汽车的操作稳定性论文Word文件下载.docx

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操纵稳定性研究的早期，一般采用经典力学分析方法，进行一些简单、局部的校核计算，不能对车辆的整体性能进行评价和分析，不能对汽车设计提供直接的指导。

后来发展了一些基于简化模型和经验模型的计算与仿真，将汽车作为一个完整的控制系统进行分析研究，得到了一些对操纵稳定性规律的重要认识。

但是，由于模型过于简单，不能直接针对设计参数进行分析和优化。

随着仿真技术的不断发展以及仿真软件的不断成熟，操纵稳定性也更多地采用比较成熟的计算机仿真理论和高性能的仿真软件进行分析研究，同时与计算机辅助设计软件相结合直接指导和参与汽车设计参数的设计和优化。

这种设计方法已经在国外汽车设计领域得到了比较广泛的应用，国内也开始了这方面的研究，并逐步推向实用化。

在采用计算机仿真之前，首先要建立汽车的整车动力学模型。

组成汽车动力学系统的元件有轮胎、悬架、转向系统等，它们都明显具有非线性特性。

因此，所建立的模型也应该包括这些元件的非线性特性，整车模型应该是一多体动力学模型。

同时，驾驶员特性对操稳性也有较大的影响，必需建立一定的驾驶员模型，将人一车一路作为一闭环系统进行研究。

驾驶员模型现在一般采用最优预瞄模型。

国内己在整车简化模型的基础之上进行了一些驾驶员模型在整车跟随特性中的影响的研究；

国外是将描述整车系统的动力学仿真软件加上驾驶员特性的控制计算机仿真软件结合起来，从而得到人一车一路闭环系统的仿真模型。

近年来，随着多体动力学的诞生和发展，汽车建模方法出现了新的改变。

由于对汽车模型的精确度要求越来越高，大型的多体系统动力学方程推导十分困难，因而通用的多体仿真软件（如ADAMS等）逐渐被应用。

应用多体仿真软件建模将使汽车每一部件看作是刚性体或弹性体，他们的连接是通过各种约束来描述，多体动力学软件自动生成运动和动力学方程，并利用软件内部的数学求解器准确的求解。

然而，多体模型包含的部件较多，有些参数难以测量，因而不能从整体上保证系统的准确性；

另外，复杂的模型在计算机上求解时运行较慢，使得仿真运算有一定困难。

仿真技术领域里不断出现诸如人工神经网络、最优控制、模糊控制、虚拟现实等新技术，这些新技术逐步应用到操纵稳定性研究中必将给操稳性研究带来质的飞跃。

在汽车操纵稳定性建模中，存在许多非线性环节，利用人工神经网络技术，结合实验数据进行建模，则可更好地模拟实际汽车，更好地掌握操纵稳定性规律。

采用人工神经网络建立的轮胎力学模型，可以比较精确地反映轮胎侧偏特性，大大提高建模精度;

利用人工神经网络建立驾驶员模型，可采用不同时刻、不同距离的汽车运动轨迹与预期轨迹的误差值作为输入，输出前轮转角，这可使操纵稳定性仿真结果更接近于实际行驶试验。

采用最优控制领域涌现的新寻优方法如遗传算法及人工神经网络设计的主动悬架，可以获得不同工况下悬架系统控制力的最优值;

