汽车系统动力学汽车平顺性教学PPT.ppt

汽车动力学,机械学院机械设计与汽车系,汽车动力学汽车的平顺性,平顺性：主要是保持汽车在行驶过程中产生的振动和冲击环境对乘员舒适性的影响在一定界限之内；对于载货汽车还包括保持货物完好的性能， 平顺性的评价：主要根据乘员舒适性的主观感觉 研究的主要目的：控制汽车振动系统的动态特性 研究范围：路面不平度引起的振动，频率范围约为0.525hz。,汽车动力学汽车的平顺性,1 人体对振动的反应和平顺性的评价 一、人体对振动的反应 机械振动对人体的影响要素： 振动的频率 振动的强度 作用方向 持续时间 因人而异，差别较大,汽车动力学汽车的平顺性,一、人体对振动的反应 iso26311：1997(e)标准: 座椅支承面处输入点3个方向的线振动，该点3个方向的角振动， 座椅靠背输入点3个方向的线振动 脚支承面输入点3个方向的线振动， 共3个输入点12个轴向的振动,汽车动力学汽车的平顺性,人体对不同频率振动的敏感程度 椅面垂直轴向zs的最敏感频 率范围wk：412.5hz 48hz:人的内脏器官产 生共振 812.5hz:对人的脊椎 系统影响很大 椅面水平轴向xs，ys的最敏 感频率范围wd：0.52hz， 大约在3hz以下，水平振动 比垂直振动更敏感,汽车动力学汽车的平顺性,不同输入点、不同轴向的振动对人体影响的差异,汽车动力学汽车的平顺性,二、平顺性的评价方法 峰值系数： 峰值系数是加权加速度时间历程aw(t)的峰值与加权加速度均方根值aw的比值 当振动波形峰值系数9时， 用基本的评价方法加权加速度均方根值来评价振动对人体舒适和健康的影响。,汽车动力学汽车的平顺性,(一)基本的评价方法 1)计算各轴向加权加速度均方根值 两种计算方法 对记录的加速度时间历程a(t)，通过相应频率加权函数w(f)的滤波网络得到加权加速度时间历程aw(t)按下式计算加权加速度均方根值 t为振动的分析时间，一般取120s,汽车动力学汽车的平顺性,对记录的加速度时间历程a(t)进行频谱分析得到功率谱密度函数ga(f)，按下式计算,汽车动力学汽车的平顺性,2)当同时考虑椅面xs、ys、zs这三个轴向振动时，三个轴向的总加权加速度均方根值按下式计算,汽车动力学汽车的平顺性,3)有些“人体振动测量仪”采用加权振级law，它与加权加速度均方根值aw换算，按下式进行 参考加速度均方根值,汽车动力学汽车的平顺性,汽车动力学汽车的平顺性,(二)辅助评价方法 当峰值系数9时，用均4次方根值的方法来评价 它能更好地估计偶尔遇到过大的脉冲引起的高峰值系数振动对人体的影响， 此时采用辅助评价方法振动剂量值为,汽车动力学汽车的平顺性,2 路面不平度的统计特性 一、路面不平度的功率谱密度 q(i)，为路面纵断面曲线或不 平度函数 路面的统计特性参数 功率谱密度gq(n) 方差sq2,汽车动力学汽车的平顺性,路面不平度的功率谱密度拟合表达式： n：空间频率(m-1) n0：参考空间频率(n00.1m-1) gq(n0)：路面不平度系数(m3) w：频率指数,汽车动力学汽车的平顺性,路面不平度的分类,汽车动力学汽车的平顺性,位移、速度和加速度功率谱的关系 速度功率谱密度： 不平度函数q(i)对纵向长度i的一阶导数 加速度功率谱密度： 不平度函数q(i)对纵向长度i的二阶导数 当w=2时,汽车动力学汽车的平顺性,二、空间频率功率谱密度化为时间频率功率谱密度 不同车速下，时间与空间频率的关系 f=un 频带宽的关系 f=un,汽车动力学汽车的平顺性,空间和时间频率功率谱密度的关系,汽车动力学汽车的平顺性,时间频率功率谱密度的表达式： 相应的速度和加速度谱密度：,汽车动力学汽车的平顺性,不平度垂直位移、速度和加速度的时间频率功率谱密度在双对数坐标中分别是斜率为-2:1、0:1、+2:1的直线。,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,三、路面对四轮汽车的输入功率谱密度 x(i)、y(i)：左、右两个轮迹的不平度 gxx(n)、gyy(n)、 gxy(n) 、 gyx(n) ：分别为x(i)、y(i)的自谱和互谱 四轮的不平度函数分别为： q1(i)=x(i) q3(i)=y(i) q2(i)=x(i-l) q1(i)=y(i-l),汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,路面对四轮汽车输入的谱矩阵为：,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,路面对四轮汽车输入的谱矩阵为：,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,路面对四轮汽车输入的谱矩阵为：,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,两个轮迹之间不平度的统计特性，用它们之间的互功率谱密度函数或相干函数来描述。