第四章 汽车侧向动力学(20071115)
2007_ASCL汽车运动动力学实时仿真模型理论手册.

2007版ASCL汽车运动动力学实时仿真模型理论手册吉林大学汽车动态模拟国家重点实验室二○○七年六月ASCL汽车运动动力学实时仿真模型理论手册目录第一章引言 (1第一节动力学模型概述 (1第二节数学模型 (2第二章驾驶员输入信号 (4第三章制动系方程[1][2] (5第一节轿车制动系统简介 (5第二节基于制动总成特性的制动系统模型 (6一制动踏板力—制动管道压力模型 (6二制动管道压力—车轮制动力矩模型 (6第三节基于stick-slip摩擦理论的制动力矩算法 (7 第四章传动系模型[3][4] (10第一节发动机模型 (11一发动机负荷特性建模 (11二发动机动力学模型 (12三发动机反拖扭矩和附件损失扭矩模型 (12第二节离合器动力学模型 (13第三节变速器动力学模型 (19一变速器输入轴的动力学模型 (19二变速器输出轴动力学模型 (20第四节驱动桥的动力学模型 (22第五节车轮旋转动力学模型 (24第五章车体方程[5] (26第一节车体受力分析 (27第二节车体上任一点及车体质心的加速度 (28第三节货载质量上任一点及货载质心的加速度 (29 第四节车体绕车辆系各轴的惯性力矩 (30第五节货载绕车辆系各轴的惯性力矩 (31第六节车体位置及方位变化速度的计算 (32第六章转向系统方程[6][7][8] (51第一节转向系统力输入模型 (51一转向系统弹性力计算 (52二方向盘回正力矩的计算 (53三动力转向特性的描述 (53四转向齿条动力学方程 (54五转向系干摩擦 (54第二节轮轴绕主销旋转动力学[6] (56第七章轮轴方程[9][10][11] (59第一节轮轴方程中所用坐标系 (59第二节轮轴位置和姿态的确定 (61第三节轮轴动力学方程 (61一右前轮轴上任一点及轮心的加速度 (62吉林大学汽车动态模拟国家重点实验室二右前轮轴绕车体坐标系各轴的惯性力矩 (63 三右前轮轴的六个动力学方程 (64四左前轮、右后轮及左后轮的动力学方程 (64 五轮轴相对车体跳动量的确定 (64第五节考虑胎体弹性的刚性环瞬态模型[7] (64 一车轮的模型简化 (65二刚性环运动学方程 (65三刚性环静力学方程 (66四刚性环动力学方程 (66第六节 UniTire稳态模型[8] (67一 UniTire模型的输入与输出 (67二 UniTire模型的计算公式 (67第七节接地印迹块动静摩擦分离模型 (72第八章悬架方程 (74第一节悬架静力学方程 (74第二节悬架垂直力方程 (76第三节悬架运动学方程 (79一右前悬架约束方程 (79二右前悬架速度约束方程 (82三右前悬架加速度约束方程 (83第九章道路信息输入模块 (87第一节接地点坐标的确定 (88第二节接地点法向量的确定 (89第三节适应于非水平路面的轮胎坐标系的确定 (89 第四节阶梯效应解决算法 (90第十章空气力方程 (92第十一章碰撞力方程 (95第一节碰撞力的计算以及施加时间的分析 (95第二节碰撞力在车体上的作用 (96第十二章模型的计算方法 (98第一节车辆模型实时积分算法 (98第二节增量式欧拉坐标变换算法 (99一定义坐标系及相应的欧拉角 (99二汽车姿态角的计算方法 (100第三节整车动力学静平衡算法 (102参考文献 (103吉林大学汽车动态模拟国家重点实验室第一章引言第一节动力学模型概述本报告描述了汽车动态模拟国家重点实验室(ASCL建立的四十二自由度汽车动力学实时仿真模型,该模型适用于一般轿车,经修改也可适用于其它具有前轮转向、前轮(或后轮驱动并具有独立悬挂的四轮汽车。
第四章 汽车侧向动力学(20091125与悬架的关系)

侧偏柔度和不足转向量
•侧偏柔度:线性范围内汽车前后轮侧偏角的大小。
根据小侧向加速度下汽车的线性特性外推,侧向加速度为一个g 时的 侧偏角。单位(0)/g
汽 车 前 后 侧 偏 柔 度
侧向力引起的轮胎弹性侧偏角Da ,单位(0)/g 侧倾外倾引起的侧偏角Db ,单位(0)/g 侧向力变形外倾引起的侧偏角Dc ,单位(0)/g 轮胎回正力矩引起的侧偏力变化而产生的侧偏角De ,单位(0)/g 侧倾转向引起的车轮转向角Df ,单位(0)/g 回正力矩变形转向引起的车轮转向角Dg ,单位(0)/g
弯道行驶,突然松开加速踏板:
后轮驱动汽车
•驱动转弯行驶时 ,驱动力对质 心形成的力矩,增加不足转向
•突松油门转弯行驶时 ,驱动轮上 的制动力对质心形成的力矩,加剧 汽车转弯
同济大学,汽车学院 左曙光教授教案
纵向力对汽车操稳性影响
弯道行驶,突然松开加速踏板:
前轮驱动汽车
•驱动转弯行驶时 ,驱动力对质心形 成的力矩,产生过多的横摆力矩.很 快得到载荷的影响得到补偿.
γc =
∂δ c 1000 ∂Fy Fy ⋅ ∂γ c : 侧向力变形外倾系数 . ∂Fy
其中
∂γ c ) 为0.24 ~ 0.75o (kN ) (不足) 轿车的前侧向力变形外倾系数( ∂Fy 轿车的后侧向力变形外倾系数( ∂γ c ) 为0.2 ~ 0.82o (kN ) (过多) ∂Fy
同济大学,汽车学院 左曙光教授教案
∂δ ) 为 0.2 ( 不足 ) ~ 0.1 o ∂Φ r ∂δ ) 为 0.13 ( 不足 ) ~ 0.06 ∂Φ r
( )(过多 )
o o
( )(过多 )
o
•变形转向:悬架导向装置在各种力、力矩作用下发生变形,引
汽车侧向动力学