利用最优控制、模糊控制或模糊神经网络设计的汽车制动防抱死（ABS）系统，可使汽车制动时的制动效能及方向稳定性能获得极大的改善。

利用虚拟现实技术可实现汽车操纵稳定性分析结果的可视化，可进行不同道路工况下整车操纵性能及驾驶员反应的研究，以及驾驶员训练等等。

综上，随着仿真技术自身的不断发展，随着仿真技术不断渗透到操纵稳定性研究之中，必将使得建立的整车模型更逼近实车、且仿真结果、性能分析、指标评价具有更好的实用性。

1.3课题的研究内容

本文针对汽车不等长双横臂独立前悬架及转向机构在设计过程中的运动学和动力学问题，运用ADMAS软件建立了不等长双横臂独立前悬架和整体式转向梯形模型。

在模型的建立过程中，将传统的解析方法与数值计算方法相结合，根据系统各部分的特点灵活处理，简化了分析，提高了模型精度。

模型建立后，通过实例验证，保证了模型的正确性，并对模型进行动力性分析，给出结论。

论文的工作具有以下几方面的意义：

（1）基于ADAMS的汽车转向系统参数化建模可以对转向系统的结构参数进行优化，同时掌握系统的运动学特性和对操作稳定性至关重要的前轮定位参数变化特性。

（2）分析悬架转向各个参数对车轮定位和悬架转向系统特性的影响程度。

（3）论文将建立动力学模型，对双横臂独立悬架转向系统进行动力学分析时提供可靠的结论，从而简化分析过程。

第二章汽车操纵稳定性

2.2操纵稳定性概述

通常认为汽车的操纵稳定包含两个互相联系的部分，在不能过分地降低汽车的行驶车速或造成驾驶员过分紧张和疲劳的条件下满足：

1）根据路面、地形和交通情况的限制，汽车能够正确地遵循驾驶员通过操纵机构所给定的行驶方向，这主要指操纵性。

2）汽车在行驶过程中具有抵伉可能改变其行驶万向的各种干扰、并保持稳定行驶的能力，这主要指稳定性两者很难断然分开，稳定性的好坏直接影响操纵性的好坏，通常两者统称为操纵稳定性，并定义为：

驾驶员不感到过分紧张、疲劳的条件下，汽车能够遵循驾驶员通过转向系统及转向车轮给定的方向行驶，且当遭遇外界干扰时，汽车抵抗干扰而保持稳定行驶的能力。

汽车的操纵稳定涉及的问题较为广泛，需要用较多的物理参量从几个方面来评价。

表1.1给出了汽车操纵稳定性的基本内容及其评价用的物理参量

表1.1汽车操纵稳定性的基本内容和评价所用物理参量

基本内容

稳态横摆角速度—转向灵敏度、反应时间、横摆角速度波动的无阻尼圆频率

1.方向盘角阶跃下进入的稳态响应—转向特性，方向盘阶跃输入下的瞬态响应

共振峰频率、共振时振幅比、相位滞后、稳态增益

2.横摆角速度频率响应特性

3.回正性

回正后剩余横摆角速度与剩余横摆

角、达到剩余横摆角速度的时间

4.转向半径

最小转向半径

5.转向轻便性

原地转向轻便性

低速行驶转向轻便性

高速行驶转向轻便性

转向力、转向功

6.直线行驶性

侧向风稳定性

路面不平度稳定性

侧向偏移

7.典型行驶性能

蛇行性能

移线性能

方向盘转角、转向力、侧向加速度、横摆角速度、侧偏角、车速

8.极限行驶能力

圆周行驶极限侧向加速度

9.抗侧翻能力

发生侧滑的控制性能

极限侧向加速度

极限速度

回至原来路径所需时间

表1.1中，方向盘角阶跃下进入的稳态响应、横摆角速度频率响应特性、转向半径等的主要评价参量是论文设计控制系统、仿真实验中评价系统的重要依据，多数仿真实验的条件正是依据典型行驶工况而设计的。

论文中涉及的有关概念，下文会做进一步解释。

目前操纵稳定性的评价上要靠试验评价，常见的有:

角阶跃试验、角脉冲试验、正弦角输入试验、回正性试验、定方向盘转角试验等。

2.2转向系统与的作用、分类、组成、特点

2.1.1汽车转向系的作用

汽车上用来改变或恢复其行驶方向的专设机构称为转向系。

汽车在行驶过程中经常需要改变行驶方向（即转向）时，驾驶员通过汽车转向系使汽车转向桥（一般是前桥）上的车轮（转向轮）相对于汽车纵轴线偏转一定角度。

另外，当汽车直线行驶时，转向轮往往会受到路面侧向干扰力的作用而自动偏转，改变了汽车原来的行驶方向。

此时，驾驶员可以通过汽车的转向系统使转向轮向相反的方向偏转，恢复汽车原来的行驶方向。

因此对转向系提出的要求有：

1）汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮不应有侧滑。

不满足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性。

2）汽车转向行驶后，在驾驶员松开转向盘的条件下不变方向，并稳定行驶。

3）汽车在任何行驶状态下，转向轮不得产生自振。

4）转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，转向盘没有摆动。

5）保证汽车较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力。

6）操纵轻便。

7）转向轮碰撞到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。

2.1.2汽车转向系的分类

汽车转向系按转向动力源的不同，分为机械转向系和动力转向系两大类。

机械转向系是以驾驶员的体力（手力）作为转向动力的转向系，其中所有传力部件是机械的，图2-1所示的就是轿车的机械转向系[1]。

需要转向时，驾驶员对转向盘1施加一个转向力矩，该力矩带动转向轴2输入转向器8，从转向盘到转向轴这一系列部件和零件即属于转向操纵机构。

作为减速传动装置的转向器中有1—2级减速传动副（图中所示转向器为单级减速传动副），经转向器放大后的力矩和减速后的运动传到转向横拉杆6，再传给固定于转向节3上的转向节臂5，使转向节和它所支承的转向轮偏转，从而改变了汽车的行驶方向。

这里，转向横拉杆和转向节臂属于转向传动机构。

目前，许多国内、外生产的新车型在转向操纵机构中采用了万向传动装置（转向万向节和转向传动轴），这有助于转向盘和转向器等部件和组件的通用化和系列化。

只要适当改变转向万向传动装置的几何参数，便可满足各种变型车的总布置要求，即使在转向盘与转向器同轴线的情况下，其间也可采用万向传动装置，以补偿由于部件在车上的安装误差和安装基体（驾驶室、车架）的变形所造成的二者轴线实际上的不重合。

图2-1机械转向系示意图图2-2液压式动力转向系示意图

动力转向系是兼用驾驶员体力和发动机动力为转向动力的转向系。

它是在机械转向系的基础上加设一套转向动力装置而形成的，现在常用的是液压式和电动式。

在正常情况下，汽车转向所需能量只有一小部分由驾驶员提供，而大部分是由发动机通过转向加力装置提供的，但在转向加力装置失效时，一般还应当能由驾驶员独立承担汽车转向任务。