互谱密度一般为复数，用指数形式表示时，左、右轮迹间的互谱可以表示为：,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,两个轮迹的相干函数为：,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,当两个轮迹x(i)、y(i)的统计特性相同，即gxx(n) gyy(n) gq (n)，且相位谱fxy(n)0时，可得：,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,路面对四轮汽车输入的谱矩阵为：,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,下图是经过mts道路模拟机换算所得的有效路面自谱。试验是 用解放牌货车以50km/h车速在选定的柏油路面上进行的。,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,下图是左右轮辙之间的相干函数。,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,3 汽车振动系统的简化，单质量系统的振动 一、汽车振动系统的简化 简化条件： 总质量不变 质心位置不变 转动惯量的值不变,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,一、汽车振动系统的简化 三个质量分别为： 为悬挂质量分配系数。一般e0.81.2 当e1时，m2c=0,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,二、单质量系统的自由振动,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,阻尼比对衰减振动的影响,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,三、单质量系统的频率响应特性,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,系统运动微分方程 对上式进行傅氏变换,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,使用双对数坐标系分析幅频特性 1.确定渐进线 当l1时(低频段） |z/q|1、lg|z/q|=0渐进线为一水平线，其斜率为0:1 当l1时(高频段）与z有关 z=0时， |z/q|1/l2， lg |z/q|=-2lgl，渐进线斜率为2:1 z=0.5时， |z/q|1/l， lg |z/q|=-lgl，渐进线斜率为1:1,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,使用双对数坐标系分析幅频特性 2.确定高、低频率段的交点 z=0时， 有-2lgl0， z=0.5时，有-lgl0， 解得l1，对应得交点值为：,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,3.幅频特性曲线的特点 低频段（0l 0.75)， 不呈明显动态特性 共振段（ 0.75 l ) 出现峰值，加大z可使峰值明显下降 高频段（ l ) 将高频衰减的低通滤波器,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,四、单质量系统对路面随机输入的响应 (一)用随机振动理论分析汽车平顺性的概述 1平顺性分析的振动响应量 汽车振动系统的三个振动响应量 车身加速度：是评价汽车平顺性的主要指标； 悬架弹簧的动挠度fd：与其限位行程有关，配合不当时会增加撞击限位的概率，使平顺性变坏； 车轮与路面间的动载fd：影响车轮与路面的附着效果，与行驶安全性有关。,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,2振动响应量的功率谱密度与均方根值 振动响应的功率谱密度与路面位移输入的功率谱密度的关系 其统计量的特征值方差（或均方值）为：,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,一般计算过程 根据gq(n0)与u，计算路面输入谱gq(f) 根据悬架等参数，计算出频率响应函数h(f)xq 计算响应谱gx(f)和方差sx（均方值）,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,3概率分布与标准差的关系 x0=lsx l：超过的sx倍数,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,任知其中两个参数即可求出第三个 已知x0 、p(l) 求 sx 已知sx 、p(l) 求x0 已知x0 、sx求 