Lateral DynamicsRecommended to read:• Gillespie, Chapter 6• Bosch, 5th ed: pp 350-361 (4th ed: 342-353)Z: verticalInteractionwith x directionOther coursesX: Longitudinal Y: lateralSubsystem characteristicsSteady state handlingTransient handling1. over & under steering2. stability2. lane change1. Lateral tire slip 1 bicycle model no stateslateral tire slip2. bicycle modelwith two states 1. Ackermanngeometry- side wind2. transient cornering 1 Low speed turning. 1 high speed turning. - driver models- closed-loop with drivers in the loop3. influences from load distribution.General questionsSketch your view of the open- and closed-loop system, i.e. without and with the driver. Use a control system block diagram or similarOpen-loop vs closed loop studies of lateral dynamics. Closed-loop studies involve the driver response to feedback in the system. See text in Gillespie, p195, Bosch 5th ed p 354 (4th ed p 346).This course will only treat open-loop vehicle dynamics. How can we upgrade to closed-loop? For example: driver models, simulators or experimentsQuestions on low speed turningDraw a top view of a 4 wheeled vehicle during a turning manoeuvre. How should the wheel steering angles be related to each other for perfect rolling at low speeds?Ackermann steering geometry Array Deviations from Ackerman geometry affect tire wear and steering system forcessignificantly but less influence on directional response.Consider a rigid truck with 1 steered front axle and 2 non-steered rear axles. How do we predict the turning centre?Assume: low speed, small steering angles, low traction.We still cannot assume that each wheel is moving as it is directed. A lateral slip iscreated at all axles. The turning centre is then not only dependent of geometry, but also forces. The difference in the 3 axle vehicle compared to the two axle vehicle is that we now have 3 unknown forces but only 2 relevant equilibrium equations. In other words, the system is not statically determinateApprox. for small angles:Equilibrium: Fyf+Fyr1=Fyr2 and Fyf*lf+Fyr2*lr=0 Compatibility: (αr1+αr2)*lf/lr+αr1=δf -αf Constitutive relations: F yf =C αf *αfF yr1=C αr1*αr1F yr2=C αr2*αr2C α = cornering stiffness [N/rad]Together,3 eqs and 3 unknowns (the three slip angles) can be obtained for the figure below. Note that we assume a lateral force vector at each axle by choosing a slip angle:C αf *αf - C αr1*αr1 + C αr2*αr2 = 0 (Sum of forces in Y direction) C αf *αf *lf - C αr2*αr2*lr= 0 (sum of moments about r1) (αr1+αr2)*lf/lr + αr1 = δf - αf (compatibility)Steady state cornering at high speedIn a steady state curve at high speed, centripetal forces are needed to keep the vehicle on the curved track. Where do we find them? How large must these be? How are they developed in practice?Same C α at all axlesTest, e.g. prescribe steering angle. Calculate slip angles:VfThe centripetal force = F c=m*R*Ω2= m*Vx2/R. It has to be balanced by the wheel/road lateral contact forces:Equilibrium: Fyf+Fyr = F c = m*Vx2/R and Fyf*b-Fyr*c=0(Why not Fyf*b-Fyr*c=I*dΩ/dt ??? )Constitutive equations: F yf=Cαf*αf and F yr=Cαr*αrCompatibility: tan(δ−αf)=(b*Ω+Vy)/Vx and tan(αr)=(c*Ω-Vy)/Vxeliminating Vy for small angles and using Vx=R*Ω: δ−αf+αr=L/RTogether, eliminate slip angles:Fyf=(lr/L)*m*Vx2/R and Fyr=(lf/L)*m*Vx2/Rδ−F yf/Cαf+F yr/Cαr=L/REliminate lateral forces:d = L/R +[(lr/L)/Caf - (lf/L)/Car] * m*Vx2/Rwhich also can be expressed as: δ = L/R + [Wf/Cαf - Wr/Cαr] *Vx2/(g*R)(Wf and Wr are vertical weight load at each axle, respectively.)Wf/Cαf - Wr/Cαr is called understeer gradient or coefficient, denoted K or K us and simplifies to: d = L/R + K *Vx2/(g*R)A more general definition of understeer gradient:Note that this relation between δ , R and Vx is only first order theory. (Why?) Study a 2 axle vehicle in a low speed turn. How do we find the steering angle needed to negotiate a turn at a given constant radius? How do the following quantities vary with steering angle and longitudinal speed:•yaw velocity or yaw rate, i.e. time derivative of heading angle•lateral accelerationFor a low speed turn:Needed steering angle: δ = L / R (not dependent of speed)Yaw rate: Ω = Vx / R = Vx * δ / L (prop. to speed and steering angle)Lateral acceleration: ay = Vx2 / R = Vx2 * δ / L (prop. to speed and steering angle) Since steering angle is the control input, it is natural to define “gains”, i.e. division by δ:Yaw rate gain = Ω/δ =Vx/LLateral acceleration gain: ay/δ = Vx2/LFor a high speed turn:δ = L/R + K *Vx2/(g*R)Yaw rate gain = Ω/δ =(Vx/R) / δ=Vx/(L + K *Vx2/g)Lateral acceleration gain: ay/δ = (Vx2/R) / δ= Vx2/(L + K *Vx2/g)These can be plotted vs Vx:What happens at Critical speed? Vehicle turns in an unstable way, even with steering angle=0.What happens at Characteristic speed? Nothing special, except that twice the steeringangle is needed, compared to low speed or neutral steering..How is the velocity of the centre of gravity directed for low and high speeds?See the differences and similarities between side slip angle for a vehicle and for a single wheel. Bosch calls side slip angle “floating angle”.Some (e.g., motor sport journalists) use the word under/oversteer for positive/negative vehicle side slip angle.Transient corneringNOTE: Transient cornering is not included in Gillespie. This part in the course is defined by the answer in this part of lecture notes. For more details than given on lectures, please see e.g. Wong.To find the equations for a vehicle in transient cornering, we have to start from 3 scalar equations of motion or dynamic equilibrium. Sketch these equations.vm*dV I*d NOTE: It will m*dv/dt (2D vector equation)We like to express them without introducing the heading angle, since we thenwould need an extra integration when solving (to keep track of heading angle). In conclusion, we would like to use “vehicle fixed coordinates”.But the torque equation is straight forward:m*dV y /dt=Fyr+Fxf*sin(δ)+Fyf*cos(δ)x /dt=Fxr+Fxf*cos(δ)-Fyf*sin(δ)Ω/dt= -Fyr*c+Fxf*sin(δ)*b+Fyf*cos(δ)*bv is a vector. Let F also be vectors.NOT be correct if we only consider each component of v (Vx and Vy)separately, like this:=ΣF equation )I*d Ω/dt = ΣMz (1D scalar would like to express all equations as scalarequations . We would alsoMotion of a body on a plane surface:If we consider a rigid body (like a car) travelling on the road, we can analyse the motion of a reference frame attached to the vehicle.The body fixed to the x,y axes start with an orientation θ relative to the Global (earth fixed)system. The body has velocities V x and V y in the x,y system. Relative to the x,y system the point P has velocities:Ω−=y Vx vxΩ+=x Vy vyat time t t δ+, the velocities for P are:)()(Ω+Ω−+=′δδy Vx Vx x v )()(Ω+Ω++=′δδx Vy Vy y vSince the velocities have rotated by the angle δθ, the transformation of the velocities for P at time t t δ+to the original orientation:Time t+YTime tδ t)cos()sin()sin()cos(δθδθδθδθy v x v y v y v x v x v t t ′+′=′′−′=′where subscript “t” refers to coordinate system at time tThe difference of velocities for P in the time interval will then bevyy v vy vx x v vx −′=−′=δδSubstituting the values above:[][]()[][]()Ω+−Ω+Ω+++Ω+Ω−+=Ω−−Ω+Ω++−Ω+Ω−+=x Vy x Vy Vy y Vx Vx vy y Vx x Vy Vy y Vx Vx vx )cos()()()sin()()()sin()()()cos()()(δθδδδθδδδδθδδδθδδδIf consider that t δis very small, then )cos(δθ=1 and )sin(δθ=δθ and divide by t δtVy t x t y t y t Vx t Vx t vy t x t x t Vy t Vy t y t Vx t vx δδδδδδθδδδδδθδδδδδδδθδδδθδδθδδδθδδδδδδ+Ω+Ω−ΩΩ−+Ω=Ω−Ω−−−Ω−=()()()(if we let t=0 and let the global and local coordinate systems align at t=0 we can write dtd t ()()=δδ. We can also defineΩ=tδδθand ignore the second order terms ()()δδ⋅:22Ω−Ω+Ω+=Ω−Ω−Ω−=y dtd x Vx dt dVy ay x dtd y Vy dt dVx axAnd at the center of x,y system x=0, y=0:Ω+=Ω−=Vx dtdVyay Vy dtdVxaxNow, it will be correct if:m*a x = m*(dVx/dt - Vy*Ω) = Fxr + Fxf*cos(δ) - Fyf*sin(δ) m*a y = m*(dVy/dt + Vx*Ω)=Fyr + Fxf*sin(δ) + Fyf*cos(δ) I*d Ω/dt = - Fyr*c + Fxf*sin(δ)*b + Fyf*cos(δ)*bTry to understand the difference between (ax,ay) and (dVx/dt,dVy/dt).[The quantities (ax,ay) are accelerations, while (dVx/dt,dVy/dt) are “changes in velocities”. The driver will have the instantaneous feel of mass forces according to (ax,ay) but he will get the visual input over time according to (dVx/dt,dVy/dt).][Example: If going in a curve with constant longitudinal speed with driver in vehicle centre of gravity: The driver feel only “ax=0 and ay=centrifugal force=radius*Ω*Ω“ in his contact with the seat. However, he sees no changes in the velocity with which outside objects move, i.e. “dVx/dt=0 and dVy/dt=ay-Vx*Ω=radius*Ω*Ω-radius*Ω*Ω=0“.]Constitutive equations: F yf=Cαf*αf and F yr=Cαr*αrCompatibility: tan(δ−αf)=(b*Ω+V y)/V x and tan(αr)=(c*Ω-V y)/V xEliminate lateral forces yields:m*(dV x/dt - V y*Ω) = F xr + F xf*cos(δ) - Cαf*αf*sin(δ)m*(dV y/dt + V x*Ω) = Cαr*αr + F xf x*sin(δ) + Cαf*αf*cos(δ)I*dΩ/dt = -Cαr*αr*c + Fxf*sin(δ)*b + Cαf*αf*cos(δ)*bEliminate slip angles yields (a 3 state non linear dynamic model):m*(dV x/dt - V y*Ω) = Fxr + Fxf*cos(δ) - Cαf*[δ−atan((b*Ω+V y)/V x)]*sin(δ)m*(dV y/dt + V x*Ω) = Cαr*atan((c*Ω-V y)/V x) + Fxf*sin(δ) + Cαf*[δ−atan((b*Ω+V y)/V x)]*cos(δ) I*dΩ/dt = -Cαr*atan((c*Ω-V y)/V x)*c + Fxf*sin(δ)*b + Cαf*[δ−atan((b*Ω+V y)/V x)]*cos(δ)*b For small angles and dV x/dt=0 (V x=constant) and small longitudinal forces at steered axle (here Fxf =0), we get the 2 state linear dynamic model:m*dV y/dt +[(Cαf+Cαr)/V x]*V y + [m*V x+(Cαf*b-Cαr*c)/V x]*Ω=Cαf*δI*dΩ/dt +[(Cαf*b-Cαr*c)/V x]*V y + [(Cαf*b2+Cαr*c2)/V x]*Ω =Cαf*b*δThis can be expressed as:What can we use this for?- transient response (analytic solutions)- eigenvalue analysis (stability conditions)If we are using numerical simulation, there is no reason to assume small angles. Response on ramp in steering angle:• True transients (step or ramp in steering angle, one sinusoidal, etc.) (analysed in time domain) • Oscillating stationary conditions (analysed i frequency domain, transfer functions etc., cf. methods in the vertical art of the course).Examples of variants? Trailer (problem #2), articulated, 6x2/2-truck, all-axle-steering, ...ExampleShow that critical speed for a vehicle is sqrt(-L*g/K), using the differentialequation system valid for transient response. Assume some numerical vehicle parameters. Which is the mode for instability (eigenvector, expressed in lateral speed and yaw speed)?How to find global coordinates? dX/dt=Vx*cos ψ - Vy*sin dY/dt=Vy*cos ψ + Vx*sin X (global,Y (global,earth fixed) earth fixed)heading angle, Vx VyΩSolution sketch (using Matlab notation):» [m I g L l Cf/1000 Cr/1000] = 1000 1000 9.8 3 1.5 100000 80000(These are the assume vehicle parameters in SI units)» K=m*g/2*(1/Cf-1/Cr) = -0.0122 (understeer coefficient)» A=[m 0;0 I] =1000 00 1000 (mass matrix)» Vx=sqrt(-L*g/K)= 48.9898 (critical speed according to formula)» B=-[(Cf+Cr)/Vx m*Vx+(Cf*l-Cr*l)/Vx ;(Cf*l-Cr*l)/Vx (Cf*l*l+Cr*l*l)/Vx];» C=inv(A)*B; [V,D]=eig(C)0.9973 0.9864-0.0739 0.1644D = (diagonal elements are eigenvalues)0.0000 00 -11.9413Note that the first eigenvalue is zero, which means border between stability and instability. This is the proof!The eigenvector is first column of V, i.e. Vy=0.9973 and Ωz=-0.0739 (amplitudes):ExampleVehicles that have lost their balance might sometimes be stabilized through one-sided brake interventions on individual wheels (ESP systems). Which wheels and how much does one have to brake in the following situation?Vx=30 m/s, cornering radius=100 m.Before time=0: Cf=Cr=100000 /radAt time=0, the vehicle loses its road grip on the front axle, which can be modelled as a sudden reduction of cornering stiffness to 50000 N/rad.Assume realistic (and rather simplifying!) vehicle parameters.Solution (very brief and principal):Assume turning to the right, i.e. right side is inner side. Use the differential equation system for transient vehicle response, but add a term for braking m*dV y /dt + [(C αf +C αr )/V x ]*V y + [m*V x +(C αf *b-C αr *c)/V x ]*Ω=C αf *δ I*d Ω/dt + [(C αf *b-C αr *c)/V x ]*V y + [(C αf *b 2+C αr *c 2)/V x ]*Ω =C αf *b*δ ++ Mzwhere Mz=Fr*B/2, Fr=brake forces at the two right wheels, B=track width For t<0: Solve the eqs with dV y /dt = d Ω/dt = Mz=0 and Cf=Cr=100000 and Ω=Vx/radius=30/100 rad/s. This gives values of δ and Vy.For t=0: Insert the resulting values for δ and Vy into the same equation system but with Cf=50000 and do not constrain Mz to zero. Instead calculate Mz, which gives a certain brake force on the two right wheels, Fr.Check whether Fr is possible or not (compare with available friction, µ*normal force). If possible, put most of Fr on the rear wheel since front axle probably has the largest risk to drift outwards in the curve.Longitudinal & lateral load distribution during corneringWhen accelerating, the rear axle will have more vertical load. Explore what happens with the cornering characteristics for each axle. Look at Gillespie, fig 6.3. ...C Part of: Gillespie, fig 6.3o r n e r i n g s t i f f n e s sVertical loadSo, the cornering stiffness will increase at the rear axle and decrease at front axle, due to the longitudinal vertical load distribution during acceleration. This means lesstendency for the rear to drift outwards in a curve (and increased tendency for front axle) when accelerating.The opposite reasoning applies for braking (negative acceleration.)So, longitudinal distribution of vertical loads influence handling properties.NOTE: A larger influence is often found from the combined longitudinal and lateral slip which occurs due to the traction force needed to accelerate.In a curve, the outer wheels will have more vertical load. Explore what happens with the lateral force on an axle, for a given slip angle, if vertical load is distributed differently toSo, lateral distribution of vertical loads influence handling properties.How to calculate the vertical load on inner and outer side wheels, respectively, when the vehicle goes in a curve?First consider the loads on the vehicle body and axle:Force in Springs)(x x Ks Fi ∆+=, )(x x Ks Fo ∆−= where x is the static displacement of the springand Dx is the change in spring length due to body rollSum moments about chassis CGM sx x Ks s x x Ks =∆−−∆+2)(2)(2φs x =∆M K sKs ==φφ2where K φ is the roll stiffness for the axleMoment applied from body to axle=K φ φIf we take the sum of the moments about point A:ΣM A =00222=++−φφK hr RV m t Fzi t FzoThis simplifies to:02)(2=+=−φφK hr RV m t Fzi Fzo022)(2=+=−tK t hr R V m Fzi Fzo φφwe can define the term ∆Fz as∆Fz= (Fzo-Fzi)/2where ∆Fz is where the change of vertical load for each tire on the axleHow can we account for the whole vehicle? If we assume that the chassis is rigid, we can assume that it rotates around the roll centers for each axle. This is shown in the figure below:Roll moment about x axis M φ = {mV 2/R h 1 cos(φ) + mg h 1 sin(φ)} cos(ε)for small angles• M φ = mV 2/R h 1 + mg h 1 φ– Let W=mg• M φ = W h 1 (V 2/Rg+ φ)• If we know M φ = M φf+ M φr• M φ = (K φf +K φr )φthen:(K φf +K φr )φ= W h 1 (V 2/Rg+ φ)(K φf +K φr - W h 1 ) φ= W h 1 V 2/Rg)(121Wh K K Rg VWh r f −+=φφφThis is the roll angle based on the forward speed and curve radius.From previous expression for one axle2∆Fz= 2mV 2/R hr/t + 2K φ φ/twhere hr is the roll axis height. For front axle, Substitute the value the following into the previous equation.For front axle: mV 2/R=Wf/gV 2/RThis results in the relationship: )(11212Wh K K Rg V Wh t K t h Rg V W F r f f f f Zf −+⋅+⋅=∆φφφSimilarly for rear axle:)(11212Wh K K Rg V Wh t K t h Rg V W F r f r r r Zr −+⋅+⋅=∆φφφThese equations allow the exact load on each tire to be calculated. Then the cornering stiffness can be calculated if a functional relationship is known between the cornering stiffness C α and Fz.How is vertical load distributed between front/rear, if we know distribution inner/outer?It depends on roll stiffness at front and rear. Using an extreme example, without any roll stiffness at rear, all lateral distribution is taken by the front axle. .In a more general case:Mxf=kf*φ Mxr=kr*φ , where kf and kr are roll stiffness and φ=roll angle.Eliminating roll angle tells us that Mxf=kf/(kf+kr)*Mx and Mxr=kr/(kf+kr)*Mx, i.e. the roll moment is distributed proportional to the roll stiffness between front and rear axle. We can express each Fz in m*g, ay, geometry and kf/kr. This is treated in Gillespie, page 211-213.How would the diagrams in Gillespie, fig 6.5-6.6 change if we include lateral load distribution in the theory?It results in a new function =func(Vx), (eq 6-48 combined with 6-33 and 6-34). It could be used to plot new diagrams like Gillespie, fig 6.5-6.6:Equations to plot these curves are found in Gillespie, pp 214-217. Gillespie uses the non linear constitutive equation: Fy=Cα*α where Cα=a*Fz-b*Fz2 .What more effects can change the steady state cornering characteristics for a vehicle at high speeds?See Gillespie, pp 209-226: E.g. Roll steer and tractive (or braking!) forces. Braking in a curve is a crucial situation. Here one analyses both road grip, but also combined dive and roll (so called warp motion).Try to think of some empirical ways to measure the curves in diagrams in Gillespie, fig 6.5-6.6.See Gillespie, pp 27-230:Constant radius• Constant speed• Constant steer angle (not mentioned in Gillespie)How to calculate the vertical load on front and rear axles, respectively, when the vehicle accelerates?In general: ΣFz=mg and ΣFz,rear=mg/2+(h/L)*m*ax, where L=wheel base and h=centre of gravity height. ax=longitudinal acceleration. Still valid for braking because ax is then negative.Component CharacteristicsPlot a curve for constant side slip angle, e.g. 4 degrees, in the plane of longitudinal force and lateral force. Do the same for a constant slip, e.g. 4%. Use Gillespie, fig 10.22 as input.See Gillespie Fig 10.23Summary•low speed turning: slip only if non-Ackermann geometry•steady state cornering at high speeds: always slip, due to centrifugal acceleration of the mass, m*v2/R•transient handling at constant speed: always slip, due to all inertia forces, both translational mass and rotational moment of inertia•transient handling with traction/braking: not really treated, except that the system of differential equations was derived (before linearization, when Fx anddVx/dt was still included)•load distribution, left/right, front/rea r: We treated influences by steady state cornering at high speeds. Especially effects from roll moment distribution.Recommended exercise on your own: Gillespie, example problem 1, p 231. (If you try todetermine “static margin”, you would have to study Gillespie, pp 208-209 by yourself.)。
基于观测器的汽车侧向动力学控制

