曼常数, 为相对于某个0时刻的t时刻的流体的热流密度;式中用尖括号表示系综平均, 即取模拟计算总时间的平均值, 为热流自相关函数。
利用所选参数通过LAMMPS进行分子动力学模拟, 模拟过程中所有参数均进行无因次化处理, 模拟过程采用周期性边界条件, 使得模拟盒子内粒子始终保持不变, 截断半径选取为3.5。在系综选取中采用NVT正则系综, 即在模拟过程中体系的粒子数、体积和温度保持不变, 通过虚拟热浴使得体系维持于特定温度的平衡状态。对于运动方程的求解, 则采用目前应用比较广泛的Velocity-Verlet算法。
2 模型的建立及结果
2.1 Cu/H2O纳米流体模型的建立
此纳米流体以水作为基液, 首先需建立起水分子的模型, 运用MS提供的工具, 绘制出水分子的结构, 调整元素及氢氧键键角得到水分子结构如图2 所示 (其中中间原子代表氧原子, 两侧原子代表氢原子) 。
其次, 从MS的模型库中导入铜晶体模型, 如图3 所示。然后以此为基础, 选择球形体系建立起直径为1.5nm的球形纳米颗粒, 如下图4所示。
最后, 利用水分子模型、铜纳米颗粒模型以及MS软件中的AC模块, 建立包含1 375个水分子的Cu/H2O纳米流体模型, 边界条件选为周期性边界条件, 颗粒的体积分数为3%。模型如图5所示。
2.2 模拟过程及结果
根据上述建立的纳米流体模型, 采用开源的MD模拟程序LAMMPS进行模拟计算。首先为了验证分子动力学方法计算导热系数的可靠性, 采用纯水建立模型进行分子动力学模拟, 得到纯水在温度为298K时的导热系数为0.586 2, 与实验值的相对误差为3.45%, 因此验证了模拟计算具有可靠的精度。其次, 对体积分数为3%的铜/水纳米流体进行分子动力学模拟计算, 计算导热系数的输入文件须进行单独编写, 设定初始条件, 对整个体系进行模拟计算并得到输出结果。在分子动力学模拟计算中, 模拟体系的系统选为正则系统 (NVT) , 模拟温度为290~340K, 模型中所有粒子初始时按照面心立方结构 (FCC) 排布, 初始速度根据Maxwell-Boltzmann分布随机取样, 初始速度方向为随机取向, 边界条件采用周期边界条件, 每次模拟过程采用800 000 时间步长, 其中前600 000 个时间步长为系统弛豫过程, 使系统达到稳定, 后200 000步用于统计导热系数及相关量, 每一个时间步长取为0.001ps。
如图6 给出了体积百分比为3%铜/水纳米流体导热系数增加比随温度变化关系。从图中可以看出, 纳米流体的添加使得流体的导热系数得到明显的提高, 并且在相同的体积百分比下, 随着温度升高纳米流体的导热系数增加比例呈现增大趋势。
3 纳米流体强化传热机理的分子动力学模拟分析
径向分布函数 (RDF, Radial Distribution Function) 是指任一给定原子在距离为r处的平均数密度与在同样的总密度情况下的理想气体中某原子在距离为r处的密度之比, 其定义式为:
式中:n (r) 为距离为r到之间的粒子数。
径向分布函数是表征流体和非晶态固体微观结构特征的一个特征物理量, 对于本文所涉及的Cu/H2O纳米流体的固液两相, 可以有效地判别固体纳米颗粒对于基液的作用。图7给出了体积分数为3%的含球形铜纳米颗粒的水基纳米流体在300K时的径向分布函数, 从图中可以看出, 添加了球形铜纳米颗粒后, 纳米流体的微观结构发生了明显的改变:径向分布函数在0.97nm处和1.49nm处出现了两个明显的峰值, 并且最后逐渐震荡收敛于1, 表现出了纳米流体“短程有序, 长程无序”的典型特征, 同时也揭示了纳米颗粒表面存在着吸附层, 并且包含有两层, 两层吸附层大小约为0.36nm和0.25nm。