p(l),汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,已知x0 、p(l) 求 sx,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,已知sx 、p(l) 求x0,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,已知x0 、sx求 p(l),汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,(二)车身加速度功率谱密度的计算分析 计算公式： 可考虑三种输入谱：,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,三种输入谱的表达式： 相应三个幅频特性：,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,小结： 三种输入谱与相应三个幅频特性的乘积相同 速度输入谱为常数 因此可以应用响应量对速度输入的幅频特性来定性分析响应的均方根值谱,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,w0、z对车身加速度的影响： 1） 2）共振时 3)高频段,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,(三),汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,(四),汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,在低频段，l1时 |fd/q|1，此时z 0 当l 1时，产生共振 |fd/q|1/2z,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,小结： 悬架系统对于车身位移z来说，是将高频输入衰减的低通滤波器； 对于动挠度fd来说，是将低频输人衰减的高通滤波器。 阻尼比z对| fd /q|只在共振区起作用，而且当z0.5时已不呈现峰值。,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,(五)悬架系统固有频率f0与阻尼比z的选择 降低f0可明显 减小车身加速度 但动绕度会增加,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,货车整车系统的能量分布,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,十自由度整车模型,汽车动力学汽车承载系统的振动与平顺性,十自由度整车模型,汽车动力学汽车操纵动力学,1 概述 一、汽车操纵稳定性包含的内容 表1 汽车操纵稳定性的基本内容及评价所用物理参量,汽车动力学汽车操纵动力学,一、汽车操纵稳定性包含的内容 表1 汽车操纵稳定性的基本内容及评价所用物理参量,汽车动力学汽车操纵动力学,一、汽车操纵稳定性包含的内容 表1 汽车操纵稳定性的基本内容及评价所用物理参量,汽车动力学汽车操纵动力学,二、车辆坐标系与转向特性 车辆坐标系,汽车动力学汽车操纵动力学,汽车的稳态转向特性 不足转向 中性转向 过多转向,汽车动力学汽车操纵动力学,三、汽车是一个反馈系统 r=l/tan(d) 上式说明： 汽车的转弯半径r只与前轮转角d有关而与车速无关。然而，这种情况却无法解释高速行驶时汽车转弯半径与前轮转角(或转向盘转角)间的不一致的情况是怎样产生的。,汽车动力学汽车操纵动力学,汽车轮胎侧偏现象 侧偏：就是指轮胎的前进方向并非永远沿着本身的旋转平面，而是与旋转平面成一角度，即所谓侧偏角。这种侧偏角的大小与轮胎所受的侧向力有关。 在侧偏角不大时，可有如下近 似关系：,汽车动力学汽车操纵动力学,如果把前轮转角看成汽车系统的输入，并认为转弯半径只是系统的输出，在轮胎没有侧偏现象的情况而可以把汽车看成下图那样的“开环”系统。,汽车动力学汽车操纵动力学,在有侧偏现象的情况下，原来d的作用被 d-(a1- a2)所代替。而a1- a2是向心加速度 的函数。 其方框图如图所示。,汽车动力学汽车操纵动力学,“侧偏现象”的汽车转向运动系统实质上是个以无 侧偏为基本系统并加入一个侧偏角反馈回路的闭环 系统,汽车动力学汽车操纵动力学,负反馈不足转向,正反馈过多转向,汽车动力学汽车操纵动力学,影响汽车转向运动反馈作用的其它因素 (1)转向悬架系统的弹性 (2)侧倾转向效应 (3)车轮倾斜效应 (4)空气动力的影响,汽车动力学汽车操纵动力学,汽车操纵动力学系统 人车闭路系统,汽车动力学汽车操纵动力学,2 线性二自由度汽车模型对前轮角输入的响应 一、线性二自由度汽车模型的运动微分方程,汽车动力学汽车操纵动力学,沿ox轴的速度分量 考虑到q很小并忽略二阶微量，有 得质心加速度在ox轴的分量 质心加速度在oy轴的分量,汽车动力学汽车操纵动力学,二自由度汽车受到的外力沿y轴方向的合力与绕质心的力矩和为 考虑到d角较小，上式可写作,汽车动力学汽车操纵动力学,汽车前、后轮侧偏角与其运动参数有关。