图2-2所示为一种液压式动力转向系的组成和液压转向加力装置的管路布置示意图[1]。

其中属于转向加力装置的部件是：

转向油泵5、转向油管4、转向油罐6以及位于整体式转向器10内部的转向控制阀及转向动力缸等。

当驾驶员转动转向盘时，转向摇臂9摆动，通过转向直拉杆11、横拉杆8、转向节臂7，使转向轮偏转，从而改变汽车的行驶方向。

与此同时，转向器输入轴还带动转向器内部的转向控制阀转动，使转向动力缸产生液压作用力，帮助驾驶员转向操纵。

这样，为了克服地面作用于转向轮上的转向阻力矩，驾驶员需要加于转向盘上的转向力矩比采用机械转向系时所需的转向力矩小的多。

另外，采用动力转向系还可提高汽车行驶的安全性：

包括我国在内的大多数国家都规定车辆右侧通行，相应地转向盘安置在驾驶室的左侧，这样驾驶员的左方视

野较广阔，有利于行车安全。

为使汽车在转弯时减少附加阻力和轮胎磨损，汽车转向时各个车轮都应作纯滚动。

此时，各轮的轴线必须相交于一点，见图2-3所示。

点O称为汽车的转向中心，该中心随驾驶员操纵的前轮转角的变化而变化，因此也称为瞬时转动中心。

由图2-3可看出，这时汽车的内转向轮偏转角略大于

外转向轮偏转角，两者的关系是：

图2-3双轴汽车转向示意图

ctgα-ctgβ=B/L

式中：

B——两侧主销间的距离；

L——汽车轴距；

α——内侧转角；

β——外侧转角；

上式成为转向梯形理论特性关系[2]。

从式中可以看出，每对应一个内轮偏转角，就有一个对应的外轮偏转角，为此必须精心确定转向传动机构转向梯形的几何参数。

但是迄今为止，所有汽车的转向梯形实际上都只能保证在一定的车轮偏转角范围内，使两侧车轮偏转角大体上接近上述关系。

由转向中心O到外转向轮与地面接触点的距离称为汽车转弯半径。

R愈小，则汽车在转向时所需的场地面积就愈小，汽车的机动性也愈好，当外转向轮偏转角达到最大值时，转弯半径最小。

转向轮内轮的最大偏转角约在34º

—42º

之间，最小转弯半径一般约为5m—12m[2]。

对于只用前桥转向的三轴汽车，由于中桥和后桥车轮的轴线总是平行的，故不存在理想的转向中心。

如图2-4所示[2]，它是在中、后桥轴线等距离处作一假想平行线，与前轮轴线相交于一点O，形成纯滚动中心。

转向时所有车轮均绕O点滚动，在这种情况下，只有前轮作纯滚动，而中、后桥车轮在滚动的同时还伴有轻微的横向滑移。

转向盘转角与同侧转向节臂带动的车轮偏转角之比称为转向系角传动比；

而转向盘转角和转向摇臂摆角称为转向器角传动比；

转向摇臂摆角与同侧转向节带动的转向轮偏转角之比称为转向传动机构角传动比[2]。

转向系角传动比愈大，则克服一定的地面转向阻力矩所需的转向盘上的转向过大将导致转向操纵不够灵敏、即转

向盘转动的因数增加，转向传动机构角传

动比一般为1左右。

汽车直线行驶中，转图2-4三轴汽车

向轮会受到偶然出现侧反力而发生意外偏转，从而使汽车意外地转向为了使汽车能稳定地保持直行方向，要求转向轮偶然发生偏转后，能立即自动回复到直线行驶的位置，车轮定位即是保证转向轮自动回正性能的结构措施之一。