纳米颗粒表面吸附层是影响纳米流体强化传热的重要因素。一般情况下, 固体的导热系数比液体的导热系数高得多, 这主要因为固体内部的分子排列比液体内部分子排布更加规则;而纳米颗粒的添加使得纳米颗粒与基液分子之间发生作用, 使得纳米流体的微观结构发生变化, 从而产生了两层纳米颗粒表面吸附层, 使得在纳米颗粒表面的基液分子排布得更加规则均匀, 形成了类似于晶体的结构。一方面, 由于吸附层的排列更加地均匀, 因此吸附层应该具有比基液更高的导热系数 (介于纳米颗粒与基液之间) , 当热量在基液与纳米颗粒之间传递时, 纳米颗粒表面吸附层就相当于一层具有低界面热阻的表面, 有利于热量扩散作用的进行;另一方面, 在纳米颗粒表面形成的排布更加规则、类似固体的吸附层, 这就相当于变相增加了纳米颗粒的径粒, 使得纳米颗粒的有效径粒增大, 从而变相增加了纳米颗粒的体积分数, 最终导致了纳米流体导热系数的增加。
4 结语
本文使用分子动力学的方法, 以Cu/H2O纳米流体为研究对象, 详细介绍了Cu/H2O纳米流体的建模过程, 并对体积分数为3%的Cu/H2O纳米流体的导热系数以及纳米颗粒与水基液的相互作用进行了研究分析, 得到了以下结论:
①Cu纳米颗粒的添加使得纳米流体的导热系数得到了明显的提高, 并随着纳米流体体系温度的升高, 纳米流体的导热性能也得到增强。
②通过分子动力学模拟的方法, 对Cu/H2O纳米流体的径向分布函数进行分析, 发现了纳米流体微观结构的变化, 证明了纳米颗粒表面吸附层的存在。
③本文从纳米颗粒表面吸附层的角度分析了纳米流体强化传热的机理, 为进一步研究和分析纳米流体的导热系数, 提供了一种方向和基础。
参考文献
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气动力系数 篇5
随着资源和空气污染问题的不断加剧, 使得电力驱动的应用越来越广泛, 不仅在家里, 而且在汽车业也越来越流行, 比如现在的混合动力汽车。混合动力汽车不仅能有效利用电力, 提高燃料利用率, 还可以减少废气排放, 因此电能存储车辆将是未来发展的一个趋势[1]。
1 电储能再生制动系统原理
电储能再生制动系统的结构如图1所示。
其工作原理为:当车辆减速或制动时, 主控制单元分析系统的运行速度、制动强度、电池能量值的信号, 控制电子控制离合器快速顺利结合, 并将控制命令传到电机控制器, 使电机工作在发电模式, 从而制动, 并将转化的电能存储到储能电池组, 完全回收制动能量实现电能转换。当车辆启动时, 主控制单元对电池的能量值信号进行判断, 若其能量大于驱动器的阈值, 则控制电控离合器快速结合, 将控制指令传递给电机控制器, 使电动机工作在驱动模式下。当蓄电池组的能量转化为动能, 驱动车辆开始行驶时的速度达到一定值时, 由原始的车辆动力系统驱动车辆[2]。
2 利用附着系数
为了定量地说明车辆制动时路面附着条件的利用率, 引入利用附着系数z。由于前、后轮的附着系数不同, 表示为:
其中:φi为第i轮的利用附着系数;Fxbi为车辆第i轮的地面制动力, N;Fzi为地面对第i轮的法向反力, N。
2.1 前轮的利用附着系数计算
前轮或前后轮同时出现抱死趋势时, 车辆产生的制动减速度为:
其中:z为制动强度;g为重力加速度;v为车辆的速度。
前轮地面制动力为:
其中:G为车辆重力, N;β为制动力分配系数。
前轮地面法向反力为:
其中:L为轴距, m;b为质心到后轴的距离, m;hｇ为车辆质心高度, m。
将式 (3) 、式 (4) 代入式 (1) , 得前轮利用附着系数为:
2.2 后轮利用附着系数计算
同理求得后轮利用附着系数为:
其中:a为质心到前轴的距离, m;Fxbr为后轮地面制动力。
由式 (5) 和式 (6) 绘制出电储能XQ6103客车[3]空载、满载时机械制动系统的利用附着系数φ与制动强度z的关系曲线, 如图2所示, 其中利用附着系数与制动强度都是相对量, 单位为1。
当车辆的利用附着系数与制动强度越接近, 地面附着条件利用越充分, 车辆的制动力分配越合理;当值相等时, 称为同步附着系数, 表示为:
城市的路面附着系数通常都在0.6~0.8之间, 代入相关参数, 由公式 (7) 计算得满载同步附着系数为0.875, 空载同步附着系数为0.832。