其值为 根据坐标系的规定，前、后轮侧偏角为,汽车动力学汽车操纵动力学,由此，可列出外力、外力矩与汽车运动参数的关系式为 所以，二自由度汽车的运动微分方程式为,汽车动力学汽车操纵动力学,整理后得二自由度汽车运动微分方程式为 这个联立方程式虽很简单，但却包含了最重要 的汽车质量与轮胎侧偏刚度两方面的参数，所以能 够反映汽车曲线运动最基本的特征。,汽车动力学汽车操纵动力学,稳态响应： 稳态时横摆角速度为定值，以此代入上式得,汽车动力学汽车操纵动力学,将式中两式联立并消去v，便可求得稳态横摆角速度增益为,汽车动力学汽车操纵动力学,稳态响应的三种类型 k稳定性因数，单位为s2/m2， 中性转向： k 0 不足转向： k 0 特征车速 过多转向： k 0 临界车速,汽车动力学汽车操纵动力学,几个表征稳态响应的参数 1、前、后轮侧偏角绝对值之差(a1a2) 不足 (a1-a2) 0 k 0 中性 (a1-a2) =0 k =0 过多 (a1-a2) 0 k 0,汽车动力学汽车操纵动力学,(a1a2)ay曲线 ay0.30.4g后，呈非线性关系。轮胎特性已为非线性，稳态特性会发生变化 实际中，应以曲线斜率判断转向特性 斜率0 不足转向 斜率0 中性转向 斜率0 过多转向,汽车动力学汽车操纵动力学,转向半径的比rr0 rd的关系 车速极低时 r0=u/l,汽车动力学汽车操纵动力学,转向半径的比rr0 k=0 r/r0=1 中性转向 k0 r/r01 不足转向 k0 r/r01 过多转向,汽车动力学汽车操纵动力学,静态储备系数s.m 中性转向点： 使汽车前、后轮产生同一侧偏角的侧向力作用点。 静态储备系数s.m. 中性转向点至前轴距离和汽车质心至前轴距离之差(a-a)与轴距l之比值,汽车动力学汽车操纵动力学,静态储备系数s.m s.m.为正，a a 不足转向 s.m.为零， a =a 中性转向 s.m.为负， a a 过多转向,汽车动力学汽车操纵动力学,汽车的瞬态响应特点 时间上的滞后：反应时间 t 执行上的误差：超调量wr1/wr0 横摆角速度波动波动频率 wr 稳定时间 s,三、前轮角阶跃输入下的瞬态响应,汽车动力学汽车操纵动力学,(一)前轮角阶跃输入下的横摆角速度瞬态响应,汽车动力学汽车操纵动力学,汽车动力学汽车操纵动力学,汽车前轮角阶跃输入时，前轮转角的数学表达式为,汽车动力学汽车操纵动力学,汽车动力学汽车操纵动力学,z1，称为大阻尼，wr(t)单调上升 t wr wr0 当uucr后 wr z 1，称为临界阻尼， wr(t)也是单调上升 t wr wr0 z1，称为小阻尼， wr(t)是一条收敛于wr0的减幅正弦曲线。,汽车动力学汽车操纵动力学,z1，wr(t)表达式,汽车动力学汽车操纵动力学,下面确定积分常数c、a1、a2,汽车动力学汽车操纵动力学,t=0 wr =0 t=,汽车动力学汽车操纵动力学,表征瞬态响应品质好坏的几个参数 1横摆角速度wr波动时的固有圆频率w0 w0 高，好 f0=w0/2p f0 =1,汽车动力学汽车操纵动力学,上式表明，w0值随下述因 素而变： 轮胎侧偏刚度增大， w0增大； 汽车质量和转动惯量大，w0小； 汽车车速增大， w0变小；,汽车动力学汽车操纵动力学,2阻尼比z 由超调量决定,汽车动力学汽车操纵动力学,3反应时间t 指角阶跃转向输入后，横摆角速度第一次达到稳定值wr0所需的时间。 也有取达到0.9 wr0或0.63 wr0 值所需的时间。 t小一些好,汽车动力学汽车操纵动力学,图中示出了车速及各结 构参数变化时t值的变 化趋势： 车速增加，t值减少 m、l增大， t也减少， 转动惯量iz的增加将使t有显著的增长， 增大后轮侧偏刚度t值减小。,汽车动力学汽车操纵动力学,4达到第一峰值wrl的时间e 近代轿车e=0.230.59s 汽车因数：t.b.=eb=0.251.45s(o),汽车动力学汽车操纵动力学,(二)转向操纵响应的传递函数 由二自由度微分方程式 得,汽车动力学汽车操纵动力学,两边取拉氏变换，整理得,汽车动力学汽车操纵动力学,由上式可解得,汽车动力学汽车操纵动力学,上两式中的分母为 分母为,汽车动力学汽车操纵动力学,由上式可解得,汽车动力学汽车操纵动力学,汽车质心侧偏角对前轮转向角的传递函数 式中：,汽车动力学汽车操纵动力学,汽车横摆角速度对前轮转向角的传递函数 式中：,汽车动力学汽车操纵动力学,四、横摆角速度频率响应特性 幅频特性a(f) ：输出、输入的幅值之比(f的函数) 相频特性f(f)：输出、输入的相位差(f的函数) 以前轮转角d或转向盘转角dsw为输入，汽车横摆角速度 wr为输出的汽车横摆角速度频率响应特性来表征汽车的 动特性。,汽车动力学汽车操纵动力学,二自由度汽车模型的横摆角速度频率特性,汽车动力学汽车操纵动力学,二自由度汽车模型的横摆角速度频率特性,汽车动力学汽车操纵动力学,幅频特性反映了驾驶员以不同频率输人指令时，汽车执行驾驶员指令失真的程度。 