( 1 )
这里 , 和 r分 别是 侧偏 角 、 横 摆率 , F, 和F 分 别是前 后 轮 的侧 向力 , J是 汽车横 摆转 动惯 量 , m 是 汽 车 的质
量, 是 固定 的汽车速 度 , z , 是前 轴到 重心 的距 离 , l 是 后轴 到重 心 的距 离. 在本 文 中 , 使 用魔术 公 式l _ 7 对 前后 轮侧 向力 进行 描述 :
[ 关 键词 ] T — S模 糊 隶 属 度 函 数 ; 侧 向动 力学 ; 侧 偏 角估计 ; 线 性 矩 阵 不 等 式 ( 文章编 号] 1 6 7 2 — 2 0 2 7 ( 2 0 1 3 ) 0 3 — 0 0 6 7 — 0 7 [ 中图分类 号] o2 3 1 [ 文 献标识 码] A
T — S模糊 隶属 度 函数对 非线 性轮 胎侧 向力 进行 描述 , 利用 观测 器对 侧偏 角估计 , 并 设计基 于观测 器 的控 制 器 镇 定 系统. 本 文研 究不 可测 侧偏 角 和不确 定侧 偏 刚度下 的汽 车侧 向动力 学 控制 问题. 考虑 到 汽 车前 后 轮 侧 向力 的 非 线性 , 利用 T — S模 糊隶 属度 函数 进行 刻 画. 设 计 观 测 器 和 基 于 观测 器 的控 制 器 来 提 高 系 统 的 性 能.的二 自由度“ 自行 车 ” 数 学 模 型 , 它 描 述 了带 有 非 线 性 轮 胎 特 性 的 汽 车 侧 向 动 力 学 ( 如 图 1所 示 ) :
』 m Y ) /  ̄ - { - r 一2 F , + F r )
【 产一 2 ( 1 s Fs— L F, )
S e p t .2 0 1 3
2 0 1 3年 9月
基 于观 测 器 的 汽 车侧 向动 力学 控 制
汽车转向系统动力学-3