3 ECE法规对车辆的规定
ECE第13号法规[4]对车辆各轴之间制动力分配的明确要求如下:
(1) 对于φ=0.2~0.8之间的双轴车辆, 要求制动强度z≥0.1+0.85 (φ-0.2) 。即前后轮利用附着系数φ≤ (z+0.07) /0.85。
(2) 对于M3客车, 当制动强度z在0.15~0.3之间时, 要求前轮的利用附着系数曲线位于后轮的利用附着系数曲线上方, 同时前轮的利用附着系数曲线位于曲线φ=z±0.08之间, 后轮利用附着系数φr≤z+0.08;当制动强度z≥0.3时, 应保证前、后轮的利用附着系数曲线满足关系式φi≤ (z-0.02) /0.74。结合图2, 可以看出电储能XQ6103客车在满载、空载情况, 前、后轮利用附着系数都能够满足ECE法规的要求, 如图3所示。图3中, 下限φ=z-0.08不适用于后轴的附着系数。
根据ECE法规对M3客车的制动力分配要求, 可以确定:
将式 (5) 、式 (6) 与式 (8) 联立整理得到制动力分配系数β与制动强度z的关系为:
由式 (9) 得到制动力分配系数的控制曲线如图4所示, 其中制动力分配系数为比值量, 单位为1。由图4可看出满足ECE法规的制动力分配系数β范围在前轮严格上控制线和抱死顺序控制线之间, 为保证车辆具有良好的制动性能, 其制动力分配系数β应位于该区间内。变换求得满足ECE制动法规要求的车辆前、后轮制动力变化范围, 如图5所示, 即图5中虚线所围成的区域。
电储能XQ6103客车由于再生制动系统参与制动, 整车制动力分配系数β发生变化, 前后轮制动力不再按传统机械制动系统的固定比例0.5分配。为了保证车辆具有较好的制动性能, 制动力分配系数β应在合理范围内的变化。
将电储能XQ6103客车结构参数代入式 (8) , 根据ECE法规确定制动力分配系数β的上、下限值。空载时, 制动力分配系数β值的变化范围为0.395≤β≤0.5;满载时β值的变化范围为0.386≤β≤0.489。综合空载与满载两种状态, 电储能XQ6103 客车满足ECE法规的制动力分配系数β的变化范围为0.395≤β≤0.489。
然而, 上述制动力分配系数β变化范围的界定方法过于严格, 从图4可以看出, 只有制动强度为0.3时, 制动力分配系数β上限才减至0.489, 其他制动强度下, 制动力分配系数β上限较高。对于后轮驱动车辆的再生制动系统, 制动过程中由于再生制动的参与, 其制动力分配系数β上限为0.5。因此, 在保证制动的稳定性及安全性的前提下, 考虑到便于车辆机械制动与再生制动的协调控制, 最终确定整车制动力分配系数β的变化范围为0.4≤β≤0.5。[5,6,7]
4小结
本文对电储能车辆机械制动系统的制动特性进行研究, 通过车辆制动过程受力分析, 确定了电储能XQ6103客车空载、满载同步附着系数分别为0.832和0.875, 通过分析表明, 前后轮利用附着系数都能够满足ECE法规要求, 制动力分配较为合理。 根据ECE制动法规要求, 在满足车辆制动性能和制动稳定性、安全性的前提下, 结合再生制动系统的制动特性, 确定了车辆制动力分配系数的变化范围, 为再生制动力分配和再生制动控制策略的设计提供了理论依据。
摘要：基于XQ6103客车对电储能再生制动系统进行了分析, 为了在保证车辆制动稳定性及安全性的前提下, 尽可能利用再生制动系统回收制动能量, 需要根据ECE法规对车辆前后轮制动力分配要求及车辆的结构参数进行设计, 合理确定制动力分配系数β的变化范围, 实现制动能量回收最大化。
关键词：并联式,制动力分配系数,再生制动系统,电储能
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气动力系数 篇6