相频特性反映了汽车横摆角速度wr滞后于转向盘转角的失真程度。 希望： 幅频特性曲线能平些，共振频率高一点，通频带宽些， 相位差小些，以保证汽车有快速灵活的反应。,汽车动力学汽车操纵动力学,五个参数： 频率为零时的幅值比，即稳态增益(图中以a表示) 共振峰频率fr，越高，操纵稳定性越好 共振时的增幅比b/a，应小些 f=0.1hz时的相位滞后角它代表缓慢转动转向盘时响应的快慢，这个数值应接近于零。 f=0.6hz时的相位滞后角，它代表较快速度转动转向盘时响应的快慢，其数值应当小些。,汽车动力学汽车操纵动力学,3 汽车操纵稳定性与悬架的关系 汽车悬架对操纵稳定性影响因素： 1)垂直载荷转移影响 2)车身侧倾侧倾转向 3)变形引起变形转向角 4)悬架、转向系干涉干涉转向 汽车前、后轮(总)侧偏角应当包括： 1)弹性侧偏角 2)侧倾转向角 3)变形转向角,汽车动力学汽车操纵动力学, 、汽车的侧倾 )车厢侧倾轴线 车厢相对地面转动时的瞬时轴线称为车厢侧倾轴线。 侧倾中心：侧倾轴线通过车厢在前、后轴处横断面上的瞬时转动中心,汽车动力学汽车操纵动力学,1)单横臂独立悬架上车厢的侧倾中心,汽车动力学汽车操纵动力学,2)双横臂独立悬架上车厢的侧倾中心,汽车动力学汽车操纵动力学,(二)悬架的侧倾角刚度 悬架的侧倾角刚度: 侧倾时(车轮保持在地面上)，单位车厢转角下，悬架系统给车厢总的弹性恢复力偶矩。,汽车动力学汽车操纵动力学,1）悬架的线刚度 悬架的线刚度: 车轮保持在地面上，车厢作垂直运动，单位车厢位移下，悬架系统给车厢总的弹性恢复力。 非独立悬架：悬架线刚度弹簧刚度 独立悬架： 弹簧直接作用于车厢的弹性力 导向机构杆系的约束反力,汽车动力学汽车操纵动力学,非独立悬架： 悬架线刚度弹簧刚度 kl=2ks,汽车动力学汽车操纵动力学,独立悬架： 弹簧直接作用于 车厢的弹性力 导向机构杆系的 约束反力 等效到车轮上等效弹簧 单横臂线刚度：,汽车动力学汽车操纵动力学,2）悬架的侧倾角刚度 悬架侧倾角刚度为: 单横臂悬架侧倾角刚度,汽车动力学汽车操纵动力学,(三)车厢的侧倾角 车厢侧倾角： 车厢在侧向力作用下绕侧倾轴线的转角 是与汽车操纵稳定性及平顺性有关的一个重要参数。 侧倾角过大：使驾驶员感到不稳定、不安全。对平顺性而言，侧倾过大的汽车，乘客感到不舒适。 侧倾角过小：悬架的侧倾角刚度大汽车一侧车轮遇到凸起或凹坑时，车厢内会感受到冲击，平顺性较差,汽车动力学汽车操纵动力学,1）.悬挂质量离心力引起的侧倾力矩,汽车动力学汽车操纵动力学,2）、侧倾后，悬挂质量重力引起的侧倾力矩,汽车动力学汽车操纵动力学,3）独立悬架中，非悬挂质量的离心力引起的侧倾力矩,汽车动力学汽车操纵动力学,汽车作稳态圆周运动时，其总侧倾力矩为 总侧倾角刚度 ：前、后悬架及横向稳定 杆的侧倾角刚度之和。 已知 即可求得车厢侧倾角。,汽车动力学汽车操纵动力学,二、侧倾时垂直载荷在左、右侧车轮上的重新分配及其对稳态响应的影响,汽车动力学汽车操纵动力学,车轮载荷更新分配对轮胎侧偏刚度与稳态响应的影响 左、右车轮垂直载荷 无变化时 左、右车轮垂直载荷 变化后 显然,汽车动力学汽车操纵动力学,小结： 若汽车前轴左、右车轮垂直载荷变动量较大，汽车趋于增加不足转向量； 若后轴左、右车轮垂直载荷变动量较大，汽车趋于减少不足转向量。 影响前、后轴左、右车轮载荷变化的因素： 前、后悬架的侧倾角刚度； 悬挂质量、非悬挂质量； 质心位置； 前、后悬架侧倾中心位置,汽车动力学汽车操纵动力学,三、侧倾外倾侧倾时车轮外倾角的变化 车轮外倾角的变化的三种情况： 保持不变； 沿地面侧向反作用力作用方向倾斜； 沿地面侧向反作用力作用方向的相反方向倾斜。,汽车动力学汽车操纵动力学,有外倾角时的侧偏力和侧偏角： fy为正，g为负时，a代数值增大、绝对值减小。车轮外倾倾斜的方间与地面侧向反作用力一致 fy为正，g为正时， a代数值减小、绝对值增大。车轮外倾倾斜的方间与地面侧向反作用力相反,汽车动力学汽车操纵动力学,1）非独立悬架的车轮保持垂直状态。 2）上横臂短、下横臂长的双横臂独立悬架，大体上也可保持其外侧车轮垂直于地面,汽车动力学汽车操纵动力学,3）上、下横臂长度相等且平行的双横臂、单纵臂、烛式独立悬架的车轮倾斜方向与地面侧向力的方向相反，有增大侧偏角(绝对值)的效果。,汽车动力学汽车操纵动力学,4）单横臂独立悬架在小侧向加速度时，车辆倾斜方向与地面侧向力相同，有减小侧偏角的效果。 5）大侧向加速度时，车厢可能被显著抬高，出现“举升”现象，内侧车轮离地，外侧车轮逆着地面侧向力方向倾斜，侧偏角增大,汽车动力学汽车操纵动力学,对于前轴， 要求a绝对值大（不足）；希望车轮外倾倾斜的方间与地面侧向反作用力相反。 一般采用双横臂、烛式独立悬架 对于后轴，要求a绝对值小（不足）；希望车轮外倾倾斜的方间与地面侧向反作用力方向一致。