1 klB 2 2
kl k s (
S s 2 m ) ks S t n
-汽车转向系统动力学
9
4-3 汽车操纵稳定性与悬架、转向和传动系关系
悬架的侧倾角刚度
双横臂悬架
b 2 fF 2 kl ( ) ( ) k s a fL
双横臂悬架
(具有平行和水平的导向杆)
-汽车转向系统动力学
23
4-3 汽车操纵稳定性与悬架、转向和传动系关系
车厢侧倾时车轮外倾角的变化
车轮外倾角的变化形式
保持不变; 保持不变; 沿着地面侧向力方向倾斜; 沿着地面侧向力方向倾斜; 沿着地面侧向力作用方向相反的方向倾斜。 沿着地面侧向力作用方向相反的方向倾斜。
-汽车转向系统动力学
24
4-3 汽车操纵稳定性与悬架、转向和传动系关系
车厢侧倾时车轮外倾角的变化情况
-汽车转向系统动力学
25
4-3 汽车操纵稳定性与悬架、转向和传动系关系
车厢侧倾时车轮外倾角的变化对汽车性能的影响
F Y F Y F Y k k F 1 Y (FY FY ) k k k
当车轮的外倾倾斜方向与地面的侧向反作用 力相一致时,侧偏角绝对值减小;反之,则 增大。 车轮外倾角的增加使车轮的侧向附着性能降 低,汽车的极限侧向加速度减小。
7
S s
' z
St
F
Gs
n
Fz
-汽车转向系统动力学
4-3 汽车操纵稳定性与悬架、转向和传动系关系
悬架的线刚度
Q
虚位移法确定单横摆
m
Q
臂独立悬架的线刚度
Om
1 Fz' (Gs Gu ) 2 Q S s k s
汽车纵向动力学97页PPT