重型矿用汽车主要以矿区短途运输为主要任务,为适应矿山坡度多变的道路和车辆空满载交替运行的要求,矿用汽车往往需要频繁进行换挡操作。为了适应这一工况,许多矿用汽车装备了自动变速器。目前,矿用车自动变速器换挡策略常以车速、油门开度、发动机转速等作为控制参数,并将发动机性能参数和影响车辆行驶状态的因素设为定值。基于这种方法制订出的换挡策略难以准确、真实地反映车辆的行驶状态,且在实车运行时会出现一些如动力不足和循环换挡的问题[1]。针对这一问题,很多学者进行了研究,验证了车载质量和道路坡度等因素对换挡车速存在一定的影响,但这些研究大都是针对车辆轻载下坡和重载上坡的典型工况进行的,且制订的换挡策略引用的参数较多,很多参数在实际运行过程中难以测量,对换挡策略的应用造成了一定的局限性[2,3]。本文以某32t矿用车为对象,针对矿用自卸汽车的使用特点,提出“车辆负荷系数”这一参量,综合表征车辆当前的行驶道路条件和载荷状况,并将其计入换挡参数中,同时结合“相邻挡位换挡前后的加速度相等”这一计算条件[4],对以往的两参数或三参数换挡策略进行修正,以得出最佳的动力换挡点。
1 传动系统数学模型
1.1 发动机模型
通过函数叠加法建立M11-C350全程式柴油发动机的全范围连续调速特性数学模型,形式如下:
式中,ne为发动机转速;α为油门开度;nemax为发动机最高空载转速;Tem、Te0分别为发动机最大转矩和额定转矩;nem、ne0分别为发动机最大转矩对应转速和额定转速;nL、nH分别为发动机最低怠速和最高怠速;b为调速阶段曲线的斜率修正量,数值在1~10范围内。
将发动机的相关参数代入式(1)、式(2)即可得到其数学模型,再用MATLAB进行曲线拟合,最后得到M11-C350柴油发动机稳态的连续调速数学模型,如图1所示。
1.α=50%2.α=60%3.α=70%4.α=80%5.α=90%6.α=100%
1.2 液力变矩器数学模型
首先通过试验得到一组关于变矩器泵轮和涡轮转矩与转速的数据(nb、Tb、nt、Tt),然后通过下式处理:
式中,nb、nt分别为泵轮和涡轮转速,r/min;Tb、Tt分别为泵轮和涡轮转矩,N·m;i为变矩器速比;K为变矩比;η为变矩器效率;D为变矩器有效直径,m;g为重力加速度,m/s2;ρ为传动液密度,kg/m3;λb为泵轮力矩系数,min2/(m·r2)。
得到关于变矩器速比、效率、变矩比及泵轮力矩系数的一组数据(i、ρλb、K、η),通过拟合得到液力变矩器的数学模型,如图2所示。
在液力变矩器的原始特性曲线上,可选取几个典型的工况点,主要包括零速工况点、最高效率工况点、耦合器工况点以及高效区(ηp≥0.75)工况点等。
1.3 发动机与液力变矩器的共同工作特性
1.3.1 共同工作的输入特性
根据式(3)和得到的变矩器原始特性,可推导出其输入特性,形如下式:
将该变矩器几个典型工况下的输入特性曲线绘出,如图3虚线所示,其中,i0表示零速工况,ih表示耦合器工况,ip1表示高效区的左端点工况,ip2表示高效区的右端点工况,它与最高效率工况重合。
1.α=50%2.α=60%3.α=70%4.α=80%5.α=90%6.α=100%
当发动机的净输出转矩和转速与液力变矩器的转矩和转速相同时,二者就可以稳定地共同工作[5]。以相同的坐标比例把发动机净特性和液力变矩器输入特性画在一起,它们的交点就是二者的共同工作点,一系列交点构成的扇形面积就是其共同工作的范围。
1.3.2 共同工作的输出特性
共同工作的输出特性主要是指发动机与变矩器共同工作时,液力变矩器涡轮轴上输出的转矩和油耗等与涡轮转速之间的关系[6]。首先在液力变矩器原始特性曲线上查出对应于所选转速比下的变矩系数K,并在共同输入特性图中查出所选转速比下共同工作的转矩Tb和转速nb。然后按照式(3)计算出对应的nt和Tt。最后以nt为横坐标,Tt为纵坐标绘制出共同工作的输出特性曲线,见图4。
2 动力换挡策略的制订
2.1 车辆负荷系数
将车辆负荷度Δa定义为汽车空载在平坦、良好沥青混凝土路面上直线行驶(标准工况)的加速度ak与汽车实际加速度au之差[7?8],即
1.α=50%2.α=60%3.α=70%4.α=80%5.α=90%6.α=100%
最终可将式(5)化简为以下形式:
式中,Δa为车辆负荷度,m/s2;ak、au分别为汽车在标准工况下的加速度和汽车实际加速度,m/s2;f、f0分别为实际路面和标准路面滚动阻力系数;δ为旋转质量换算系数;θ为道路坡度角;β定义为车辆的装载质量与空车质量的比值,称为载荷率。
根据车辆负荷度的概念,可知汽车空载在标准路面上直线行驶时车辆负荷度为0。依据重型矿用自卸车可能工作的最恶劣环境,规定其满载在坡度pmax=0.35,滚动阻力系数fmax=0.2的道路上爬坡行驶时的车辆负荷度为最大,记为Δamax。在此前提下,定义“车辆负荷系数”为当前行驶工况下的车辆负荷度Δa除以该车型在最恶劣行驶工况下的车辆负荷度Δamax得到的比值,其值在0~1之间,即
由式(6)可知:在其他条件相同的情况下,车辆负荷度能够在一定程度上反映载荷率β、滚动阻力系数f、坡度角θ等的变化情况。对于重型汽车来说,根据以上定义,其最恶劣行驶工况下的车辆负荷度是个定值,只要知道了车辆负荷系数,就意味着知道了当前行驶工况下的车辆负荷度。所以,车辆负荷系数可以对车辆负荷度进行量化,并能表现它描述车辆行驶工况的意义,且由式(5)和式(7)可以看出,车辆负荷系数只需要检测或计算当前加速度再经过计算就可得到,无需检测载荷率和道路坡度等,这给实车测量带来了方便,故可以将车辆负荷系数作为一个修正指标,来对车辆行驶过程中遇到的各种复杂工况进行整体的描述。
2.2 动力换挡策略的求解
用图解法求解重型矿用汽车动力换挡策略的步骤如下。
(1)当前车速:
式中,rd为驱动轮半径,m;iz为传动系统总传动比。
由发动机与液力变矩器的共同输出特性得到确定油门开度α下变矩器涡轮扭矩和涡轮转速的关系Tt=f(nt),再将式(8)代入该式就可得到涡轮转矩与车速的关系Tt=f(u)。
(2)加速度:
式中,m为车辆质量;ηz为传动系统变矩器效率;Fd、Fw、Fθ、Ff分别为驱动力、空气阻力、坡度阻力和滚动阻力。
根据式(9)计算确定油门开度α下,车辆负荷系数ξ分别为0和1时各个挡位的加速度与速度的关系。
(3)根据式(7)以及步骤(2)得到的车辆负荷系数为0和1时各油门开度α下的加速度与车速的关系计算其他车辆负荷系数时的加速度与车速的关系。
以车辆负荷系数ξ=0.3为例,已知车辆负荷系数为0时的加速度ak和车辆负荷系数为1时的加速度as,根据式(5)和式(7)可知当前的加速度为
由此可得到车辆负荷系数为0.3时的加速度特性曲线如图5所示。同理可得到其他车辆负荷系数下的加速度特性。
(4)将同一油门开度α和同一车辆负荷系数ξ下的各挡位加速度特性曲线绘制在同一个坐标系中,则相邻挡位的加速度特性曲线的交点即为此时的最佳换挡点,如图5中圆点所示。
分别取油门开度α为50%,60%,70%,80%,90%和100%,车辆负荷系数ξ为0,0.15,0.3,0.45,0.6,0.85和1,在对应的加速度特性曲线中找到相邻挡位的曲线交点值,可以得到相应的最佳换挡车速。对于相邻两挡的加速度特性曲线没有交点的情况,则取当前挡位的最大车速作为换挡车速[9]。
通过以上几步,可得到各工况下的最佳动力换挡车速。在MATLAB环境下,可将得到的最佳动力换挡曲面绘出,见图6。
将图6的三维换挡曲面向二维坐标投影,可得到不同车辆负荷系数和不同油门开度下的换挡曲线,如图7和图8所示。图中,Ⅰ~Ⅴ分别表示1~5挡。
从图7中可以看出,随着车辆负荷系数的增大,最佳换挡车速不断增大,在高挡位时表现得更加明显。对于同一油门开度,车辆负荷系数达到0.8后,换挡车速均为当前挡位的最大车速。从车辆负荷系数的定义可知,车辆负荷系数越大,车辆的载重越大或车辆行驶的路面状况越恶劣,此时需要输出更大的扭矩来保证车辆的运行,而换挡车速的增大保证了这一点,可以使车辆在较大负荷系数时未达到换挡车速前一直保持低挡位运行,以输出更大的扭矩。从图8中可以看出,随着油门开度的增大,最佳换挡车速不断增大,在油门开度为50%~90%时,对于同一车辆负荷系数,换挡车速基本上表现为等间隔增大。从图8中还可以看出,车辆负荷系数为0.8~1时,不同油门开度下的换挡车速稳定在当前挡位的最大车速。
3 仿真分析
3.1 工况设置
在MATLAB/Simulink软件环境下建立了自动变速仿真系统的总模型。其中,换挡逻辑模块为仿真的中心模块,该模块采用stateflow工具箱建立[10],它的主要任务是将当前车速u与最佳换挡车速u*进行比较,从而得出升挡、降挡或保持挡位不变的判断,最终输出合适的挡位。本文根据矿用自卸车经常工作的环境和路况设定了复合仿真工况,包括空载平路、满载平路、满载上坡以及空载下坡等工况,模拟了车辆自启动→行驶到装车点→装载后行驶一段平路后上坡到卸货点→空载下坡→空载返回装车点的全过程。具体的仿真工况体现在对信号的设置上,如图9所示。
仿真总时间设置为60s,仿真过程中油门开度定为70%,路面滚动阻力系数选为0.04,风速忽略不计。
3.2 结果分析
依照上述设置,对整个系统进行了仿真,部分仿真结果如图10~图13所示。
由仿真结果可以看出,0~15s内系统由静止迅速达到一定的平衡,由于处于空载平路运行阶段,系统自启动后便迅速上升到5挡并稳定在5挡运行,以提高车速和动力性,减少空车运行时间。15~30s,由于加了载荷,加速度和车速均有所下降,车辆负荷系数有所增大,但从挡位曲线上可观察到挡位仍处于5挡,说明加载后车辆仍可在高挡位行驶,车速和动力性仍可得到保证,可缩短运往卸货点的时间。30~45s内车辆开始满载爬坡行驶,加速度和车速陡然下降后达到稳定,车辆负荷系数陡然增大后也达到稳定,挡位迅速由5挡降为1挡并稳定在1挡运行,1挡输出的扭矩最大,可保证车辆爬坡时的动力性,符合实际运行状况。45~50s内由于突然卸去载荷,加速度、车速以及车辆负荷系数都有一个突然的变化,之后又趋于稳定,从挡位曲线也可以看出,在突然卸去载荷后,挡位短暂上升后又回到1挡并稳定运行。实际车辆下坡运行中有液力缓行器辅助制动,可达到更好的减速效果。50~60s内车辆又回到平路行驶阶段,挡位由1挡迅速升到5挡后稳定运行。
由以上分析可以看出,用车辆负荷系数修正后的换挡策略能够自动适应车辆载荷和路面状况的变化,通过挡位决策自动改变变速器的挡位。而且应用该换挡策略的车辆可减少自动挡位模式的设置,驾驶员只需选择这一种模式,便可适应各种工况的换挡要求,从而减轻驾驶员劳动强度,提高工作效率。
4 结语
重型矿用汽车的自动变速技术是车辆自动变速理论的重要组成部分,本文提出“车辆负荷系数”对以“车速和油门开度”为控制参数的两参数换挡策略进行了修正。通过建立相应的数学模型求解了最佳的换挡车速,并在MATLAB/Simulink环境下进行了仿真。
结果表明修正后的换挡策略能适应车辆行驶的不同工况,满足车辆在不同工况时的动力要求,并能减少车辆自动挡位模式的设置,减轻驾驶员劳动强度。
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气动力系数 篇7
汽车的侧风稳定性研究是汽车操纵动力学研究的一个重要内容,侧风稳定性直接关系到车辆高速行驶时的主动安全性。当前对于侧风稳定性的研究方法主要有风洞试验、实车道路试验和虚拟样机技术等。风洞试验对于硬件要求很高,而实车道路试验具有相当的危险性,因此虚拟样机技术成为侧风稳定性研究的一种重要方法。当前虚拟样机技术主要采用的方法有计算流体力学(computational fluid dynamics,CFD)和多体动力学等。CFD主要面向汽车的结构外形和流场分析,并且取得了许多研究成果[1,2,3,4,5],但该方法无法得到车辆的动力学响应,如要深入研究汽车侧风稳定性必须借助多体动力学手段。在多体动力学方面,文献[6-8]从风压中心变化、风谱等多个角度对侧风稳定性进行了研究,得到了许多有益的结论;尹浩等[9]分析了汽车结构参数的侧风灵敏度;徐彬等[10]对赛车的侧风稳定性进行了研究。这些研究仅从动力学出发,利用简化的气动载荷,存在载荷不能客观反映实际情况的问题。当前大部分的研究都利用了风压中心的概念,然而在工程实际中风压中心的位置是无法测量的,对于数值计算来说也是非常困难的[11,12];其次,目前的研究中大部分仅考虑了气动侧向作用,载荷条件过于简化,高速行驶的汽车在经过侧风区前后的全程中质心处气动六分力是同时存在的,而气动载荷的简化对侧风稳定性影响的相关研究目前尚未见报道。