,汽车动力学汽车操纵动力学,车厢侧倾引起的车轮外倾角的变化计算公式： 侧倾外倾系数，单位(o)/(o) 轿车的前侧倾外倾系数为0.610.88 (o)/(o)(不足) 后侧倾外倾系数为00.86 (o)/(o)(过多),汽车动力学汽车操纵动力学,四、侧倾转向 定义： 在侧向力作用下车厢发生侧倾，由车厢侧倾所引起的前转向轮绕主销的转动、后轮绕垂自于地面轴线的转动，即车轮转向角的变动，称为侧倾转向。 对非转向轴，它是指车厢侧倾时由于悬架导向杆系的运动学关系所产生的车轮转向角 对转向轴，侧倾转向还包括悬架导向杆系与转向杆系相互作用的运动学关系所产生的车轮转向角的变动量。“侧倾干涉转向”,汽车动力学汽车操纵动力学,对非独立悬架轴转向,汽车动力学汽车操纵动力学,独立悬架的侧倾转向效果，用前束变化曲线说明,汽车动力学汽车操纵动力学,车轮的侧倾转向角与车厢侧倾角的关系式： 侧倾转向系数。 轿车前侧倾转向系数为0.2（不足）0.1(过多) 后侧倾转向系数为0.13（不足）0.06(过多),汽车动力学汽车操纵动力学,五、变形转向悬架导向装置变形引起的车轮转向角 定义： 悬架导向杆系各元件在各种力、力矩作用下发生的变形，引起车轮绕主销或垂直于地面轴线的转动，称为变形转向，其转角叫做变形转向角。 变形转向角若有增加不足转向趋势，叫做不足变形转向角； 若有增加过多转向趋势，叫做过多变形转向角。,汽车动力学汽车操纵动力学,侧向力变形转向系数： (o)/kn 侧向力变形转向角计算公式： 轿车前悬架侧向力变形转向系数为0.6（不足）0.22 (o)/kn（过多） 轿车后悬架侧向力变形转向系数为0.02（不足）0.22 (o)/kn（过多）,汽车动力学汽车操纵动力学,回正力矩变形转向角： 在回正力矩作用下，悬架和车轮有扭转变形。前、后轴车轮均发生回正力矩变形转向角,汽车动力学汽车操纵动力学,回正力矩变形转向角计算公式： ：回正力矩变形转向系数。100nm回正力矩所 引起的变形转向角 ：回正力矩系数。每度侧偏角引起的回正力矩,汽车动力学汽车操纵动力学,六、变形外倾悬架导向装置变形引起的外倾角的变化 受到侧向力的独立悬架杆系的变形会引起车轮外 倾角的变化。 侧向力变形外倾系数，(o)/kn 轿车前侧向力变形外倾系数为0.240.75 (o)/kn （不足） 轿车后侧向力变形外倾系数为0.20.82 (o)/kn （过多）,汽车动力学汽车操纵动力学,4、汽车转向系对操纵稳定性的影响 一、转向系的功能与转向盘力特性 转向系的功能大体可分为两部分。 （1） 驾驶者通过转向盘控制前轮绕主销的转角来操纵汽车运动的方向。 转向盘输入的两种方式： 角输入 力输入,汽车动力学汽车操纵动力学,转向系的功能。 （2）凭借转向盘(反作用)力，将整车及轮胎的运动、受力状况反馈给驾驶者（驾驶者感受到的路感） 良好的路感是优良的操纵稳定性中不对缺少的部分,汽车动力学汽车操纵动力学,转向盘力特性 转向盘力随汽车运动状况而变化的规律 表现转向盘力特性的方法 大侧向加速度下的转向盘力曲线，它是通过侧向加速度达0.8g的正弦曲线(蛇行)行驶试验求得的,汽车动力学汽车操纵动力学,表现转向盘力特性的方法 转向盘中间位置、小转角下的转向盘力曲线，它是通过小侧向加速度的正弦曲线行驶试验求得的,汽车动力学汽车操纵动力学,表现转向盘力特性的方法 固定转向盘条件下，汽车回转行驶时的转向盘力曲线,汽车动力学汽车操纵动力学,决定转向盘力特性的因素： 转向器传动比及其变化规律、 转向器效率、 动力转向器的转向盘操作力特性、 转向杆系传动比、 转向杆系效率、 由悬架导向杆系决定的主销位置、 轮胎上的载荷、轮胎气压、轮胎力学特性、 地面附着条件、 转向盘转动惯量、 转向柱摩擦阻力 汽车整体动力学特性,汽车动力学汽车操纵动力学,二、不同行驶工况下对操纵稳定性的要求 低车速、低侧向加速度行驶工况 要求： 具有适度的转向盘力与转向盘总回转角，还应有良好的回正性能。 矛盾： 传动比大轻 高速不灵敏 传动比小灵 低速大转角不轻便 解决办法：选装合适的动力转向器,汽车动力学汽车操纵动力学,二、不同行驶工况下对操纵稳定性的要求 高车速、转向盘小转角、低侧向加速度行驶工况 要求： 汽车应具有良好的横摆角速度频率特性、 直线行驶能力与回正性能 还应有良好的转向盘力特性,汽车动力学汽车操纵动力学,转向盘力的大小要适度，特别是随着车速的提高，转向盘力不宜过轻而要保持一定的数值,汽车动力学汽车操纵动力学,以中、高侧向加速度作曲线行驶时 要求： 转向盘力最好与侧向加 速度有线性关系（a线） b：转向盘力增长过快，将使驾驶者感到转向盘力过于沉重 c: 装有动力转向器的转向盘力特性如曲线 d：在高侧向加速度时下降，会使驾驶者有转向盘力消失的感觉,汽车动力学汽车操纵动力学,三、转向盘中间位置操纵稳定性试验转向盘力输入的评价指标,1)转向盘转矩为0时的汽车侧向加速度 它表征了汽车的回正性能。 此加速度越小表明汽车的回正性能越好。,汽车动力学汽车操纵动力学,三、转向盘中间位置操纵稳定性试验转向盘力输入的评价指标,(2)0g处的转向盘转矩 它表征了转向系中的库仑干摩擦，但它也受到液力阻尼与车辆相位滞后的影响。