6、最大的骄傲于最大的自卑都表示心灵的最软弱无力。——斯宾诺莎 7、自知之明是最难得的知识。——西班牙 8、勇气通往天堂,怯懦通往地狱。——塞内加 9、有时候读书是一种巧妙地避开思考的方法。——赫尔普斯 10、阅读一切好书如同和过去最杰出的人谈话。——笛卡儿
汽车纵向动力学
11、获得的成功越大,就越令人高兴 。野心 是使人 勤奋的 原因, 节制使 人枯萎 。 12、不问收获,只问耕耘。如同种树 ,先有 根茎, 再有枝 叶,尔 后花实 ,好好 劳动, 不要想 太多, 那样只 会使人 胆孝懒 惰,因 为不实 践,甚 至不接 触社会 ,难道 你是野 人。(名 言网) 13、不怕,不悔(虽然只有四个字,但 常看常 新。 14、我在心里默默地为每一个人祝福 。我爱 自己, 我用清 洁与节 制来珍 惜我的 身体, 我用智 慧和知 识充实 我的头 脑。 15、这世上的一切都借希望而完成。 农夫不 会播下 一粒玉 米,如 果他不 曾希望 它长成 种籽; 单身汉 不他 不曾希 望因此 而有收 益。-- 马钉路 德。
汽车动力学_概述

• 系统动力学的特点就在于主动地寻求和探索各系统自身和别的系统 之间的动力学关系,以便在设计本系统或解决本系统的动力学问题
时,能站在整体的高度,考虑各子系统间的相互作用,处理好所出 现的矛盾,达到整体最佳的目的。
• 已知系统的特性和输出,要求研究输入则称为环境预测。如对一振动特性已知的车辆, 测定它在某一路面上行驶时所得振动响应值(如车身上的振动加速度),则可判断路面对 车辆的输入特性,从而了解到路面的不平整特性。
汽车系统动力学
• 汽车系统动力学:把车辆看作是一个动态系统,对其行为进行研究, 讨论其数学模型和响应。
汽车系统动力学的研究内容
• 汽车系统动力学的研究内容归纳为以下四个方面:
①路面特性分析、环境分析及环境与路面对车辆的作用; ②车辆系统及其部件的运动学和动力学及车辆内部子系统的相互作用; ③车辆系统最佳控制和最佳使用; ④人一车系统的相互匹配和模型研究,驾驶员模型,以使车辆的工程技术设计适
合于人的使用,从而使人一车系统对工作效率最高。
考试:开卷、笔试、限时(2h)
章节主要内容-1:概述
• 1、汽车动力学概述
• 系统动力学概述 • 历史回顾 • 研究内容和范围 • 汽车特性和设计方法 • 汽车动力学术语、标准和法规 • 汽车动力学发展趋势
• 2、汽车动力学建模方法
• 动力学方程的建立方法 • 非完整系统动力学 • 多体系统动力学方法
• 车辆动力学系统属于人工的物理系统。
系统的特点
• 一、层次性 系统是由两个以上(或更多)元素(或称元件)组成的事物。一个大系统往往可分
第四章第1讲-车体动力学(2学时)

汽车的操纵稳定性是决定汽车髙速行驶安全性的一 个主要性能,因此也称为“高速车辆的生命线” 个主要性能,因此也称为“高速车辆的生命线”
4.1.1车体的运动微分方程 4.1.1车体的运动微分方程
(一)坐标系 车体坐标系oxyz 固结于车体) oxyz( 1)车体坐标系oxyz(固结于车体) 主要参数: 主要参数:
4.1.1车体的运动微分方程 4.1.1车体的运动微分方程
(三)车体的运动微分方程
3)几种特殊情况下的车体运动微分方程式 当动坐标系原点与刚体质心重合、 ②当动坐标系原点与刚体质心重合、不考虑 车体的垂直运动与俯仰运动时
& ∑ X = M ( u − rv ) 车体对称于xoz平面 & ∑ Y = M ( v + ru ) & & L = I x p + I yz r 2 − I xz r + I xy pr ∑ & & N = I z r − I xy p 2 − I yz rp − I xz p ∑
(三)车体的运动微分方程
2)车体的运动微分方程式
∑ X = ∑ δ m ⋅ ax ∑ Y = ∑ δ m ⋅ a y ∑ Z = ∑ δ m ⋅ az ——自由刚体的运动微 自由刚体的运动微 分方程式( 分方程式(6自由度 ∑ L = ∑ δ m ( yaz − za y ) 模型) ∑ M = ∑ δ m ( zax − xaz ) 模型) N = δ m xa − ya ∑ ( y x) ∑
——3自由度模型
4.1.1车体的运动微分方程 4.1.1车体的运动微分方程
(三)车体的运动微分方程
3)几种特殊情况下的车体运动微分方程式 当动坐标系原点与刚体质心重合、 ④当动坐标系原点与刚体质心重合、不考虑车体 的垂直运动与俯仰运动时、 车体对称于xoz xoz平 的垂直运动与俯仰运动时 、 车体对称于 xoz 平 不考虑x方向的速度变化、不考虑绕x 面、不考虑x方向的速度变化、不考虑绕x轴的 侧倾运动
汽车侧向动力学

“高速汽车行驶的生命线”(汽车主动安全的主要内容)
同济大学,汽车学院 左曙光教授教案
汽车操纵稳定性的内容
• 操纵稳定性中,常把汽车作为一个控制系统,求汽车曲线行 驶的时域响应与频域响应。
路面条件 交通状况
汽车理论
汽车侧向动力学 (汽车的操纵稳定性)
2011年11月
同济大学,汽车学院 左曙光教授教案
汽车操纵稳定性的含义
定义:
在驾驶员不感觉过分紧张、疲劳的条件下,汽车能按照驾驶 员通过转向系及转向车轮给定的方向行驶,且当受到外界干扰
时,汽车能抵抗干扰而保持稳定行驶的能力。
1、操纵性:汽车能确切地按驾驶员通过方向盘给定的转向 指令行驶的能力。反映汽车实际行驶轨迹与驾驶员主观意图在 时间及空间上吻合程度。
r
S
u/L 1 Ku2
u L
对转向灵敏度公式取极值(求导为零):
uch
1 K
同济大学,汽车学院 左曙光教授教案
前轮角阶跃作用下的汽车稳态响应
稳态响应的三种类型:
稳态横摆角速度 增益或转向灵敏 度
3、过多转向
r
S
1
uL K u
2
在转向盘角一定时,若要增加车速并 维持转向半径不变,则原有的转向盘 角显得过大,需要减小转向盘转角。
r横摆角速度( yaw)
w垂直速度
p侧倾角速度(roll )
u前进速度
q俯仰角速度( pitch) 侧向速度
同济大学,汽车学院 左曙光教授教案
汽车操纵稳定性的内容及评价参量
基本内容
评价参量
转向盘角阶跃输入下的稳态响 稳态横摆角速度增益—转向灵敏度﹑前﹑后轮侧偏
第二章 汽车纵向动力学(20070925)