此外，悬架导向机构的结构和布置以及轮胎的横向和侧向刚度都对汽车的转向操纵性有很大影响。

2.1.3汽车转向系的组成

尽管现代汽车中转向系的结构形式多种多样，但都包括转向操纵机构、转向器（齿轮齿条式、循环球式、蜗杆曲柄指销式）和转向传动机构三个基本组成部分。

转向操纵机构是驾驶员操纵转向器的工作机构，主要有转向盘、转向轴、转向柱等组成。

转向器是将转向盘转动变为转向摇臂的摆动或齿条轴的直线往复运动，并对转向操纵力进行放大的机构。

转向器一般固定在汽车车架或车身上，转向操纵力通过转向器后一般还会改变传动方向。

东风车机械操纵转向传动机构是将转向器输出的力和运动传给车轮，使左、右车轮按照一定关系进行偏转的机构，以实现汽车顺利转向。

有的汽车如桑塔纳、奥迪等，其转向传动机构中还装转向减振器。

转向传动机构的组成和位置因转向器的结构形式、安装位置和悬架类型而异。

2.2转向梯形

转向梯形有整体式和断开式两种，选择整体式或断开式转向梯形方案与悬架采用何种方案有联系。

无论采用哪—种方案，必须正确选择转向梯形参数，做到汽车转弯时，保证全部车轮绕—个瞬时转向中心行驶，使在不同圆周上运动的车轮，作无滑动的纯滚动运动。

同时，为达到总体布置要求的最小转弯直径值，转向轮应有足够大的转角。

2.2.1整体式转向梯形

整体式转向梯形梯形臂呈收缩状向后延伸。

这种方案的优点是结构简单，调整前束容易，制造成本低；

主要缺点是—侧转向轮上、下跳动时，会影响另一侧转向轮，如图2-5所示[3]。

在前桥仅为转向桥的情况下，由转向横拉杆1和左、右梯形臂2组成的转向梯形，一般布置在前桥之后。

当转向轮处于与汽车直线行驶相应的中立位置时，梯形臂与横拉杆在与道路平行的平面（水平平面）内的交角大于

。

在发动机位置较低或转向桥兼充驱动桥的情况下，为避免运动的干涉，往往将转向梯形布置在前桥之前，此时上述交角小于90

当汽车前悬架采用非独立悬架时，应当采用整体式转向梯形。

整体式转向梯形的横拉杆可位于前轴后或前轴前（称为前置梯形）。

对于发动机位置低或前轮驱动汽车，常采用前置梯形。

前置梯形的梯形臂必须向前外侧方向延伸，因而会与车轮或制动底板发生干涉所以布置上有困难。

为了保护横拉杆免受道路面不平物的损伤，横拉杆的位置应尽可能拉杆布置高些，不要低于前轴高度。

图2-5整体式转向梯形图图2-6断开式转向梯形方案之一

1—转向横拉杆；

2—转向梯形臂；

3—汽车前轴长度；

2.2.2断开式转向梯形

转向梯形的横拉杆做成断开的称之为断开式转向梯形，图2-6所示断开式转向梯形方案之一[3]。

断开式转向梯形的主要优点是它与前轮采用独立悬架相配合，能够保证一侧车轮上、下跳动时，不会影响另—侧车轮；

与整体式转向梯形比较，由于杆系、球头增多，所以结构复杂制造成本高，并且调整前束比较困难。

横拉杆上断开点的位置与独立悬架形式有关。

2.3整体式转向梯形机构运动分析

汽车转向传动机构包括转向梯形和转向梯形驱动机构，其中转向梯形驱动机构是指由图2-7所示[3]，转向摇臂OA、直拉杆AB和转向节臂BC等组成的驱动转向梯形完成转向任务的连杆机构。

转向梯形驱动机构的空间布置要受前悬架运动学特性的影响，若布置不好，它将和前悬架产生运动干涉，引起前轮摆振、制动转向和跑偏等；

同时梯形驱动机构又影响着梯形机构的力和转角的传递，对转向力均匀性有很大影响，若布置不好，将直接导致左右转向极限图2-7转向传动机构示意图

的转向力不相等，使最大转向力增大，影响转向轻便性。

转向梯形机构是使汽车转向时左右前轮得到合理的偏转角匹配。

2.3.1汽车内外转向角度的理论关系

汽车使用转向装置，必须保证所有车轮在转向过程中都处于滚动而无滑动，从而保证转向操作的轻便和稳定，提高轮胎的使用寿命。

为实现上述要求，汽车上都设置了有前轴、左右梯形臂和转向横拉杆组成的转向梯形机构，但实际上转向梯形机构并不完全保证在转向轮偏转角范围内作中心圆周运动。

汽车转弯时，内、外转向轮的转角应符合一定的关系，通常这种关系是依据阿克曼原理靠优化设计梯形机构予以保证的。

长期以来人们期望汽车内、外转向轮的实际转角能与阿克曼转角相一致，但由于现代汽车转向梯形机构的自身特点，以及汽车的使用性能要求，其实际转角与阿克曼转角间存在一定的偏差，且不同类型的汽车其差值也不尽相同。

阿克曼原理的基本观点是：

汽车在转弯行驶过程中，欲保证轮胎与地面间处于纯滚动而无滑移现象产生，则每个车轮的运动轨迹都必须完全符合它的自然运动轨迹（见图2-8）。

对于两轴车而言，亦即全部车轮绕同一瞬时转向中心O回转，瞬时转向中心始终在后轮轴线的延长线上。

由阿克曼原理而确定的内、外转向轮转角的关系为：

ctgα-ctgβ=k/L

（1）

α—汽车前外轮转角；

β—汽车前内轮转角;

k—两主销中心线延长

线到地面交点之间的距

离；

α车轮臂；

L—轴距。

此时的最小转弯半径Rmin=L/sinαmax+α;

αmax-外转向轮最大理论转角；

α车轮转臂;

汽车在转向过程中，保证内、外转图2-8内、外转向轮转角的关系

向轮转角符合

（1）式，其转向机构应当是一个特殊的梯形机构[4]。

而目前汽车上普遍采用的转向梯形机构，在转向过程中，无法保证内、外转向轮转角的关系始终满足

（1）式，只是在常用小转角范围内比较接近。

当β=0．7βmax时，其平均相对误差最小。

其实，现代汽车内、外转向轮的实际转角并不完全符合阿克曼关系式。

（1）按等侧向力原则确定的内外轮转角关系

上述阿克曼原理下的转角关系是以汽车前轮定位角都等于零，行驶系统为刚性，汽车行驶过程中无侧向力为假设条件的弹性轮胎按阿克曼原理设置梯形机构，由于转弯时侧向力的影响，造成轮胎变形，产生侧偏角。

此时转弯瞬时中心不在后轮轴线延长线上（见图2-9），而相交于0点。

由于汽车转弯时，各车轮只能沿同一个回转中心运动，在转弯离心力的作用下，车轮向离开转向中心方向侧偏，且内侧车轮的侧偏角δ1、δ2总大于其外侧车轮的侧偏角δ3、δ4，所承受的侧向力前者图2-9按等侧向力原则确定内外轮转角关系

也大于后者。

因此，内轮侧滑的可能性较大，造成内轮轮胎磨损加剧。

（2）按等单位侧向力原则确定的内外轮转角关系

现代汽车由于最高车速的不断提高，加之普遍使用弹性较大的子午线轮胎，高速汽车、特别是小型客车和轿车，在转向过程中，其外轮实际转角比按上述等侧向力原则确定的转角还要大。

目的是通过增大外轮转角，使外轮侧偏角大于内轮侧偏角，其侧向力前者也大于后者。

当考虑转弯过程中，因轮胎垂直负荷的转移而造成的内轮负荷减少、外轮负荷增加的影响后，可以使在一定车速及转弯半径下，内、外轮侧向力与相应的垂直负荷的比值大致相等。

这样，当轮胎弹性大及转弯车速高时可使内、外轮都能同样最大限度地利用附着力，而不致使内轮先侧滑，这对高速行驶车辆的转向稳定性非常有利。

增大外轮转角还可以获得更小的转弯半径，从而可以改善高速车辆的通过性能。

试验研究表明：

外轮实际转角与理论转角之间，每1度的转角差可使转弯半径减小约0．O5m。

当外转向轮的实际转角大于其理论转角时，最小转弯半径Rmin可由下式确定

Rmin=L/sinαmax+α-0.05∆α

αmax—外转向轮最大理论转角；

∆α—几何转角差，其值为外轮最大实际转角与上述理论转角αmax的差值；

α—车轮转臂[4]。

当然，外转向轮转角增大后，汽车转向时车轮不是纯滚动，从而增大了由转向引起的轮胎磨损，因此对轮胎的性能要求较高。

等单位侧向力原则下外轮实际转角与理论转角的最大差值一般不小于6度。

图2-10是河北胜利客车厂引进日本技术设计生产的SL6400A轻型客车内、外转向轮实际转角与理论转角关系的曲线。

该车属轻图2-10SL6400A轻型客车内、外转向轮实

型客车，转弯车速较高，在极限转角（αmax际转角与理论转角关系的曲线

=30.1º

，βmax=34.7º

）时，外轮实际转角与理论转角的差值为4.13，符合上述原则[5]。

2.3.2整体式转向梯形机构内外轮转角数学公式的推导

整体式转向梯形机构为空间梯形，但为了计算方便，将其假设为一个平面梯形。

平面梯形机构示意图如图2-11所示[6]。

设梯形ABCD为汽车直线行驶时转向梯形机构所处的位置，当汽车向左转弯时，其内轮转角为α，外轮转角为β，转向梯形机构则处于新的位置ABC’D’。

在三角形AB’D中可以得出

d2=M2+m2一2Mmcos（θ-α）d=（M2+m2一2Mmcos（θ-α））1/2

因d/sin（θ-α）=m/sinγ

则sinγ=msin（θ-α）/d

则γ=sin-1[sin（θ-α）/d]

在等腰梯形ABCD中L=M-2mcosθ

三角形B’C’D’中

L2=d2+m2-2dmcos（θ+β−γ）cos（θ+β−γ）=（d2+m2-L2）/2dm

令ζ=θ+β−γ则ζ=cos-1[（d2+m2-L2）/2dm]

β=ζ+γ-θ

（2）

上述β角为由转向梯形ABCD所确定，当内轮转角为α时，得外轮转角β。

转向梯形机构理想的内外轮转角的数学公式：

从转向运动学的角度来看，两轴汽车转向时，若忽略轮胎侧偏的影响，两转向前轮轴的延长线应交在后轴延长线上，如图2-12所示[6]。

令β实际=ζ+γ-θ

ctgβ=N+K/Lctgα=N/L

ctgβ-ctgα=N+K/L-N/L=K/，β理论=t