,汽车动力学汽车操纵动力学,三、转向盘中间位置操纵稳定性试验转向盘力输入的评价指标,(3)0g处的转向盘转矩梯度 它是0g处转向盘转矩随汽车侧向加速度的变化率， 表征“路感”，它主要受到主销几何参数与转向系总传动比的影。,汽车动力学汽车操纵动力学,三、转向盘中间位置操纵稳定性试验转向盘力输入的评价指标,(4)0.1g处的转向盘转矩 它代表了转向盘力的大小。,汽车动力学汽车操纵动力学,三、转向盘中间位置操纵稳定性试验转向盘力输入的评价指标,(5)0.1g处的转向盘转矩梯度 它是0.1g处转向盘转矩随汽车侧向加速度的变化率 表征了刚离开直线行驶状况时的“路感”。,汽车动力学汽车操纵动力学,三、转向系的力学模型 1.eps系统动力学模型与传递函数,汽车动力学汽车操纵动力学,转向系统的动力学方程: 电动机的助力矩为:,汽车动力学汽车操纵动力学,上式中电动机的电磁转矩 为电动机的电压， 是电动机的力矩系数 反电动势系数， 为电枢绕组电阻 比例控制方式，其电压为： 比例加微分（pd）控制方式： kp、kd分别称为比例控制系数和微分控制系数,汽车动力学汽车操纵动力学,地面阻力矩可根据下式确定： k1 前轴侧偏刚度 d 前轮拖距 前轮转角 g2 转向柱到前轮的传动比 系统的几个转角之间有如下的关系：,汽车动力学汽车操纵动力学,装备eps系统的二自由度汽车角输入响应的传递函数可用图所示方框图表示,汽车动力学汽车操纵动力学,装备eps系统的二自由度汽车角输入响应的传递函 对于比例控制方式： 式中：,汽车动力学汽车操纵动力学,装备eps系统的二自由度汽车角输入响应的传递函 对于pd控制方式： 式中：,汽车动力学汽车操纵动力学,eps转向系的固有频率 eps系统阻尼比 比例控制 pd控制,汽车动力学汽车操纵动力学,无eps系统的二自由度汽车角输入响应的传递函数 式中：,汽车动力学汽车操纵动力学,普通转向系统的固有频率 普通转向系统阻尼比,汽车动力学汽车操纵动力学,5、汽车操纵稳定性与传动系的关系 一、地面切向反作用力与不足-过多转向特性的关系 当汽车在弯道上以大驱动力加速行驶时，前轴垂直载荷明显减轻，后轴垂直载荷相应增加。一般载荷范围内，轮胎侧偏刚度是随载荷的增大、减少而增减的，因此，加速时前轴侧偏角增加，后轴侧偏角减小，汽车有增加不足转向的趋势。,汽车动力学汽车操纵动力学,一、地面切向反作用力与不足-过多转向特性的关系 车轮驱动时，随着驱动力的增加，同一侧偏角下的侧偏力下降。因此节气门开大汽车在弯道上加速行驶时，为了提供要求的侧偏力，前轮侧偏角必然增大。 这是前驱动汽车有不足转向趋势的另一个原因。 地面附着条件差时，如冰雪路面，这种现象更为突出。,汽车动力学汽车操纵动力学,一、地面切向反作用力与不足-过多转向特性的关系 前轮受半轴驱动转矩的影响会产生不足变形转向，增加了前驱动汽车不足转向的趋势 汽车弯道行驶时，车厢侧倾，外侧车轮的x角减小 ，内侧的增加。因此作用于外侧车轮的tk减小，作 用于内倾车轮的tk增大。这两个力矩之差使前轮受到 一令转向角变小的力矩。 由于转向杆系等处的弹性，前轮产生了相应的不足 变形转向角，增加了汽车的不足转向,汽车动力学汽车操纵动力学,一、地面切向反作用力与不足-过多转向特性的关系,汽车动力学汽车操纵动力学,一、地面切向反作用力与不足-过多转向特性的关系 随着驱动力的增加，轮胎回正力矩亦有所增大，这也增加了不足转向趋势。 显然，当用发动机进行制动时，上述1、3、4项的 影响将使汽车有增加过多转向的趋势。 正是因此缘故，大功率的前驱动汽车在大油门加速 中若突然松开油门踏板，汽车的转向特性会发生明显 的变化，甚至成为过多转向。因此，汽车会发生出乎 意料的突然驶向弯道内侧的“卷入”现象。,汽车动力学汽车操纵动力学,二、地面切向反作用力控制转向特性的基本概念 不同驱动形式汽车作加速弯道行驶时横摆角速度变化的比较 前轮驱动汽车有强不足转向持性 后轮驱动汽车有过多转向特性， 前、后轮驱动力等 分的4轮驱动(4wd) 汽车的横摆角速度 则没有明显变化， 即有不足转向特性。,汽车动力学汽车操纵动力学,切向反作用力控制的三种类型： 总切向反作用力控制 abs就是总制动力控制，用以抑制过大的制动力，保证较佳的滑动率，提高制动时的方向稳定性。 车轮驱动时会出现滑转，滑转率过大时，同样会丧失侧向的稳定性。不少汽车也采用限制总驱动力的“驱动控制系统”以提高驱动时汽车的方向稳定性。,汽车动力学汽车操纵动力学,切向反作用力控制的三种类型： 前、后轮间切向力分配比例的控制 改变前后轮间切向力分配比例能改变汽车转向特性。,汽车动力学汽车操纵动力学,切向反作用力控制的三种类型： 内、外侧车轮间切向力分配的控制 改变内、外侧驱动力分配的比例，与在装有普通 差速器的汽车上再施加一定数值的横摆力偶矩是样 的，所以这种驱动力的控制方式常称为 直接横摆力偶矩控制,汽车动力学汽车操纵动力学,直接横摆力偶矩控制,汽车动力学汽车操纵动力学,直接横摆力偶矩控制,汽车动力学汽车操纵动力学,直接横摆力偶矩控制提高加速弯道行驶的机理,汽车动力学汽车操纵动力学,6、识别汽车方向控制特性的能量相平面表示方法 问题 汽车行驶的极限状态 轮胎侧向力的严重非线性， 转向系统的游隙、低刚度区以及迟滞作用(干摩擦)等，也必须考虑系统的非线性。 