km/h车
速通过6%的坡道。
同济大学,汽车学院 左曙光教授教案
汽车行驶驱动力与行驶阻力
汽车的驱动 汽车动力传递路线:发动机→离合器→变速器→副变速器→ 传动轴→主减速器→差速器→半轴→轮边减速器→车轮
Tt = Ttq i g i0η T
Tt Ft = r
Ft = Ttq i g i0η T r
同济大学,汽车学院 左曙光教授教案
汽车的动力性
3.最大爬坡度imax 汽车的上坡能力。以1档满载时汽车 在良好路面上的最大爬坡度表示。是 极限爬坡能力。 轿车:一般不强调 货车: imax =30%(约16.5°) 越野汽车:imax =60% 有时也以汽车在一定坡道上必须达到 的车速来表示爬坡能力。如:美国对 轿车爬坡要求,能以104
汽车的附着力和法向载荷分析
空气升力
前阻风板、后扰流板对空气升力系数与空气阻力系数的影
同济大学,汽车学院 左曙光教授教案
汽车的驱动轮上的切向力
前轮驱动汽
FX 1 = F f 2 + Fw + G sin α + m du dt
后轮驱动汽
FX 2 = F f 1 + Fw + G sin α + m du dt
ϕ ⋅ G (b + f ⋅ hg ) L + ϕ ⋅ hg
同济大学,汽车学院 左曙光教授教案
汽车的驱动能力和附着率
在一定附着系数的路面上,不同驱动方式的汽车具有不同 的附着力.只有四轮驱动的汽车才有可能充分利用汽车总重量 产生的附着力. 汽车的附着力占四轮驱动汽车附着力的百分比. •附着利用率:
静态轴
动态分
空气升
滚动阻力
同济大学,汽车学院 左曙光教授教案
《汽车动力学》课件

02
03
车辆模型
简化车辆结构,建立数学 模型,用于分析汽车动力 学性能。
轮胎模型
描述轮胎与地面之间的相 互作用,包括轮胎的纵向 、横向和侧向力。
驾驶员模型
模拟驾驶员对车辆的控制 行为,如加速、制动和转 向等。
汽车动力学参数
车辆质量
包括车身质量、发动机质量、传动系统质量和有 效载荷等。
转动惯量
描述车辆转动惯量的大小和分布,对车辆的稳定 性和操控性有重要影响。
汽车动力学的发展历程
早期发展
早期的汽车动力学研究主要集中在轮 胎与地面之间的相互作用,以及汽车 的行驶稳定性方面。
现代发展
随着计算机技术和数值模拟方法的进 步,现代的汽车动力学研究已经扩展 到了更为广泛和深入的领域,包括空 气动力学、动力系统、悬挂系统等。
汽车动力学的研究内容
轮胎与地面相互作用
研究轮胎与地面之间的摩擦力、附着 力、滑移等特性,以及轮胎的变形和 应力分布。
行驶稳定性
研究汽车的行驶稳定性、操控性能和 制动性能,包括对侧滑、转向不足、 过度转向等现象的分析。
空气动力学
研究汽车在行驶过程中受到的气动力 和气动噪声,以及空气动力学对汽车 性能的影响。
动力系统
研究发动机、变速器和传动系统的工 作原理、性能优化和匹配问题。
02
汽车动力学基础
汽车动力学模型
01
轮胎参数
包括轮胎的滚动半径、轮胎侧偏刚度和轮胎的纵 向、横向和侧向刚度等。
汽车动力学分析方法
线性化分析方法
将非线性动力学问题转化为线性问题,便于分析和求解。
数值仿真方法
利用数值计算方法,模拟车辆在不同工况下的动力学性能。
实验研究方法
汽车动力学基础 第七章 汽车侧倾动力学

当汽车承受侧向力时,车身便相对地发生侧向倾斜,使法向力在左、右轮 间重新分配,影响着弹性轮胎的侧偏特性,还引起前轮定位参数发生变化以及 侧倾转向,从而影响汽车稳态及瞬间转向特性等。
过大的车身侧倾会使车辆发生绕其纵轴旋转90o以上的侧翻,造成严重的交 通事故。
车侧倾动力学主要内容包括侧倾中心、车轮侧倾外倾、侧倾转向、侧倾动 力学模型、汽车侧翻运动及抗侧倾性评价指标等。目前,汽车侧倾动力学在客 车、货车等高质心商用车研究和开发中受到更多重视。
ks
m
2
n
整个悬架的线刚度
Kl
2ks
m n
2
Δφr Δst
Δss
Cs Gs
m n
FZ
7.2.2 悬架的侧倾角刚度
悬架的侧倾角刚度:在单位车身侧倾转 角下(车轮保持在地面上),悬架系统
Kl
B 2
d
施加给车身总的弹性恢复力偶矩。
dT
K d
Kl
车身发生小侧倾角dφ时
dT
2
K
' l
B 2
d
B 2
7.1 侧倾几何学 7.1.1 侧倾中心
车身在前、后轴处横断面上的瞬时转动中心。
O24
Om
vd
E
F
D
G
vg
单横臂独立悬架侧倾中心
O23
O12
2
3
O13
1 4
O14
O34
四连杆机构的相对运动瞬心
7.1 侧倾几何学 7.1.1 侧倾中心 :车身在前、后轴处横断面上的瞬时转动中心。
vd
Ol
Om
vd
Ol
FYγl FYαl
第四章第2讲-车体动力学

④汽车稳态转向特性的表征参数
R 第三个表征参数: R0
当 当 当
R 1 R0
时: 汽车具有中性转向特性 时: 汽车具有不足转向特性 时: 汽车具有过多转向特性
R 1 R0
R 1 R0
4.1.2 线性二自由度汽车运动微分方程及分析
2)稳态特性分析
④汽车稳态转向特性的表征参数
第四个表征参数:静态储备系数 S .M . 中性转向点cn定义: 静态储备系数S.M.定义: 中性转向点至前轴的距离a’表达式:
④汽车稳态转向特性的表征参数
思考:静态储备系数的物理意义 思考:导致汽车出现不足转向与过多转向的根本 原因?
Fy2
b a
Fy1
cn
c
x
y
4.1.2 线性二自由度汽车运动微分方程及分析
3)瞬态特性分析 思考:瞬态特性的分析依据?
①二自由度系统的运动微分方程
1 k1 k2 k1a k2b r k1 M v ru u k a k b 1 a 2 k b 2 k r ak I r 2 1 2 1 z 1 u
t>0时非齐次方程的特解:
t>0时非齐次方程的通解:
2 0
r
**
B0
Байду номын сангаас0
r r 0 ——稳态时的横摆角速度 s
**
r r * r **
其中:
B0
0
0 A1e t cos t A2 e t sin t 2
0 0
0 1 2
关键在于确定 前、后轮的侧 偏角
4.1.2 线性二自由度汽车运动微分方程及分析
汽车理论:汽车侧向动力学

同济大学,汽车学院 左曙光教授教案
前轮角阶跃作用下的汽车稳态响应
汽车侧向动力学两自由度模型: ωr ⎧ & − k 1δ = m (υ + u ω r ) ⎪ ( k 1 + k 2 ) β + ( L1 k 1 − L 2 k 2 )
⎪ u ⎨ ⎪ ( L k − L k ) β + ( L2 k − L2 k ) ω r − L k δ = I ω &r 1 1 2 2 1 1 2 2 1 1 z ⎪ u ⎩
lim
& F Y 1 cos δ + F Y 2 = m ( u ω r+ υ ) & ⇒ F Y 1 + F Y 2 ≈ m ( u ω r+ υ )
对质心取矩 L 1 F Y 1 cos δ − L 2 F Y
⇒ L1 FY 1 − L 2 FY
2
& = I zω r & = I zω r
2
同济大学,汽车学院 左曙光教授教案
汽车线性两自由度模型
汽车质心侧偏角:
β=
υ
u
前轮前进方向与x轴夹角: υ + L1ωr ξ= u 前轮和后轮侧偏角: L1ωr α1 = −(δ − ξ ) = β + −δ
u υ − L2ωr L2ωr =β− α2 = u u
前轮和后轮侧偏力:
FY 1 = k1α1
FY 2 = k 2α 2
同济大学,汽车学院 左曙光教授教案
同济大学,汽车学院 左曙光教授教案
汽车操纵稳定性的内容
• 操纵稳定性中,常把汽车作为一个控制系统,求汽车曲线行 驶的时域响应与频域响应。
路面条件
驾驶员
汽车动力学