本文基于整车外流场CFD分析结果,利用多体动力学进行汽车瞬态侧风稳定性分析,建立了侧风作用一般情形下的汽车运动矢量关系,探讨了气动载荷简化对侧风稳定性的影响。
1 一般情形下的矢量关系
在开环系统中,从汽车进入侧风区开始,在侧向风干扰作用下实际的运动方向会偏离初始的车速方向,产生车身横摆角α;气流侧偏角φ为合成气流(即来流)与汽车纵轴线的夹角[12],流入角ε为受扰动后的实际车速方向与侧风的夹角,其基本的运动矢量关系如图1所示。从图1中可以看出,当0≤ε<90°时,汽车运动具有顺风趋势;当90<ε≤180°时,汽车运动具有逆风趋势。
以点o为坐标原点、初始车速方向为X轴正方向建立直角坐标系;受扰动后的车速为v1、侧风速度为v2、来流速度为v3,三者速度矢量之间存在如下关系:
设向量-v1=(a,b)、v2=(0,c),则向量v3=(a,b+c)。侧偏角φ满足以下关系:
车身横摆角
气动力
气动力矩
式中,ρ为空气密度;S为正向迎风面积;CF气动力系数;CM为气动力矩系数;l为轴距。
在车速大小和气流侧偏角已知的情况下,利用式(1)~式(3)可以推导出相应的车身横摆角,式(4)~式(5)可以计算出相应的气动六分力;上述矢量关系是连接整车外流场分析与多体动力学分析的重要桥梁,可以将外流场分析得到的气动六分力系数转化为多体动力学仿真的输入载荷。
2 外流场初步分析与载荷转化
2.1 整车外流场初步分析
定义整车采用的车辆坐标系:X轴向后为正,Y轴向右为正,Z轴向上为正;该坐标系同样适用于后面的动力学分析。
采用长方体计算域,其长宽高分别为11L、7W和5 H,其中,L、W 、H分别为整车的长、宽、高,计算域示意图见图2。汽车静止在计算域中,来流速度v3可以分解为侧风速度v2和车辆纵向速度v1,气流侧偏角φ如图2所示。
由于风压中心位置的确定非常困难,本文采取输出整车质心处的气动六分力系数[12];计算过程中气流侧偏角φ从初始值0°开始,每增加5°计算相应位置下的六分力系数,结果如表1所示。
气动六分力系数可看作气流侧偏角的函数,在侧风作用下,气动横摆力矩有使汽车绕Z轴转动的趋势,如果产生的气动横摆力矩有减小横摆作用的趋势,此时汽车具有侧风稳定性[12,13,14,15],即侧风稳定性气动导数。
由对称关系知,横摆力矩系数为侧偏角的奇函数;因此可将表1中的气动横摆力矩系数关系扩大至-60°~60°范围,如图3所示。
从图3可以看出,曲线在侧偏角[-40°,40°]范围内为上升趋势,侧风稳定性气动导数大于零,即该车在侧偏角-40°~40°内具有侧风不稳定特征。
2.2 气动六分力载荷转化
多体动力学仿真的分析工况按照美国ESV规范进行:汽车转向盘固定不动,以50、80、110km/h车速通过宽度为6m的侧风作用区,侧风风速为80km/h。以通过6m侧风区后2s汽车到达地点的侧向偏移量作为评价指标见图4。
由图4可知,在ESV工况下车速v1、风速v2都为已知,表1中气流侧偏角已知,利用式(1)~式(3)即可推导出相应的车身横摆角和合成气流速度,如表2所示。此外,在进入侧风区前的初始车身横摆角为0°。
为了更加接近真实情况,提高仿真精度,本文将气动六分力都加以考虑,同时考虑了静止空气中由车速引起的气动力;根据表2中的来流速度及相应位置的气动系数,由式(4)~式(5)可得到对应车身横摆角下的气动六分力,限于篇幅这里不详细列出。
3 动力学建模与计算
3.1 ADAMS Car多体动力学建模
针对正向开发过程中的某车型,在ADAMS Car模块中建立包含前后悬架子系统、转向子系统、前后横向稳定杆子系统、车身子系统等的整车模型,如图5所示。
3.2 仿真计算
汽车通过侧风区的整个过程可以用四个时间点来表达,如图6 所示。分别为:车头进入时刻t1、车尾进入时刻t2、车头离开时刻t3、车尾离开时刻t4。汽车以不同速度通过侧风区,这里统一设定t1为0.1s时刻,即考虑了汽车在进入侧风区之前的静止空气中的气动力。
根据2.2节中得到的车身横摆角与气动六分力的关系,在ADAMS Car中采用Akima样条曲线,以插值法在整车质心处添加气动六分力,在t1~t2和t3~t4的过渡期间,气动力是逐渐变化的,这里采用ADAMS中的step函数来模拟[6,7],仿真过程中经过样条插值得到的连续变化的气动六分力如图7~图12所示。
由图7~图12可以看出,各个风速下的气动六分力都呈现出三段平台的特点,即进入侧风区前后的气动力都是存在的;随着车速的增大气动六分力逐渐增大,且车速越大在侧风区内的时间越短。在侧风区内的气动力都为平台趋势,由于采用插值计算方法,所以侧风区内的车身横摆角变化不大。
为了考察载荷简化对侧风稳定性结果的影响,本文将各车速下的气动六分力与气动二分力(即只考虑气动侧力、气动横摆力矩)两种载荷情况都加以计算,仿真得到的计算结果如图13、图14所示。
4 结果分析
4.1 定性与定量分析
从定性分析来看,车辆进入侧风区的初始横摆角为0°,由表2可知,当车速为50km/h时,0°横摆角对应的气流侧偏角约为58°;当车速为80km/h时,0°横摆角对应的气流侧偏角约为45°;由图2可知,初始气流侧偏角58°和45°都处于侧风稳定区域内,安全阈度较大,因此其侧向偏移量不会太大。而当车速为110km/h时,0°横摆角对应的气流侧偏角约为36°,在[-40°,40°]范围内,具有侧风不稳定特征,因此其侧向偏移量会比较大,可能超出安全限值。
定量分析,根据ESV(experimental safety vehicle)规范,当车辆受侧向风扰动产生的侧向偏移量Ey大于安全限值Ey_s时,会有与其他车辆发生碰撞的危险。Ey的最大限值为
其中,WR为车道宽度、WV为车辆宽度,安全限值为Ey_s=0.9Ey_max,当超过安全限值时,危险性急剧上升。不同工况下的侧向位移如表3所示。
从表3可以看出,在气动六分力的作用下,车速为50km/h和80km/h时,其侧向偏移量均未超过安全限值,侧风稳定性较强;而车速为110km/h时的侧向偏移量1027mm超出了最大限值980mm,具有侧风不稳定特征,侧风危险性极大。
不同车速下的车身横摆角如表4所示,从表4可以看出,在侧风作用下的车身横摆角变化比较小,最大只有1°,验证了3.2节中气动六分力载荷曲线的平台特性。
综上,定性分析与定量分析的结果基本一致。
4.2 气动载荷简化对仿真结果的影响
当采用风压中心概念时,作用于汽车的气动力只有三个方向的平动力,而不存在气动力矩;当前大部分研究都是只考虑风压中心的气动侧向力,当转化为质心处理,即相当于只考虑气动侧向力和转化而来的主要的气动横摆力矩,载荷情况较为简单,而实际质心处是一直受到气动六分力作用的。
本文对采用气动二分力和六分力两种载荷情况都做了分析,如图13、图14、表3、表4所示,可以发现在各车速下,只添加气动二分力的侧向位移和车身横摆角均比六分力的侧向位移和车身横摆角大;随着车速的增大,偏移量误差有逐渐增大的趋势;由于高速时侧向偏移量与最大限值较为接近,误差的增大会直接影响评价结果。
因此,气动载荷的简化对仿真结果存在一定的影响,尤其对于高速时的侧风稳定性评价影响较大。
5 结论
(1)根据汽车在侧风区内的实际情况,推导了一般情形下的运动矢量关系;将CFD与多体动力学方法相结合,在外流场初步分析的基础上,利用该矢量关系提出了基于离散气动力六分力系数的瞬态侧风稳定性分析方法,避开了风压中心的计算与测量困难的问题。
(2)在ADAMS Car中建立了详细的整车动力学仿真模型,根据ESV规范进行了侧风稳定性仿真,动力学定量分析与外流场定性分析的结果基本一致,验证了该方法的正确性与有效性。