解决方法 相平面分折方法对分析、评价转向性能比较有效。,汽车动力学汽车操纵动力学,一、能量相平面 一辆质量为m的汽车以等速u直线行驶时，其总动能为移动 动能(传动系旋转转动动能忽略不计)，即前进动能： 当汽车转弯时，除了出现横摆角速度wr外，汽车绝对速度的 方向也相对于汽车纵轴线有一侧偏角b，此时汽车除前进动能 外还有转弯动能：,汽车动力学汽车操纵动力学,转弯动能对前进动能的相对值为 式中： 惯量半径,汽车动力学汽车操纵动力学,表示转弯能量相对前进能量的相平面。 曲线1所表示的运动过程的相对转弯能量级 就比曲线2的高,汽车动力学汽车操纵动力学,又因为 式中： 汽车重心至其运动瞬心的距离。 故： 就是惯量半径与运动瞬心半径之比（纵坐标） b 为汽车重心的侧偏速度与前进速度之比（横坐标）,汽车动力学汽车操纵动力学,二、能量相平面上的车轮侧偏角 从汽车运动的几何关系有,汽车动力学汽车操纵动力学,二、能量相平面上的车轮侧偏角 从图的几何关系有,汽车动力学汽车操纵动力学,三、能量相平面上直角坐标与极坐标的意义 1直角坐标的意义 横坐标： 汽车重心的侧偏速度与前进速度之比 纵坐标： 就是惯量半径与运动瞬心半径之比,汽车动力学汽车操纵动力学,三、能量相平面上直角坐标与极坐标的意义 2极坐标的意义 在极坐标中，矢量模的平方 ，就是转弯动 能与前进动能之比。,汽车动力学汽车操纵动力学,幅角 q 的意义 “瞬心偏距” l可以用下式算,汽车动力学汽车操纵动力学,幅角 q 的余切就是“瞬心偏距”与惯量半径之比 或者说从相迹的幅角即可确定各个行驶状态下的 “瞬心偏距” 对第一象限： b0 0 q p/2 ctgq 0 l 0 运动瞬心位于重心之后 对第二象限： b 0 p/2 q p ctgq 0 l 0 运动瞬心位于重心之前,汽车动力学汽车操纵动力学,四、能量相平面的一般特征 1稳态点 汽车的稳态运动在相能量平面上表示为一个点，其坐 标为(x、y)。前、后轮侧偏角可以方便地从等侧偏线与 横坐标的交点求得,汽车动力学汽车操纵动力学,四、能量相平面的一般特征 2最大点与超调量,汽车动力学汽车操纵动力学,四、能量相平面的一般特征 3相迹的斜率 对于阶跃输入试验 d=d0 dd / da2=0 则,汽车动力学汽车操纵动力学,汽车前、后侧偏角变化率相同，横摆角速度的变 化率为零 前轮侧偏角绝对值的增长速度超过后轮的 后轮侧偏角绝对值的增长速度超过前轮的,汽车动力学汽车操纵动力学,4能量相平面的四个象限和八个区域 第一象限： x0,y0,b0,wr0 第二象限： x0,b0 第三象限： x0,y0,wr0,汽车动力学汽车操纵动力学,4能量相平面的四个象限和八个区域 对阶跃输入响应： 汽车运动的相平面轨迹总是处于第一和第二象限内。 在车速低时，相迹向右移动； 车速高时，相迹向左移动； 当车速低于一定的车速u*全部相迹保持在第一象限 当车速高于u*时稳态点开始进入第二象限。,汽车动力学汽车操纵动力学,4能量相平面的四个象限和八个区域 u*按下式确定 式中：,汽车动力学汽车操纵动力学,4能量相平面的四个象限和八个区域 上、下、左、右四个区域 即瞬心均位于后轴线上 即瞬心均位于前轴线上 在上、下区 即瞬心均位于两轴之间 在右区 瞬心均位于后轴之后 在左区 瞬心均位于前轴之前,汽车动力学汽车操纵动力学,4能量相平面的四个象限和八个区域 将整个能量相平面分为八个 区域，每个区域的运动形态 各不相同,汽车动力学汽车操纵动力学,汽车动力学汽车操纵动力学,5稳态点的其他特征 (1)加速度和曲率 在稳态点重心的侧向加速度为 式中： m为侧向加速度系数； ys为稳态点的纵坐标值。,汽车动力学汽车操纵动力学,(1)加速度和曲率 汽车重心运动的曲率半径为 即: 在稳态时重心轨迹曲率半径r与瞬心半径相等， 重心运动的曲率1/r等于稳态纵坐标ys 除以惯量半径r,汽车动力学汽车操纵动力学,(2)平均转向特性 根据公式 可得: 汽车处于稳态时 令,汽车动力学汽车操纵动力学,(2)平均转向特性 整理可得: 平均转向特性可表示为 在一定的转向盘角度和车 速的情况下，ys小(相迹低)， 说明不足转向值大。,汽车动力学汽车操纵动力学,(3)平均侧偏刚性 前、后轮相对于其上质量的相对侧偏刚性系数 由于在相平面上a2s特别容易识别，因此c2值是最容易 确定的。 在恒定车速和稳态侧向加速度(ys一定)的条件下， 稳态点左移，则该车的c2值小， 稳态点右移，则c2值大,汽车动力学汽车操纵动力学,四、相平面轨迹的一些特例 (1)无侧偏轨迹 对刚性轮胎 相迹均与直线a20重合 对于任意给定的d 其稳态点将位于 的交点上 对于前、后均为非刚性轮胎在阶 跃输入之后，相迹将因|a2|的增大