课程基本定位: 以汽车理论、汽车构造为专业基础,运用力学分析 和数学计算(预测)的方法,在动力学层面上求解 汽车的主要使用性能,为汽车设计提出指导性意见。 但不深入涉及具体的参数设计和制造方法。 可以看做“高等汽车理论”。
讲授内容:基本思想和基本理论,重要结论以及在汽 车上的典型应用。 目录: 绪篇:汽车系统动力学简介、汽车与外界的相互作用 力——轮胎动力学与空气动力学。 第一篇:直线行驶问题——动力性、燃油经济性和制 动性。 第二篇:由路面输入引起的行驶平顺性问题。 第三篇:操控性(操纵稳定性)问题。
在悬架系统领域,提出了主动和半主动悬架技术(包括可 变悬架的概念),并付诸应用。 在转向系统方面,则先后推出了四轮转向(4WS)、电子 液压助力转向(PPS)和电动助力转向(EPAS,P4——常 缩写为EPS)等。 ……
系统动力学研究的工程应用价值,就是为这些先 进控制技术提供理论基础。
第二节 研究内容和范围
第六章 纵向动力学控制系统
第一节 防抱死制动系统
一、概述 如图6-1所示,车轮抱死时,制动力下降,更重要的是侧向 力大幅下降(趋近于0),车辆的制动效能和制动时的方向 稳定性不佳。 而如果能将滑动率控制在某范围(一般在15~20%左右), 可以达到理想的效果。 “自调节”P114 二、控制目标 由上可知,可选取滑动率作为控制目标。但事实上考虑到 测取的难易问题,通常取车轮的角减速度和相对滑移率 (或车辆减速度)作为控制目标。
向附着极限,车轮行驶方向也将偏离车轮平 面的方向。
u
15
第பைடு நூலகம்节 制动性
一、评价指标和若干定义 三个指标: P104 (基本不考虑抗衰退问题)
一种基于车体侧向动力学的自主车定位方法

一种基于车体侧向动力学的自主车定位方法
陶敏;孙振平;贺汉根
【期刊名称】《计算机仿真》
【年(卷),期】2008(25)9
【摘要】定位是车辆自主驾驶研究过程中的关键问题.从车辆的侧向动力学模型出发,研究并分析了其稳态响应结果,以此建立了车辆定位模型.由于定位模型具有非线性、多自由度、多变元的特点,在实际定位中很难应用.因此,在定位模型中采用了一种动态自适应网络即改进型的RBFNN,它能够动态调节网络的规模和参数,具有较强的逼近能力以及自学习能力;并利用Kalman滤波器对输入的前轮摆角以及车速信号进行滤波处理,减小误差,提高定位精度.实车实验中,定位方法能够得到较高的定位结果,东、北向位置误差均不超过1米.实验结果表明,是一种可行、有效的定位方法,可以在实车上使用.
【总页数】5页(P259-263)
【作者】陶敏;孙振平;贺汉根
【作者单位】国防科技大学机电工程与自动化学院,湖南长沙,410073;国防科技大学机电工程与自动化学院,湖南长沙,410073;国防科技大学机电工程与自动化学院,湖南长沙,410073
【正文语种】中文
【中图分类】V249
【相关文献】
1.一种基于纯天文观测的火星车自主导航方法 [J], 宁晓琳;房建成
2.一种基于粒子滤波的月球车同时定位与地图创建方法 [J], 李秀智;居鹤华
3.一种基于UPF的月球车自主天文导航方法 [J], 宁晓琳;房建成
4.一种基于双圆域的AUV自主导航定位精度计数考核方法 [J], 张宁;张福斌;鲍鸿杰;张永清
5.一种基于视觉模糊推理的管道机器人自主定位控制方法 [J], 张晓华;殷德军;邓宗全
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侧向气动力对汽车稳态响应的影响

侧向气动力对汽车稳态响应的影响
韩善灵;朱平;林忠钦
【期刊名称】《上海交通大学学报》
【年(卷),期】2005(39)9
【摘要】考虑侧向气动力的影响,建立了简化的二自由度汽车动力学模型,推导了横摆角速度增益与风压中心及汽车外形间的关系,提出了主、次气动稳定性因子的概念,阐明了影响汽车稳态响应的主要因素是主气动稳定性因子,次气动稳定性因子可以忽略不计.为分析气动力对汽车稳态响应的影响,改善汽车高速行驶稳定性提供了理论依据和简易评价方法.
【总页数】4页(P1445-1448)
【关键词】汽车;空气动力学;侧向气动力;主气动稳定性因子;次气动稳定性因子;汽车稳态响应
【作者】韩善灵;朱平;林忠钦
【作者单位】上海交通大学机械与动力工程学院
【正文语种】中文
【中图分类】U462
【相关文献】
1.汽车侧门受侧向撞击动力响应的数值分析 [J], 赵隆茂;杨桂通
2.汽车稳态转向动力学分析及稳态响应特性判别 [J], 杨昌明;高举成;张兆合
3.横向稳定杆对汽车稳态响应性能影响的仿真分析 [J], 孟杰;张凯
4.非稳态侧向风对高速汽车操纵稳定性的影响研究 [J], 海贵春;谷正气
5.汽车操纵稳定性的广义汽车转向稳态响应模型 [J], 高举成;张兆合;罗丽君;崔胜民
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同济大学,汽车学院 左曙光教授教案
前轮角阶跃作用下的汽车稳态响应
汽车侧向动力学两自由度模型: ωr ⎧ & + uω r ) − k 1δ = m (υ ⎪ ( k 1 + k 2 ) β + ( L1 k 1 − L 2 k 2 )
⎪ u ⎨ ⎪ ( L k − L k ) β + ( L2 k − L2 k ) ω r − L k δ = I ω &r 1 1 2 2 1 1 2 2 1 1 z ⎪ u ⎩
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汽车操纵稳定性的内容
• 操纵稳定性中,常把汽车作为一个控制系统,求汽车曲线行 驶的时域响应与频域响应。
路面条件
驾驶员
侧风
路面不平
汽车运动
交通状况
驾驶员 的手脚
方向盘输入
气候
汽车
(横摆、侧倾 .....
驾驶员-汽车闭环系统
•方向盘输入:1、角位移输入(角输入)
2、力矩输入(力输入)
汽车线性两自由度模型
汽车质心侧偏角:
β=
υ
u
前轮前进方向与x轴夹角: υ + L1ωr ξ= u 前轮和后轮侧偏角: L1ωr α1 = −(δ − ξ ) = β + −δ
u υ − L2ωr L2ωr =β− α2 = u u
前轮和后轮侧偏力:
FY 1 = k1α1
FY 2 = k 2α 2
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u/L ωr ⎞ u/L = ⎟ = δ ⎠ S 1 + m ( L1 − L2 )u 2 1 + Ku 2 2 L k2 k1
ωr ⎞ ⎟ δ ⎠S
其中:
K=
m L1 L2 ( − ) 2 L k 2 k1
稳定性因素(s2/m2)
德国的测量统计:轿车的稳态横摆角速度增益: 0.16~0.33s-1
L k2 k1
稳态横摆角速度 增益或转向灵敏 度
稳态响应的三种类型:
2、不足转向
K >0
ωr ⎞ u L = ⎟ δ ⎠S 1 + K ⋅ u 2
R=
u
ωr
(1 + K ⋅ u )L =
2
δ
在转向盘角一定时,若要增加车速并 维持转向半径不变,侧原有的转向盘 角显得不足,需要增大转向盘转角。
δ = (1 + K ⋅ u 2 )⋅
实验工况:车速 22.35m/s;侧向加速度 0.4g
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前轮角阶跃作用下的汽车稳态响应
u/L ωr ⎞ u/L = ⎟ = δ ⎠ S 1 + m ( L1 − L2 )u 2 1 + Ku 2 2 L k2 k1
稳态横摆角速度 增益或转向灵敏 度
稳态响应的三种类型: 1、中性转向
汽车轮胎的侧偏特性(复习)
Ty = Fy ⋅ e
轮胎拖距
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汽车转向系统力学分析
转向盘及转向管柱绕主销的等转动惯量
转向盘相对转向轮等效刚度
转向轮绕主销的等转动惯量
汽车转向系统
转向系统等效动力学模型
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汽车转向系统力学分析
•转向轮的侧偏力绕主销的回正力矩:
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汽车操纵稳定性的内容及评价参量
基本内容 评价参量
转向盘角阶跃输入下的稳态响 稳态横摆角速度增益—转向灵敏度﹑前﹑后轮侧偏 应 角之差﹑转向半径的比﹑静态储备系数 转向盘角阶跃输入下的瞬态响 横摆角速度波动的固有频率﹑阻尼比﹑反应时间﹑ 应 达到第一峰值的时间 横摆角速度频率响应特性 共振峰频率﹑共振时振幅比﹑相位滞后角﹑稳态增 益
ω r 横摆角速度( yaw)
w垂直速度
ω p 侧倾角速度 ( roll )
u 前进速度
ω q 俯仰角速度 ( pitch ) υ 侧向速度
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汽车操纵稳定性的时域响应
汽车时域响应分为稳态响应和瞬态响应。 转向盘角阶跃输入下进入的稳态响应:等速直线行 驶,急剧转动转向盘,然后维持转角不变,即对汽车施 以转向盘角阶跃输入,汽车经短暂的过渡过程后进入等 速圆周行驶工况。 转向盘角阶跃输入下的瞬态响应:等速直线行驶和 等速圆周行驶两个稳态运动之间的过渡过程所对应的瞬 间运动响应。 稳态转向特性:不足转向、中性转向、过度转向。 转向盘保持一个固定转角不变,缓慢加速或以不同车速 等速行驶时,不足转向的汽车转向半径逐渐增大,中性 转向的汽车转向半径不变,而过度转向的汽车转向半径 逐渐减小。
L R
过多转向
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前轮角阶跃作用下的汽车稳态响应
稳态响应的三种类型:
3、过多转向
过多转向时, K < 0 , ⎞ ⎟是随 u a向上弯曲的曲线, ⎠ ω ⎞ u ↑⇒ r ⎟ ↑→K ∞ >0 δ ⎠
ωr ⎞ u/L u > ⎟ = 2 δ ⎠ S 1 + Ku L
ωr δ
操 纵 性
转向盘中间位置时的操纵稳定 转向灵敏度﹑转向盘力特性—转向盘转矩梯度﹑转 性 向功灵敏度 转向轻便性 转弯半经 直线行驶性 转向力﹑转向功 最小转弯半经 转向盘转角(维持直线行驶所需的转向盘累计转 角)
典型行驶工况(蛇行﹑移线﹑ 转向盘转角﹑转向力﹑侧向加速度﹑横摆角速度﹑ 双移线—回避障碍)性能 侧偏角﹑车速等 极限行驶能力 极限侧向加速度﹑极限车速
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汽车线性两自由度模型 汽车模型的简化:
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汽车线性两自由度模型
汽车质心加速度分析: Δu − υΔθ & − υω r ax = ≈u Δt Δt →0
lim
uΔθ+Δυ & 和a y = = uω r+υ Δt Δt →0 汽车力学平衡方程分析(小转向角) Y向力平衡
汽车作等速圆周运动
⎧ω r = const , ⎪ & = 0, 此时, ⎨υ 代入两自由度模型,并消除 ⎪ω ⎩ & r=0
获得:稳态响应的评价指标: 稳态横摆角速度增益或转向灵敏度
υ
ωr ⎞ ⎟ δ ⎠S
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前轮角阶跃作用下的汽车稳态响应
稳态响应的评价指标: 稳态横摆角速度增益或转向灵敏度
K =0
ωr ⎞ u ⎟ = δ ⎠S L
ωr =
u ωr ⎞ = ⎟ 横摆角速度增益: δ ⎠S L 汽车作与速度无关的圆周运动
u 横摆角速度: ωr = ⋅ δ L
u ⋅δ L u ωr = R
R=
δ
L
(与速度无关)
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前轮角阶跃作用下的汽车稳态响应
ωr ⎞ u/L u/L = = ⎟ δ ⎠ S 1 + m ( L1 − L2 )u 2 1 + Ku 2 2
汽车线性两自由度模型
⎧ k 1α 1 + k 2 α 2 = m ( u ω r + υ& ) ⎨ &r ⎩ L 1 k 1α 1 − L 2 k 2 α 2 = I z ω L 1ω r ⎧ α δ ξ β = − ( − ) = + −δ 1 ⎪ ⎪ u 将 ⎨ 代入,则 ⎪α = υ − L 2ω r = β − L 2ω r 2 ⎪ u u ⎩
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汽车操纵稳定性的时域响应 稳态转向特性:
不足转向、中性转向、过度转向。
understeer ing
不足转向
oversteeri ng
过多转向 中性转向
转向角不变,随车速增大
neutral− steering
R
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汽车操纵稳定性的时域响应
对转向灵敏度公式取极值(求导为零):
K ⋅u +1 = 0
2
uch = −
1 K
当 u ch = −
1 时 (临界车速 ), K
K ↑, uch ↓
过多转向越大
ωr ⎞ =∞ ⎟ δ ⎠ K <0
u → uch时, 很小的δ 也会ωr (∞), 产生急转、 侧滑和翻车
汽车理论
汽车侧向动力学 (汽车的操纵稳定性)
2007年11月
同济大学,汽车学院 左曙光教授教案
汽车操纵稳定性的含义
定义:
在驾驶员不感觉过分紧张、疲劳的条件下,汽车能按照驾驶 员通过转向系及转向车轮给定的方向行驶,且当受到外界干扰 时,汽车能抵抗干扰而保持稳定行驶的能力。 1、操纵性:汽车能确切地按驾驶员通过方向盘给定的转向 指令行驶的能力。反映汽车实际行驶轨迹与驾驶员主观意图在 时间及空间上吻合程度。 2、稳定性:汽车受外界干扰后,汽车能抵抗干扰,恢复和 保持稳定行驶的能力。反映汽车运行状态的稳定程度。 “高速汽车行驶的生命线”(汽车主动安全的主要内容)
瞬态响应:
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汽车轮胎的侧偏特性(复习)
当侧偏角不超过4~5度时,侧偏角和 侧偏力成线性关系,汽车正常行驶 驶时,侧向加速度不超过0.4g,侧 偏角不超过4~5度。
Fy = K y ⋅ α
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汽车轮胎的侧偏特性(复习)
同济大学,汽车学院 左曙光教授教案
ξ n :轮胎拖距 ξ c :主稍后倾距 2ξk f :转向系统回正力矩系数
Ts = (ξ n + ξ c ) ⋅ k f ⋅ β f = ξk f ⋅ β f 2
•转向轮和转向盘绕主销的力学方程: