车辆传动系统的动力学分析与自动变速箱

第一篇：车辆传动系统的动力学分析与自动变速箱

车辆传动系统的动力学分析与自动变速箱

G.Kouroussisa, P.Dehombreuxb, O.Verlindena

关键词： 自动变速器 删除卡斯蒂略的方法 变速箱的运动 离合器模型 罚函数 车辆纵向动力学

摘要

本文介绍了对自动变速器模型的一个有效的配方在动力传动系统设计的早期发展阶段的车辆性能。相应的用虚功原理获得的运动方程，涉及所有旋转的变速箱零件。删除卡斯蒂略的方法来有效地建立部分的齿轮比的表达。一套是刑罚功能与离合器相关的制动器使连续模拟换档。车辆的加速度计算方程包括变速器模型的乘用车管理纵向行为,包括发动机、轮胎的一个现实的模型和经典道路负载。这个公式提供了一个动力系统/车辆动态模型为了简单起见(刚性互连机构运动学约束),和充分有效的连续模拟齿轮变化。提出了两个现实案例，即克莱斯勒45rfe和爱信华纳55-50锡动力系统。对于后者，验证是通过比较了的测量数据。开发模型显示自己是一个有价值的工具,用于模拟的实现不同控制齿轮变化规律。

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1。简介

多体仿真工具通常用于评估车辆在架设前的表现。这个虚拟原型不仅用于机械性组件的设计也为电子部分。多体系统的耦合与其他学科提供了丰富的新的发展领域。例如,机械电子系统,需要集成特定方程与致动器、控制器和传感器、富于车辆及其规范现在定义与计算机辅助工程工具。自动变速器(在)组成的行星齿轮火车,越来越多的应用在现代轿车。其重量轻、体积小，有趣的表演，使这类装置的成功，特别是最近被带到限制功率耗散。这种轮系是一个完美的例子。机电一体化系统的汽车由于变速箱控制器来优化燃料消耗或加速性能。尽管通常的多体系统仿真工具通常用于评估车辆的动态性能，对一个完整的加速过程仿真是不直接改变各变速运动限制通过传动系统。模拟换档，第一选项，包括建立连续的齿轮[ 1 ]模型，仿真跳跃模型是根据一定的连续性条件进行的模型（硬件在环仿真）。这方式是乏味的，由于机构配置高一些但有很好的分离阶段模数转换优势。第二选项包括在模型的执行机构，除了内部组件。因此，更复杂的模型可以被开发，包括变速箱的所有机械零件，和详细的接触现象的发生离合器和制动器[ 2 ]。水獭等。[3]建议在Modelica的软件模型下考虑变速箱，包括液力变矩器(TC),作为一个变量结构。同样,邓普西等。[（4、5)开发了一种Modelica图书馆致力于自动传动系统动力学(PT),包括多重物理量行为(热或液/结构交互)在

一个模拟的环境。多拉和穆拉德 [6]提供了一个方法,每个传输部分分别建模,然后连接到对方一步一步中间使用LMS想象AMESim.Lab验证。联合仿真技术用于包括和利用系统控制。钟等。【7】注重提高换挡瞬态换挡控制算法。真田等人。[ 8 ]，还提出了一个数学模型的鲁棒控制器设计的离合器滑摩控制，考虑到移动的惯性相位。对于动力传动齿轮噪声和动态载荷，行星齿轮动力学建模主要包括集中质量模型和有限元模型。刚体运动学模型，为集总参数模型提出的顾和伊兰克斯[9,10]，报价也可能研究准静态和动态在制造误差的存在，加载（几何，安装，……）。这些动态模型的齿轮的齿之间的相互作用也保留对行星齿轮的自然频率和振动模态。[11 13]。所有这些交互往往是研究在一个齿轮箱模型中,由于集成模型(如动力系统/车辆动态模型)需要的计算工作。

上述模型对变速箱的机械设计是特别有用，但是他们都强烈地依赖于平台仿真。此外，在动力总成设计阶段存在的不足，详细的完整的多体分析中的应用将是困难的。在这种情况下，一个中间模型倡导并优先在行业。例如，帮助的齿轮变化的设计，它是处理一个模型允许完整的加速过程仿真有趣车辆。这种模式甚至可以集成在开发新的策略目标变速箱控制器内部精确的发动机转速控制和最优移位电机调谐。一个简单的模型在本文中，基于以下假设： 它包括所有齿轮箱的旋转部分,视为刚性,没有专注于摩擦扭矩齿轮相互作用引起的。相比其他建模（例如，结合多体动力学和润滑的接触力学模型[ 14 ]，牙齿摩擦在行星齿轮[ 15 ]功率损失），这种方法允许简化的目的与早期的发展阶段。

•对于传动系统，齿轮的相互作用是在为运动约束。柔性接触和非线性特性产生从行星齿轮的动力，在[ 16 ]的研究，也忽视了由于换档的设计并不需要一个非常传动系统详细的弹性分析。

•离合器和制动器，它代表自动传动系统的基本要素，是由扭矩施加在齿轮使用替换通过分析制定刑罚与设备有关的运动学约束相关的功能。

•动力模型是包含在一个简单的车辆模型，考虑到纵向运动。

所有这些假设与模型的目的和所采用的有效配方兼容。建立变速箱的运动控制方程，利用虚功原理，提出一个系统的方法，通过删除相关卡斯蒂略[ 17 ]以自动建立运动学约束。该模型用于加速度的仿真一个客车，包括电机和TC的特点，受古典的道路负荷如滚动阻力的现实模型，和空气阻力。提出了一个验证步骤，通过比较从车辆的加速度发表的一些结果配备爱信华纳55-50锡动力。超越的动力性能分析，结果进行了比较对克莱斯勒45rfe传输。2。自动变速器的动力学模型

车内的机械系统之间的连接装置，在动力总成图1所示。TC一般直接放在发动机将负载从电源在换档后。液压泵与在消耗营养液从而激活制动器和离合器一点能量。这些操作由一个电子控制单元，称为传输控制模块（TCM），允许策略被越来越多的复杂提供司机驾驶更舒适。事实上，齿轮的变化是根据由车辆优化设计运行条件：低转速或嬉戏的态度在全油门低消耗。进一步的，经典力学考虑，包括差分和车轮。本节重点介绍变速器的力学行为，包括一系列复杂planetaries更多或更少，取决于变速箱的设计。

图1。在传输流

仅考虑各部分围绕其中心轴旋转，虚功率原理是由下列表达

在ω我被认为是刚性的各构成变速箱NB机构的角速度。相应axialmomen惯性II和总扭矩的顶端到顶端，我对每个体都考虑在内，包括刹车离合器或贡献，外部来源（输入和输出传动元件）。虚拟旋转速度参数ωV，我的身体的每一个可以表在一些选定的NCP主虚拟旋转速度ΩV，J的部分贡献，与ncp的变速箱的自由度数量。系数λ我，J被定义

为研究机械系统始终是与时间无关的，表达（2）也是有效的房态和因此的角ω加速我：

Ω哪j是第j个主旋转加速度。从这些时刻的虚拟旋转速度ΩV获得虚拟功率，从均衡提供了NCP方程[J]变速箱的运动规律：

这一原则是安萨姆最大坐标的方法类似，希勒[ 18,19 ]发达，其中数配置参数的NCP用于表达themultibody系统运动学等于自由度的数目该系统。比较喜欢直角坐标或相对坐标的方法，广泛应用于商业产品，一个最小的坐标的方法产生一个NCP的常微分方程系统的优势。通过对式（5），事实证明，运动方程可以构造如果用户提供了系统的运动学，也就是说系数表达λ我，J，和所施加的扭矩，身体的每

图2。轮系结构。

2.1。齿轮和行星

在变速器的运动学分析进行第一步是确定的自由度的数目和选择主旋转只有每个部分围绕其中心轴旋转必须考虑第二步是提取。运动各部分间的关系以确定系数λ我作为选定程度的功，自由工作可以由每个传动关系写了著名的（见图。2

（一））

ωL / M与齿轮具有相对于身体的旋转速度（即齿轮轴连接的部分）和ZL为齿轮的齿的L（L = i或j）。这种关系必须结合组成的旋转

行星差动齿轮，thewillis公式[ 20 ]可以直接使用（参见图2（b）为指标）

在参考部分0可以由任何人取代，根据组成的旋转。2.2。在删除卡斯蒂略的使用方法

建立运动学公式（2）是复杂的，繁琐的和是一个错误。为了克服这个困难，系统的方法，通过删除卡斯蒂略[ 17 ]最初，是用来方便地解释所要求的运动关系。如果一个齿轮（或基本电路）K的确定了火车，一个矩阵C容易建造fromkinematic关系，考虑结构行星。其元素CKN定义为

与下标IK和JK的齿轮和RK相关承运人（在“±”符号为内部负号啮合的齿轮只）。Zik是齿齿数我参与电路K元素纳铁福提供J运动学方程

矩阵的大小（J×N）确定J和链接，请注意这两个数字是数字电路与数字通过下关系联系：

在一个单自由度的行星[ 21 ]。

图3。一个四连杆行星结构及其电路的运动方案。

系数λ我，J是从下面的关系[ 17 ]获

其中EI，E J，EL和连接尺寸的向量（N×1）的条件是等于零，默认情况下，在对应行的一个所采用的定义（该：输出齿轮；输入齿轮；排rowj：L：固定齿轮；化：最后一行）。方程（12）是availablewhen选定行星验证关系（11），与系数的定义兼容λ我，J。应用这种方法，它是必要的表定义行星电路研究。说明行星在图3中显示的是该方法。注意身体的2是由两齿数不同的牙齿（Z21 Z22左边；右边）。强调的是两个电路，和C是

如果身体4被锁定，和体1和3作为输入和输出元件分别，这比31行星轮系λ通过求解式（12

如果身体2被选择作为输出，（E J和EL不变）

2.3。稳定的罚函数的离合器和制动器

确保从输入功率传输到输出轴，NCP−1辅助设备，一个离合器或制动器，必须从事这样的变速箱拥有1度freedomonly。如果i和j接合部分之间的离合器，它将逐步防止相对转动速度，施加以下约束

实际上，摩擦力矩是通过输入和输出轴之间的离合器装置，最大振幅根据对摩擦盘的压力。压力逐渐增大，当传递的转矩低于摩擦极限，部分坚持相互约束。的齿轮变化平整度直接相关由液压致动器施加的压力剖面，驱动本身的变速箱控制器。允许一个连续的齿轮变化的简单模拟，离合器将引入的运动方程施加力矩Ti和Tj在部分I和J分别给出的，换档时，惩罚系数K是由控制单元施加的压力分布和模拟继续进行。当然，一些滑移发生在装置，但如果惩罚系数足够大，可以忽略不计，这可能是由于稳定期。制动的情况是类似的，一部分是固定的。这种方法是相当简单的。方程（19）存在一定的局限性，忽略了界面摩擦粘滑性离合器或制动器，因此复杂的摩擦现象，如离合器抖动[ 22 ]。罚函数被应用在所有的情况下在整个模拟。他们还提供了一个简单的方法来估计右离合器的扭矩值（低估扭矩是重要的滑动相关；过高会导致有关的部分的相对旋转）没有定义许多机械参数。时间常数τ介绍保证数值积分的稳定性模型也可以被看作是某种相关的运动学约束比例微分控制。同样的表达用于任何制动，离合器或单向离合器系统（使用带，楔块或磁盘技术）。所有的惩罚系数的标称值等于105nmsRAD和持续时间0.1秒源于调整提供令人满意的结果（惩罚系数足够大的）。2.4。变速器的动力学

通过开发式的表达（5）在主旋转速度，以下系统得到的

介绍台基网和吹捧的施加的扭矩输入轴和输出轴上。采用这种结构，我们假设第一和最后的配置参数与输入（Ω1）和输出轴速度（ΩNCP），分别。它要说明的是利矩阵M和D的发

展与价值的惩罚系数相对于每个离合器/制动器和运动方程高刚性由于这些惩罚系数的高值。这些方程必须在整个模拟过程中保持不变的优点。每个齿轮比对应的一组的惩罚系数，换档时，惩罚系数逐步倒（0～105nmsRAD或负）。以要尽可能接近现实，惩罚系数随时间变化和遵循，在转变过程中，压力的演化由液压致动器驱动离合器/制动器变速箱控制器施加。对所提出的系统模型，已在easydyn方法[23,24]实施框架。easydyn由C + +库允许的运动方程，数值建设和整合从运动学，表示的最小坐标的方法，并对机械系统的力量。的可能性，包括补充微分方程，这些方程提供其他constructedmechanical系统耦合。框架developedmainly与可读性和性能是关注。该项目是开源的，用户可以写新的用户程序（例如特定的元素力量）甚至他的具体需要修改代码。一个新的组件有beenwritten从用户定义的输入数据建立的运动方程的变速箱： •与相应的行星相关的轴数（与转动惯量），•定义的主度freedomcorrespondingmost经常的输入和/或输出的连续动力系统，•相关电路的每个基本的行星，•扭矩定义（引起的制动器和离合器的接合/脱开）从操作数据表。

初始条件和外部力被定义为所请求的应用功能。模拟系统性能，有必要对这一系统与装有这种传动的客车模型。TMC策略（换档时刻）也被定义为车辆的特征函数。3。整车的仿真

该模型的变速箱已被用来模拟实际车辆的加速过程。在功率流传输（图1）显示了整车仿真所涉及的两个更多的自由度

•的发动机驱动的TC输入轴的旋转的旋转，泵轴（也被称为变换器的输出轴，或涡轮轴，连接到变速箱的输入轴）；

•车辆本身的纵向运动，运动独立于由于轮胎打滑的车轮转动。

本节描述了这两个额外的运动是一个简单的公式。当然，更复杂和详细的模型可替换的方法，该模型的目的是处理一个简单的预测工具，具有足够的精度，包括影响车辆纵向运动的元素。3.1。所施加的扭矩输入轴上的估计 电机轴的动态平衡是写

Ω0与发动机的旋转速度，I0为电机轴包括电机本身有关的总转动惯量同时TC泵轴，T0为电动机转矩和TTC，泵传输到TC泵轴扭矩。一个定义的和恒定的节气门位置，使电动机转矩T0可估计，乍一看，一个二阶多项式，作为

引入系数M0，M1和M2从发动机扭矩–速度曲线建立。扭矩测控，泵驱动TC的输入轴取决于两轴之间的转换速度比。在我们的的情况下，在涡轮轴的旋转速度对应于1（Ω变速箱的输入轴的转速和扭矩）可以从TC泵容量因子的定义，提供与速度平方的关系。在完整的动力总成，施加的扭矩在变速箱的输入轴将由

TTC，涡轮由TC涡轮轴施加的扭矩，以驱动液压thydr pumpof变速箱扭矩I1，EXT为所有连接到变速箱如TC或液压输入轴的惯性矩相关的外部元件泵。在转换器相关的扭矩可以计算从TC扭矩–效率法获得fromperformance测量运动或fromprediction模型[ 25 ]。扭矩必要的供应液压泵也有简单的法律定义，根据泵的特性和回路压力。如果一个锁定系统适合TC，相应的离合器模型通过力矩的定义式（19）。3.2。的转矩输出轴上的估计 对汽车纵向运动相关的平衡方程

withmas大众的车辆，FT作为一个轮胎的牵引力，RR为滚动阻力和空气阻力大为。一个新的介绍了自由参数X度，确定车辆纵向运动。牵引力取决于轮胎滑移的定义为

在RW是车轮的滚动半径（速度ωW）和RD是变速箱的输出轴之间的传动车轮。可广泛用于车辆处理研究[ 26 ]所有的轮胎模型中，亚利桑那大学的分析模型【27】采用。每个前轮，牵引力的评价

CL为轮胎的纵向刚度（相当于所谓的侧偏刚度侧），F为轮胎摩擦地面系数，FZ为轮胎上的垂直力，苗条的限滑。只有纵向滑移是占，意义也没有横向滑移。因此，没有回正力矩的考虑。这个假设是可以接受的，限于研究一个纵向运动。它注意到，前轮与加速度减小垂直力Fz的兴趣

其中L是汽车轴距，C为重心与后轴之间的纵向距离，H是相对于地面的重心高度。重力加速度由G.摩擦系数f的演变从静摩擦系数fs的动态摩擦系数FD根据滑移

在一般情况下，滚动阻力RR是通过滚动阻力系数FR估计，由

系数FR取决于轮胎类型，对路面平整度和行车速度X。对于常规的道路，下面的公式得到一个很好的估计[ 28 ]

图4。aisinwarner 55-50锡运动方案的。

气动阻力大的阻力系数CD经典估计（又称CX）的车辆

ρ作为与空气密度和作为车辆的迎风面积。系数CD通常低于0.3的轿车扭矩施加在变速箱输出轴的

在INCP；EXT是惯性变速器所有零件从变速箱到车轮的等效弯矩。的主要贡献来自车轮，由2iwrd2与IW的相对于旋转轴轮的转动惯量。4。应用实例及仿真结果

4.1。案例1：爱信华纳55-50 Sn传输在考虑布局（爱信华纳55-50 SN）如图4所示。它由十八部分组成（G1，G1和G18）G18作为输入轴和从动轴，分别。部分G2 G8构成主要的行星，通常称为拉维娜式行星。部分G11 G18其中驱动轴（G18）构成的行星减速。实际上，从功率流主要行星的减速行星通过计数器传动齿轮和从动齿轮G10 G9柜台处。输入轴G1和G9计数器传动齿轮之间的传动比取决于C1和C2离合器和制动器的状态B1，B2和B3（F1和F2是自由轮）。另一方面，反向从动齿轮G10和驱动之间的传动比轴G18取决于离合器C3和制动器B4和B5的状态（表1）。所有制动器和离合器配备液压执行器由驱动齿轮比控制全球tcmwhich thewanted（表2）。该旋转部件数量等于18，受从4组件，导致一些4自由度14约束。当离合器C1总是从事正常驱动模式，还有NCP = 3自由度。当然，选择的主旋转机构（G1相关输入轴），G18（输出轴），和G9（一个连接两planetaries齿轮）。为主要的行星，列举五个电路，提供矩阵

表1不同的液压致动器的功能（aisinwarner 55-50 SN）。

表2在不同的齿轮位移的致动器的操作（爱信华纳55-50 SN）。离合器C1一直致力，除了在反向位置。

对于低档的行星，它由4个电路

通过分离体G14齿数（上标F：为前齿轮；R：为后齿轮）。系数λ我，J是情商。（12），（34）和（35），知道ω¼−Z9 10Z10ω9建立两传动系统之间的联系。例如，G16旋转表示为

整车的仿真是沿直线进行，对应于现实情况的实验研究测试在封闭的轨道为变速箱的性能评价。自动变速器的数据（包括控制法）的车辆没有保密的原因。考虑换档时刻是全推油门位置相关。

图5。一些实验和数值模拟结果对应于爱信华纳55-50 SN之间的比较。

图6。在相关的爱信华纳55-50 Sn在车轮的扭矩时间历程。

图5显示了预测结果他们的实验（只有20的可测量从启动而模拟60）。一般的观察是一个很好的协议，尽管发动机的假设的简单模型行为和为tcmstrategy。特别是，图5（a）显示各齿轮加速效果（2.10秒，4.93秒，12.73秒和29.97秒），第一三班以及与实验数据相。图6给出了扭矩在轮，实验测试过程中不可用，这是一个非常重要的参数与在汽车驾驶员和乘客舒适度的感觉。基于此曲线（和第四升档zoomaround），一个额外的验证可，根据物理现象的模型很好地再现了换档过程中，由两个阶段的过渡：

•转矩下降的现象在转变的开始29.97和30.14秒之间，时对应的速度比任何两旋转体之间保持其预位移值在换档（转矩相）；

•增加扭矩（30.14秒和30.59秒之间）涉及两位移值之间的有效过渡（惯性阶段）。另一个过渡区也观察到30.97秒和31.60秒之间，由于TC锁systemequipping 55-50在Sn的。后者是由TC TC涡轮泵的公式帮助建模之间的离合器（19）。

图7。克莱斯勒45rfe运动方案。

表3不同的液压致动器的功能（克莱斯勒45rfe在）。4.2。案例2：克莱斯勒45rfe传输

案例二重点克莱斯勒45rfe传输。它的功能是在[ 29 ]主要描述。图7显示的示意图这种传输图，完成表3和表4的传动比。变速箱由9部分组成（记从G1到G9 G1和G9）作为输入轴和输出轴。它看起来像三个行星载体允许所有太阳的安排齿轮，小齿轮和环形齿轮具有

相同数量的齿（Z2，Z3 F = Z6 Z3，Z4，Z5 Z9 R = = = = Z7 Z8）。这个紧凑的变速箱提供了六个电路，定义

和六前比（四的齿轮比和公路通过两个额外的比率）当驱动器是明智的活性（表4）。完整的变速箱有三个自由度和两个致动器需要每个档位选择时激活。离合器允许与所选元素的输入轴连接G2 G1，G3或G4。运动G1可以考虑外部齿轮箱（见附录A，力的定义），以减少对NCP = 2自由度数量要确定变速箱运动学：选定的主旋转机构G2相关（第四至第一输入元件齿轮的选择）和G9（输出轴）。这在最初设计货车变速器目前的分析，认为它是一个汽车车辆专用齿轮。这样的选择是出于详细和充分的[ 29 ]提供特征以该模型与方法。本节的目的是提供车辆相关的定量分析研究以前当齿轮变化。

图8显示了该发动机和车辆的速度，与上述相比，Sn在55-50爱信华纳。显然，一个显着的性能差异出现在两ATS。相比于爱信华纳55-50 SN，克莱斯勒45rfe在提供较少的性能。注意，相同的中医策略，基于原来的，和，其中，第六比不使用。TC锁定无效避免一些非理想效应（TC锁定接合之前和期间的升档）。升档不出现在同一时刻，因为战略是根据车辆的速度值。图9显示了运动汽车加速时变速箱反应。图9（a）提供了一些尸体的时间历程，并对应在仿真过程中所施加的条件。例如，第一齿轮选择在小齿轮G3旋转是空的，显示制动器B3工作。旋转方向是很好的预测，例如，太阳齿轮G2和G3的旋转

表4 在不同的齿轮位移的致动器的操作（克莱斯勒45rfe at）。

图8。预测的速度（发动机和车辆）的车辆配备克莱斯勒45rfe AT 第四齿轮选择过程中是相应的齿轮G5和G7相同（1减速比）。图9（b）显示输入轴的演变作为一个输出轴的功能。此外，模拟结果，绘制了理论的齿轮比，显示与预期的完全一致。在图10中更新性能提供了一个简单的换档参数的敏感性分析表明。所需的0汽车加速度–100公里/小时的时间（性能）和最大纵向加速度（安慰）的研究，不同的轮班时间围绕其标称位置和换档的时间（从瞬时的标称时间），分别。添加第六的比例，和干预为短的时间内移（90%分）。对于性能分析，长齿轮比减少需要从0加速到100公里/小时，提高舒适的车内时间。用于换档的时间，最大纵向加速度（不包括初创期）减少如果持续时间增加。从时间的价值，各致动器的压力逐步在车辆性能变化不明显（一个非常小的增加与换档的时间观察）。这样的预测模型更新TMC提供了非常有用的信息策略，可以减少实验测试的数目在封闭的道路上必要的校准控制器。5。结论

一个有效的和可靠的中间multibodymethodology概述了计算车辆的纵向性能配备自动变速器。一个简单的公式是建立在自动运动方程传输，基于一个完全的分析方法计算出运动的表情和稳定的罚函数建模内部的致动器。与经典方法相比使用多体软件包，该配方允许车辆加速度的连续模拟（直线）用于调整所考虑的车辆换档的目的。目前现实的结果和比较测量车辆的换档，一个简单的轿车已开发和耦合到变速箱模型。这种方法是不受限制的和允许的变速箱的特点分析。

图9。使用克莱斯勒45rfeAT数值模型得到的运动学分析结果

图10。换档参数进行灵敏度分析，克莱斯勒45rfeAT（左：效果由于换档时间；右：由于换档时间的影响）。

介绍了两个案例研究，基于现实的齿轮系的最近研究。第一个允许主要验证模型结果与实验同行和另一个显示这种模型的潜力，设计在性能（齿轮变化之间的平滑过渡）。这种模式甚至可以集成在变速箱控制器是一个开源和便携式模拟程序转移到工业实施。命名

汽车迎风面积，平方米 C车辆重心/后轴的距离，m

k行CKN元，矩阵C的第n列，– 车辆的阻力系数CD，– CL轮胎纵向刚度系数，N 大的空气阻力，N F轮胎/路面摩擦系数，–

FD的轮胎/路面的动态摩擦系数，– FR轮胎/道路滚动阻力系数，– FS轮胎/路面摩擦系数，– 轮胎的FT的牵引力，N g重力加速度，m S2 车辆重心的高度H，M IK齿轮我基本电路K，–

我的身体的惯性轴II的时刻，下kgm2 在一个行星的电路J号，– K惩罚系数，NMS 拉德

我车的轴距，M M车辆质量，公斤 在一个行星的链接数，–

自由度的数目（或NCP配置参数的数量）的变速箱，– 构成箱体号码，– 三–传动比，RR的滚动阻力，N 车轮的滚动半径RW，M 轮胎滑移，– 苗条的轮胎限滑，– 对身体我Ti转矩，纳米

Ti，J力矩的身体我的身体J，纳米 顶端到顶端，我总对我的身体的扭矩，纳米 X的纵向运动，M 齿数子数（身体）我，–

（M0，M1，M2）电机转矩系数，（nm，NMS，nms2）λ我，J的运动比，τ常数时间与惩罚系数相关联的

ωI / M刚体角速度的我就体M（M是如果身体接地框架，相应的指数略），RA S ωV，我虚拟的身体我的角速度，弧 S Ω我第j主旋转速度，弧 S ΩV，我第j虚拟旋转速度，弧 S ρ空气密度，公 M3 E列向量的零除一一在一个特定的行（我：输出齿轮；J：输入齿轮；L：固定齿轮；N：最后一行），–

Ω主旋转速度矢量，拉 S C运动矩阵的行星，– M质量矩阵，公斤 D阻尼矩阵，公斤 S ◊0指数相关的电机 ◊W指数相关的车轮 ⋄

◊的相对于时间的导数的形式

附录A定义离合器动态效果直接放在输入功率流

克莱斯勒目前特定gearboxwhere 45rfe所有离合器把输入轴G1和一元之间的变速箱（G2，G4或G5）。G2的情况是明显的，这个元素被选中作为主旋转。对于其他元素，它有可能使一个合理的快速计算的条款被包括在方程运动。根据定义，离合器的作用类似于一个耗散转矩，从而耗散的能量可以被定义为

其中K为惩罚系数的关系是两ω机构由离合器接合之间的旋转速度的差异。速度被定义为

我是来自哪里ω主旋转速

是明智地包括阻尼元件的运动方程。这是类似的稳定发展τω术语REL）使用一种动能。

第二篇：车辆动力学论文

车辆动力学稳定性的研究

摘要：近年来，汽车动力学控制得到广泛的研究。兼容了ABS和TRC的优势，车辆动力学稳定性控制（VDC）使车辆在各种路面和各种工况下都获得良好的操纵稳定性和方向性，大大降低交通事故的发生及其伤害。本文从理论上研究了汽车稳定性控制的基本原理和稳定性控制策略，以及路面状况、转向角、车速对汽车操纵稳定性的影响。采用MATLAB/Simulink建立车辆模型进行稳定性仿真分析。关键词：动力学；稳定性控制；阈值控制；

引言

车辆动力学是近代年发展起来的一门新兴学科。随着人类社会的发展和人们生活水平的提高，人们对车辆动力学稳定性提出了更高的要求。自20世纪70年代末，从飞机设计技术中引入的防抱死制动系统（Anti-lock Braking System，简称ABS）可以称得上是向车辆底盘控制迈出的第一步，ABS通过限制制动压力来保证车轮的最佳滑移率，从而避免了车轮的抱死。随后，通过限制发动机输出转矩防止车轮滑转的驱动力控制系统（Traction Control System，简称 TCS）在20世纪80年代中期得到应用。到20世纪80年代末，在ABS和TCS的基础上，又成功地开发了防滑转控制（Acceleration Spin Regulation，简称ASR）装置，这种装置在车辆急剧变速时，可改善车辆与地面的附着力，避免车辆产生侧向滑动的危险。20世纪90年代初，研究人员根据轮胎印迹处的纵向力和横向力满足摩擦圆规律的原理，提出了在高速行驶中通过驱动力控制来保证车辆的横向稳定性的动态稳定性控制（Dynamic Stability Control，简称 DSC），它对车辆高速转动时制动特别有效。20世纪 90 年代末期，研究人员发现，车辆在高速行驶过程中的横向稳定度较小，通过调节四个车轮的纵向力而形成一定的回正力矩，就可以控制车辆的横摆角速度，由此提出了“直接横摆控制”（Direct Yaw moment Control，简称 DYC）算法，并经过试验验证了该算法的有效性。在此基础上，近年来又提出了限制一定侧偏角范围的车辆动力学控制（Vehicle Dynamics Control，简称 VDC）。自2000年以来，VDC系统得到了世界各国汽车厂商的关注，并进行开发研制。

用户对车辆稳定性的需求是车辆动力学稳定性控制发展的动力，而车辆动力学技术的发展为车辆动力学稳定性控制进一步发展提供了技术保障。动力学稳定性控制(VDC)出现，它兼容了ABS和TCS的优势功能，利用车辆动力学状态变量反馈来调节车轮纵向力大小及匹配，统计分析知：VDC 能够大大降低交通事故的发生及其伤害。车辆动力学稳定性控制方法

1.1 车辆动力学控制模型介绍

车辆动力学控制模型主要包含整车模型、轮胎模型和驾驶员模型。①

整车模型

在分析中采用的模型可以分为线性模型和非线性模型两类。也可以根据分析的自由度数分类，在动力学仿真中主要使用的模型一般有单轮模型、双轮自行车模型和四轮模型等。单轮模型一般应用于车辆牵引和制动研究，这种模型直观简洁。这一模型主要应用在 ABS 和 TCS 的控制策略的研究开发上。

双轮自行车模型结构相对简单，对于开发 VDC 而言采用两轮模型具有以下优势： 结构简单，运算量小，能够保证控制的实时性的要求。因此双轮自行车模型是进行 VDC 控制策略的开发及控制算法的研究的基础。

四轮模型更为真实地反映了车辆的实际情况。为了尽可能的接近车辆的实际情况，必须考虑悬架、轮胎和车身的非线性，以及车辆的动态非线性，因此在理论建模和分析过程中也有采用四轮多自由度车辆仿真分析模型。②

轮胎模型

轮胎对车辆的动力学控制具有非常重要的影响，因为车辆的一切动力学控制的外力都是来自轮胎和路面的附着作用。因此，轮胎模型和实际工况的符合程度决定了控制系统仿真分析及控制算法的精确性。

由 Pacejka 教授提出的“魔术公式”轮胎模型是动力学仿真分析应用的主要的模型。国内外学者在研究中常用到该模型以及其修正模型。

此外，在研究中，人们还可以运用梁模型、刷子模型、辐条模型以及 Swift 轮胎模型。然而，在研究中应用最广泛的仍然是“魔术公式”轮胎模型以及其修正模型。③ 驾驶员模型

在车辆的驾驶过程中，驾驶员是首要的控制元素。对于车辆动力学控制而言，车辆的实际操作过程中都需要考虑驾驶员的因素。因此，对驾驶员进行建模的思想在人—车闭环系统中进行了研究。在车辆主动安全控制系统中，如带有预瞄模型的 VDC 控制系统中都需要应用驾驶员模型。1.2 车辆动力学控制的策略和算法

VDC 控制系统的核心是控制策略和算法。控制策略和算法直接决定了控制系统的性能，这也是国内外研究的重点。①

控制变量的选择

为了进行车辆动力学控制，VDC 必须确定控制状态量。在光滑的路面上进行控制时，横摆角速度和横向加速度不对应，因此横摆角速度和侧偏角都必须加以门限控制。

轮胎的纵向力和横向力决定于滑移率、侧偏角和垂直力。因此轮胎的滑移率成为了基本的控制变量，控制车辆的横向力和横摆力耦矩。此外应当考虑纵向力控制和驾驶员输入实际的车辆的状态的估算等问题；同时车辆的侧翻角反映了车辆的抗侧翻性能，一般将其转化为翻转系数进行控制。VDC 的主控变量主要有以下五种：横摆角速度控制，；横摆控制+侧偏控制+侧翻控制；侧偏角控制主要有丰田，；横摆控制+侧偏控制；横摆控制+侧偏控制+主动转向等。②

控制器的实现策略

VDC 的控制系统一般都是利用理想的线性模型来预测车辆的运动状态，而实际的车辆横摆角速度由传感器来控制，实际的车辆侧偏角度通过为数不多的几个传感器信号及各种估算算法得到。将预测模型和实际测出的结果进行对比，基于差值进行控制，因此主要的控制是基于反馈理论的控制。当前采用的控制策略介绍如下。

反馈控制—目前市场上的 VDC 主要是采用横摆角速度反馈控制，将通过传感器测量得到的控制变量的数值和经过参考模型计算得到的数值进行对比，根据偏差进行控制。这也是相对成熟、实现成本较低的一种控制方式。

前馈+反馈控制—祁永宁等人将四轮转向和横摆力矩控制相结合，采用跟随理想模型的前馈加反馈控制，实现对侧偏角和横摆角速度的多目标控制。

模糊控制—由于系统存在非线性，延迟性，和参数的不确定性，因此可以采用模糊控制或则模糊PID控制来进行车辆动力学控制。在对ABS和四轮转向的研究中，人们广泛地采用了模糊控制以及模糊 PID 控制。

滑模控制—稳定性控制被视作与驾驶员驾驶意图的匹配，所以横摆角速度首要成为控制目标。但在低附路面上，实际的横摆角速度和预期的横摆角速度不能有效的阻止侧 偏角的增加和车辆的激转；过大的侧偏角降低了驾驶员的稳定性操作的质量。采用滑模控制方法能够实现更优的控制鲁棒性能：附着的变化，侧向坡度的变化，速度的变化，动态载荷变化。研究人员在对制动防抱死系统的研究中大量应用到滑模控制以及变形的滑模控制。

神经网络控制—由于路面-轮胎特性的非线性决定了VDC的控制策略基于非线性，所以确定合适的VDC控制器和有效的输出是一件困难的工作。非线性的控制策略可以通过神经网络（NN）和遗传算法获得。系统帮助驾驶人员进行道路修正，增强转向和直线行驶时的稳定性。

此外，研究人员在研究中还运用到了PID控制、最优控制、自适应控制、预瞄控制和相平面控制等方法。③

控制算法

VDC需要解决的问题包括：驾驶员驾驶意图的识别，车辆状态的测量和评估，控制目标的生成，系统执行的效率和平稳性，道路bankangle的测定，系统的开发和评估，以及错误测试等。为了对各种不同的路面作出不同的响应，必须对轮胎-路面之间的附着进行预估。采用较多的方式是利用卡尔曼滤波构造系统观测器，进行车辆操纵稳定性动力学信号的实时软测量。1.3 动力学仿真模型的建立步骤

基于数学模型的数字化虚拟样机仿真技术可以大大简化机械产品的设计开发过程，大幅度缩短产品开发周期，大量减少产品开发费用和成本，明显提高产品质量，提高产品的系统级性能，获得最优化和创新的设计产品。是当今车辆研发领域的一项关键核心技术。以下是计算机仿真研究的关键步骤：

1）建立系统的数学模型

数学模型是系统仿真的研究依据，其对系统的近似程度需要根据仿真要求或者目的来调整。

2）建立仿真模型

一般的数学模型特别是复杂非线性问题不方便通过直接编程并用计算机求解，通常需要把数学模型通过一定算法对原系统的数学模型进行离散化等方便计算机求解的处理。

3）模型验证、试验结果分析

仿真程序负责在计算机内建立、解算、显示仿真模型和试验结果等工作，提供仿真平台，一般采用面向对象高级语言编写。目前有很多商业化的仿真软件，如MATLAB、ADAMS 等等。通过运行仿真程序，将仿真试验数据与实际系统试验数据进行比较、检验，确认模型是否足够代表实际系统，足够反映需求下的实际系统运行的特性，否则要通过结果分析对模型进行修改，直至达到仿真要求。

4）基于仿真模型进行进一步应用

经过不断调整，仿真模型足够反映需求下的实际系统运行的特性，采用仿真模型代替实际系统进行一些深入的研究应用，可以研究哪些参数的变化对性能的影响权重的灵敏度分析；系统在其特性或参数发生变动时仍可使品质指标保持不变的性能的稳健性分析，即系统对特性或参数变动的不敏感性等等。进一步的应用让仿真模型为解决实际工程化问题提供依托，甚至是完整的解决方案。VDC系统的基本原理

2.1 轮胎附着极限状态分析

车辆丧失稳定性时，汽车处于失控状态，出现转向半径迅速减少或迅速增大的严重的过多转向或不足转向，从而导致侧滑、激转、侧翻或转向反应迟钝等，在轮胎的侧偏 力达到饱和状态下，如果前轮首先达到侧偏力饱和极限，会产生“漂移” 现象、侧滑，维持车辆保持期望驾驶轨迹所提供的横摆力矩随之减少，车辆实际的转弯半径比驾驶员期望的要大，导致不足转向，如图1。

图1 车轮达到极限饱和

如果后轮首先达到侧偏力饱和极限，会产生“急转”现象，维持车辆保持期望驾 驶轨迹所提供的横摆力矩随之增大，车辆实际的转弯半径比驾驶员期望的要小，导致过度转向。这两种情况下车辆都处于不稳定状态，还可能导致侧翻或转向反应迟钝等，车辆的操纵性将难以预测和控制。一般的驾驶员很难通过方向盘控制前轮转角很难正确的调整车辆的运动状态，将车辆稳定下来，很容易发生危险，导致事故的发生。

在这种情况下，通过主动控制避免车轮达到极限饱和状态是非常有必要的。2.2 车辆动力学的稳定性分析

目前车辆动力学控制的主要控制目标有以下两种：一个是轨迹保持问题，这个可以由车辆的侧偏角来进行描述；另外一个是稳定性问题，可以由车辆的横摆角速度来描述。作为描述车身状态的两个主要变量，它们之间是相互耦合的。在横摆角速度较小的情况下，车辆的质心侧偏角主要由车辆的纵向力和横向力影响决定，但是直接控制车辆的纵向力和横向力是很困难的；如果只考虑横摆角速度，它的大小取决于质心位置的横摆力矩，最直观的施加横摆力矩的理想方式就是在车辆的两个对角的车轮上施加一对大小相等的但是方向相反的一个驱动力和一个制动力。需要选择一个变量作为主要控制变量，另外一个作为辅助控制变量，两个被控变量需要通过控制算法相互协调。

由于安全在主动控制中是最重要的，相对于轨迹保持，稳定性的重要性更强，所以，车辆动力学稳定性控制以稳定性控制为主，在非理想轨迹的情况下要首先保证汽车的稳定性。通过差动制动来控制车辆的横摆角速度，对于侧偏角的变化就是间接控制，进行适当的修正，尽量接近期望的轨迹。

驾驶员驾驶的理想目标是车辆行驶状态能够按照线性方式在变化，那么也可根据两个能控制变量的实际值与线性状态名义值的差值对汽车动力学稳定性进行判断，当两者差值较小时，粗略的认为汽车的行使状态是稳定的，不予以修正；但当差值变大超出某一额定范围时，认为汽车己经进入需要动力学稳定性控制的准稳定状态。

由于侧偏角的范围很难确定，而只使用横摆角速度状态变量进行反馈控制，实际汽车的横摆角速度ω和侧偏角β的确定：

横摆角速度由汽车上装有的横摆角速度传感器测得。侧偏角是由侧向加速度和横摆角速度积分估算出来：

（t）=0vydt v0t由各传感器测得的信号经过一定的算法和汽车模型运算后，便可以知道期望值与实际横摆角速度ω和侧偏角β,经比较器比较得Δω、Δβ。若在容许范围内，则VDC无须作用；若不在容许范围内，则根据Δω、Δβ的大小确定要产生的修正横摆力矩大小 ΔM。然后根据修正横摆力矩大小值确定各个车轮最优的滑移率。知道滑移率，根据轮胎模型便可以确定每一车轮的制动力大小，从而可以确定每一车轮的制动电磁阀的开关时间（或节气门开度），制动电磁阀工作后（或节气门开度改变）便实现对汽车的稳定性控制。车身状态参数的测量和估算

3.1 车身传感器和基本车身状态参数测量

主要的传感器有：方向盘转角传感器、侧向加速度传感器、横摆角速度传感器、轮速传感器、制动压力传感器。

目前基本是将侧向加速度传感器和横摆角速度 2 个传感器进行一体化设计集成，通过 CAN 总线与 ECU 通讯。3.2 派生车身状态参数的估算

1）侧向加速度的估算：加速度计得到侧向加速度；

2）质心侧偏角的估算：本文采取质心侧偏角由侧向加速度和横摆角速度积分估算的方案：在纵向和侧向水平的路面上，忽略汽车点头和侧倾角，则汽车的质心侧偏角β可 由下式确定：

vx1vy2 21vv式中：v为车速；vy为侧向加速度；vx纵向加速度。若汽车车速变化不大，上式简化为

vyv，则：

t0dt00tvydt v0t

3.3 附着系数的估算

由汽车在垂直方向、纵向受力平衡及力矩平衡，得到下列 3 个方程：

N1N2mg

11dyFNNmbi21122234dt

dyN1Lmgl2mhdt将方程联立求解可得各轮的附着系数（参数下标 1, 2, 3, 4 分别表示各车轮对应参 数值）。VDC 系统经典控制仿真

ADAMS/Controls是ADAMS软件包中的一个集成可选模块。在ADAMS/Controls 中，可以通过简单的继电器、逻辑与非门、阻尼线圈等建立简单的控制机构，也可利用通用控制系统软件(如：MATLAB，EASY5)建立的控制系统框图，建立包括控制系统、液压系统、气动系统和运动机械系统的仿真模型。

Simulink 是 MATLAB 软件的扩展，它是实现动态系统建模和仿真的一个软件包。Simulink 提供了一些按功能分类的基本的系统模块，通过对这些基本模块的调用，再将它们连接起来就可以方便的构成所需要的控制类型的系统模型，进而进行控制系统仿真与分析。本文选用 Simulink 完成包括两自由度线性模型计算的 ECU 控制系统的设计。

通过ADAMS/Control接口把ADAMS/Car中建立的非线性整车模型作为Simulink中的S-function函数和控制模型联合起来进行VDC控制系统联合仿真分析。

图2 ADAMS多体模型-控制系统的联合仿真

如图 2 所示，ADAMS/Car 的车辆模型输入信号包括：左前轮制动力矩、右前轮制动力矩、左后轮制动力矩、右后轮制动力矩和发动机节气门调节信号，输出信号为四个车轮的转速、车身横摆角速度、质心侧偏角、方向盘转角和车辆前进方向速度等信号。VDC主控ECU为VDC系统的控制逻辑单元，该单元包括多个作用子系统。根据采集到的四个轮速信号、车身横摆角速度、侧偏角和前进速度等按照控制逻辑对四个轮子制动系统系统和节气门调节系统发出控制指令。制动调节系统采用脉冲信号结合ABS子系统进行输入，ABS控制采用结构简单、稳定性能好、可靠性高的PID控制实现；节气门信号通过在两个前轮上施加相同的制动力矩模拟。主控ECU内部采用不同的控制方法配合不同的控制策略可以达到不同的控制效果。4.1 基于 TCP/IP 分布式联合仿真

MSC.ADAMS 中的控制接口模块 ADAMS /Controls 有两种通信机制，即基于管道式的通信机制与基于 TCP/IP 的通信机制。管道式的通信机制运行速度较快，但不支持不同机器之间的通信。基于 TCP/IP，就可以在一台机器上运行 ADAMS 求解程序，而在网络上的另一台机器运行控制程序 MATLAB，两者之间进行信息的实时传递，实现动力学模型和控制系统的联合仿真。

本文选用 Simulink 完成控制系统的设计。在 ADAMS/Control 模块下，可以建立 与 MATLAB /Simulink 的接口，采用 client/server(客户端/服务器)模式，它的通讯过程 是基于 TCP/IP（Transmission Control Protocol/Internet Protocol）协议实现的。该协议中 接口是两个程序之间进行双向数据传输的网络通讯端点，有一个地址和一个端口号来标识。ADAMS/Control 服务程序在提供服务时在一个端口进行，使用该服务的客户机 Simulink 也必须连接该端口。4.2 车辆 VDC 的阈值控制

基于阈值控制的稳定性控制器的设计为：

本文将表征车身运动轨迹的质心侧偏角作为主要辅助门限；为了区分不同工况下的控制实施，添加横摆角速度上下限辅助判断门限作为是否施加控制的判断开关。

由实际横摆角速度和期望横摆角速度差值Δω触发 VDC 控制的执行，当Δω大于上限值 Ahigh，那么就施加反馈 Tout，反馈根据方向盘转角判断并确定其具体在哪个车轮上施加，例如当方向盘左转，驾驶员期望车身左向转弯时，轮胎达到附着极限，横摆角速度不能跟踪前轮转角变化Δω绝对值增大大于Ahigh，发生转向过度，需要施加反向的横摆力矩遏制继续增大趋势，根据单独车轮施加制动力对横摆力矩影响不同，确定在前外轮施加制动力；当Δω逐渐减小到低于Ahigh，停止施加制动力。

图3 横摆角速度阈值控制框图

如图

3、图 4 所示，修正横摆角速度，可以保证车辆的稳定性；车身轨迹通过辅助的质心侧偏角阈值控制修正。对两个前轮进行制动或者发动机进行加减速的调节。

图4 质心侧偏角辅助阈值控制框图

4.3 阈值控制仿真结果与分析

STEP 工况 Mu=0.2 车速 100Km/H 方向盘30度急转

图5 车身轨迹与横摆角仿真

图6 质心侧偏见与修正扭矩仿真

从上面图 5~图 6 可以看出，在摩擦系数很小的 mu＝0.2 的模拟冰雪路面下方向盘阶跃试验中，如果不采用 VDC，尽管轨迹能够基本按照驾驶员意图行驶，但是 从质心侧偏角和横摆角速度来看，车辆已经进入不稳定状态，很难再正确按照驾驶员的操纵行驶；采取 VDC 主动控制，轨迹较原曲线更加充分利用的地面的附着力，转向半径更小，而且质心侧偏角和横摆角速度都保持在稳定区域，车辆没有丧失稳定性。但是可以看出制动力控制的施加频率比较大，导致横摆角速度、质心侧偏角等都出现局部的小范围的锯齿状波动，这个是由于阈值控制的特性决定的，属于阈值控制的固有缺点，需要采用其他控制方法才能够有所改进。总结

本文结合线性两自由度理想模型，运用阈值控制，基于ADAMS多体动力学模型和 Simulink反馈控制模型的联合仿真，进行多种极限工况下的汽车操纵稳定性仿真试验研究，对车辆VDC系统的控制方法进行仿真分析。得到的仿真结果显示，阈值控制具有使制动力控制的施加频率较大，从而导致横摆角速度等出现小范围的锯齿波动的缺点，但是，车辆仍保持稳定。本文的不足之处：没有讨论其他控制方法对稳定性的影响，比如PID控制，模糊控制等。参考文献：

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第三篇：车辆动力学概述

车辆动力学概述

回顾车辆动力学的发展历史，揭示车辆动力学研究内容及未来发展趋势，对车辆特性和设计方法也作了简要介绍。

1.历史发展

车辆动力学是近代发展起来的一门新兴学科。其发展历史可追溯到100多年前[1]，直到20世纪30年代初人们才开始注意车轮摆振问题等；而后一直到1952年间，人们通过不断研究，定义了不足转向和过度转向，建立了简单的两自由度操纵动力学方程，开始进行有关行驶平顺性研究并建立了K2试验台，提出了“平稳行驶”概念，引入前独立悬架等；1952年以后，人们扩展了操纵动力学分析，开始采用随机振动理论对行驶平顺性进行性能预测，理论和试验两方面对动力学的发展也起了很大作用。然而，在新车型的设计开发中，汽车制造商仍然需要依赖于具有丰富测试经验与高超主观评价技能的工程师队伍，实际测试和主观评价在车辆开发中还有不可替代的作用。

2.研究内容

严格地说，车辆动力学是研究所有与车辆系统运动有关的学科。它涉及范围很广，除了影响车辆纵向运动及其子系统的动力学响应（纵向动力学）外，还有行驶动力学和操纵动力学。人们长期以来习惯按纵向、垂向和横向分别独立研究车辆动力学问题，而实际情况是车辆同时受到三个方向的输入激励且各个方向运动响应特性相互作用、相互耦合。随着功能强大的计算机技术和动力学分析软件的发展，我们已经有能力将三个方向的动力学问题结合起来进行研究。

纵向动力学研究车辆直线运动及其控制的问题，主要是车辆沿前进方向的受力与其运动的关系，按工况不同分为驱动动力学和制动动力学两大部分。与行驶动力学有关的主要性能及参数包括悬架工作行程、乘坐舒适性、车体的姿态控制及轮胎动载荷的控制等；而行驶动力学研究的首要问题是建立考虑悬架特性在内的车辆动力学模型。操纵动力学内容相当丰富，轮胎在其中起着相当重要的作用；通常操纵动力学研究范围分为三个区域，即线性域、非线性域和非线性联合工况。

3.车辆特性和设计方法 车辆动力学特性的设计方法主要以系统建模和分析为主，而车辆设计则可以是一个迭代循环的过程。在此，不得不提一下人们所期望的车辆特性。

在车辆纵向动力性能方面，人们期待车辆能够有很好的动力性、燃油经济性和制动性，为实现这些理想特性，就要对车辆的动力与传动系统及制动系统的良好设计来保证[2]。就乘坐舒适性而言，被广为接受的评价指标是使驾驶员和乘员所感受到的加速度水平降至最小。在操纵性方面，总体目标包括两个方面，一是对于风的扰动或不平路面的干扰车辆所产生的运动响应控制在最小范围，二是对驾驶员输入响应达到最优；实际中，驾驶员本身作用不容忽视。具体而言，所期望的车辆操纵稳定性可归纳为稳定性、可操纵性、一致性和常规性等四个方面，便于我们进行研究。

在实际研究中，我们可以通过对实际车辆的数学建模、动力学方程求解，然后再用所求得的结果对实际车辆进行分析解释。我们建模要能够准确描述车辆动力学特性，预测车辆性能并由此产生一个最佳设计方案，解释现有设计中存在的问题并找出解决方案。

4.发展趋势

传统的车辆动力学研究都是针对被动元件的设计而言，而采用主动控制来改变车辆动态性能的理念，则为车辆动力学开辟了一个崭新的研究领域。在车辆系统动力学的研究中，采用“人-车-路”大闭环的概念应该是未来的趋势。作为驾驶者，人既起着控制器的作用，又是车辆性能的最终评价者[3]。计算机技术和控制技术共同推动了现代汽车系统动力学的发展。

车辆的控制系统包括三大部分，即控制算法、传感器技术和执行机构。后两者在技术上可以解决，而作为控制系统的关键，寻求一个能够为车辆提供良好性能的控制律，则需要控制理论与车辆动力学的机密结合。

与传统的集中质量模型相比，近代发展起来的多刚体系统动力学可大大地提高复杂车辆模型的精度[4]，已经成为汽车CAE技术的重要组成部分。采用人-车闭环系统也将是未来汽车系统动力学研究的趋势[5]。

参考文献 [1] Lanchester F W.Some problems peculiar to the design of automobile.Automobile Engineers, 1908, II:187 [2] 喻凡，林逸.汽车系统动力学[M].北京：机械工业出版社，2005:7-10 [3] Dynamik D, Kraftfahrzeuge.汽车动力学[M].北京：清华大学出版社，2009:575-578 [4] Kortum W, Sharp R S.A report on the state of affairs on application of multi-body computer codes to vehicle system dynamics.Vehicle System Dynamics, 1991,20(3-4)：177-184 [5] Guo K H, Guan X.Modelling of driver/vehicle directional control system.Vehicle System Dynamics, 1993,22(3):141-184

第四篇：车辆动力学 综述

车辆动力学综述

人们常说控制一辆高速机动车的主要作用力产生于四块只有手掌般大小的区域——车轮与地面的接触区。这种说法恰如其分。对充气（橡胶）轮胎在路面生所产生的力和力矩的认识。是了解公路车辆动力学的关键。广义上，车辆动力学包括了各种运输工具——轮船、飞机、有轨车辆、还有橡胶轮胎车辆。各种类型运输工具的动力学所包含的原理，各不相同并且十分广泛。

车辆动力学主要分为车辆系统动力学和车辆行驶动力学。因为车辆性能——在加速、制动、转向和行驶过程中运动的表现——是施加在车辆上的力的响应。，所以多是车辆动力学的研究必须涉及两个问题：怎样以及为什么会产生这些力。在车辆上影响性能的主要作用力是地面对轮胎产生的反作用力。因此，需要密切关注轮胎特性，这些特性有轮胎在各种不同工况下产生的力和力矩所表征。研究轮胎性能。而不彻底了解其在车辆中的重要意义，是不够的：反之亦然。

车辆系统动力学的研究的主要方向是如何提高车辆的平顺性、稳定性以及安全性。主要将动力学原理用于车辆行驶系统的控制以及优化控制，包括轮胎、转向、悬架以及电控系统的分析研究，进而得到更优的力学特性。

1、悬架

传统的被动悬架具有固定的悬架刚度和阻尼系数，设计的出发点是在满足汽车平顺性和操纵稳定性之间进行折中。被动悬架在设计和工艺上得到不断改善，实现低成本、高可靠性的目标，但无法解决平顺性和操纵稳定性之间的矛盾。20世纪50年代产生了主动悬架的概念，这种悬架在不同的使用条件下具有不同的弹簧刚度和减振阻尼器。汽车悬架可分为被动悬架和主动悬架。主动悬架根据控制方式，可分为半主动悬架、慢主动悬架和全主动悬架。目前，主动悬架的研究主要集中在控制策略和执行器的研发两个方面。图1所示为上述各种悬架系统的结构示意图，其中K代表悬架弹性元件刚度，代表轮胎等效刚度，C。代表减振器阻尼，代表主动装置，代表非悬挂质量，代表悬挂质量。

（a）被动悬架（b）阻尼可测试半主动悬架（c）刚度可调式半主动悬架

(d)慢主动悬架(e)全主动悬架

图1各类悬架结构示意图（1）半主动悬架

半主动悬架系统介于被动悬架系统和全主动悬架系统之间。它只消耗少量的能量，可进行刚度或阻尼控制；半主动悬架比全主动悬架结构简单、成本低；自20世纪90年代以来半主动悬架系统已较为广泛地使用在高级汽车和军用汽车上半主动悬架可分为刚度可调式和阻尼可调式两种。目前，弹簧的刚度调节普遍通过空气弹簧或油气弹簧来实现。刚度可调式半主动悬架可提高汽车行驶的路面友好性，减

轻汽车对道路的损伤程度。福特汽车公司的Continental Mark VⅡ车型和丰田公司LEXSUS(LS400)车型上均成功应用了弹簧刚度有级可调的半主动空气悬架。全球汽车零部件供应商大陆集团为保时捷开发了弹簧刚度可调的空气悬架，装备于Panamera车型上。

（2）全主动悬架

A一执行元件 E一比较器 F一力传感器 P一电位器一控制阀 l一悬挂质量2一加速度传感器 3一信号处理器 4一控制单元 5一进油 6一出油 7一非悬挂质量 8一路面输入

图2全主动悬架工作原理

全主动悬架系统采用一个可控的执行器代替了被动悬架的相应部件，是有源控制系统。全主动悬架系统所采用的执行元件具有较宽的响应频带，为0～15Hz，有的高达100Hz，对车轮的高频共振也可以控制。全主动悬架系统结构复杂，主要由执行元件、各种传感器、信号处理器和控制单元等组成，执行元件多采用电控液压或电控气压伺服系统。

（3）汽车主动悬架的研究发展趋势 目前，被动悬架的应用在一定时间内仍是最广泛的，可以通过进一步优化结构和参数来提升悬架性能。半主动悬架性能优于被动悬架，成本比全主动悬架低，它将是今后悬架系统的主要发展方向之一，而研发可靠、调节方便的可调阻尼减振器和算法简单有效的控制策略则是其主要课题。全主动悬架性能突出，由于其高成本。结构复杂，目前还只装备于高级汽车上。全主动悬架研究的重点在于高性能的执行器和控制策略两方面。电控式全主动悬架是汽车悬架的发展方向。

2、轮胎

车辆动力学性能的稳定控制系统（DSC）就是主要分析与估计轮胎的实时特性与性能，对轮胎的实时状态进行评估，对收集的参数进行计算分析，从而得到更为直观可靠的数据，有利于研究人员做出判断和改进。这对于汽车的行驶稳定性及安全性有积极的意义。

实用轮胎模型，一般通过实验获得，常用于车辆动力学与控制分析。大部分的实用的轮胎模型描述的线性或非线性静态轮胎性能。遵守一个规则：在松弛长度轮胎（RLT）模型插入一阶轮胎动力。然而在描述低速轮胎动力时，RLT模型能创建一个无阻尼振荡模型在.3、转向系统

（1）汽车转向系统的概述

汽车转向系统是驾驶员用来控制汽车运动方向的系统，它直接影响到汽车行驶的安全性、操纵稳定性和驾驶的舒适性。转向系统发展至今，出现了机械式、液压助力式、电控液压动力式、电动助力式和线控转向系统。

随着我国汽车工业的不断发展，汽车转向系统运动学和动力学的分析与研究变得日益重要。汽车的转向系统作为整车的一个重要组成部分，它对汽车的操纵稳定性、平顺性和驾驶员的安全驾驶都有着直接的影响。汽车转向系是通过对左、右转向车轮不同转角之间的合理匹备来保证汽车沿着设想轨迹运动的机构。它主要由转向操纵机构、转向器和转向传动机构组成。其中最为广泛利用的转向器是齿轮—齿条式转向器。多刚体仿真软件ADMAS技术以机械系统运动学、动力学和控制理论为核心，加上成熟的三维计算机图形技术和基于图形的用户界面技术，将分散的零部件设计和分析技术集成在一起，提供一个全新的研发机械产品的设计方法。它通过设计中的反馈信息不断的指导设计，保证产品寻优过程的顺利进行。在汽车的转向系统设计中，当转向器、悬架的类型和车轮的布置在汽车设计时确定以后。那么，转向系设计的主要方面是转向梯形机构杆系的空间设计和布置问题。目前，在汽车转向系统的设计方法中，主要包括平面设计方法、空间机构设计方法、多体动力学软件模拟仿真方法。

(2)现代汽车转向系统的发展趋势

随着汽车电动助力转向系统技术的成熟和成本的降低，在乘用车中将广泛使用，并将逐步取代液压动力转向系统（HPS）和机械转向器。小齿轮助力式电动转向系统（P-EPS）、双小齿轮助力式电动转向系统（D-P-EPS）、齿条助力式电动转向系统（R-EPS）将会广泛在乘用车和混合电动汽车上应用，特别是P-EPS和D-P-EPS。随着新型大功率小型无刷直流和永磁同步交流电机的控制和制造技术的成熟，42V电源的使用，在一些商用车上也将会使用D-P-EPS和R-EPS。线控转向系统将会大量在低排放汽车（LEV）、混合动力汽车（HEV）、燃料电池汽车（FCEV）、电动汽车（EV）上应用。四轮转向系统将会从原来的应用大型车辆、SUV、跑车和越野车向轿车上应用。主动转向系统、ARS技术在未来几年内也会从高级轿车向中级轿车上普及和应用。

4、汽车制动

汽车的制动性能对车辆运行的安全性起着至关重要的作用。对轿车制动性能的检测就显得特别重要。汽车安全检测，作为在用汽车不解体检测的主要手段，在我国已基本得到普及。目前已建成的汽车检测站中，其制动检测普遍采用反力滚筒式制动检测台。随着科学技术的发展，人们在汽车制动性能方面作了大量的工作如：ABS(汽车制动方抱死系统)、EBD(制动力分配装置)、ESP(电子稳定程序)、BAS(制动辅助系统)、ASR(驱动防滑系统)、EBA(电子刹车辅助系统)汽车ABS&ASR控制系统是一种有效减少交通肇事，提高公路交通运输能力，全面提高汽车制动、驱动和高速行驶性能的主动安全装置。ABS&ASR 作为一种汽车电子控制技术，大大地提高了汽车在各种附着系数路面的通过性、操纵稳定性。

5、结论

通过对本门课程的学习和参看了大量的期刊、论文。我对车辆动力学和相关的知识有了更多的了解，

第五篇：自动变速箱油ATF销售合同

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自动变速箱油ATF销售合同

甲方：输入个人或单位名称

乙方：输入个人或单位名称

为保护甲乙双方的合法权益，根据国家有关法律法规，本着互惠互利、共同发展的原则，经双方充分协商，特订立本合同。

一、甲方授权乙方为产品在（地区）的独家经销权,甲方不得在前述渠道内另行从事本产品的销售业务。

产品包装：输入包装说明

二、销售指标

输入具体要求指标

1、____________________________________________________________

2、____________________________________________________________

3、____________________________________________________________

三、供货价格、付款方式

1、供货价格：每件 输入金额 元（即每盒 输入金额 元）。

2、货款结算方式

（1）原则上现款提货，即在乙方货款汇至甲方帐户后，甲方再行发货。

（2）甲方可按结算货款为乙方开具发票。

四、供货期限、货物运输

输入具体要求

2、货物到乙方经销城市的铁路或公路零担费用由甲方承担。如乙方需其他运输方式，超出铁路零担运输费用由乙方承担。

3、运输途中如有破损或数量短缺，凭承运部门证明，甲方负责更换补充。乙方在销售和仓储中造成的破损和短缺由乙方负责。

4、乙方在收货（即货到）小时内完成验收，验收时如有问题应立即通知甲方，逾期甲方不再负责。乙方验货后，应在 小时内将收货凭据经签字盖章后传真给甲方，否则视同收货认可。

五、销售价格及渠道管理

输入具体要求

1、本产品执行全国统一零售价格政策，每件零售价规定为 元。

2、经销商不得进行不正当的价格竞争，不得以任何名义直接降低价格倾销。

（1）乙方保证以不低于甲方规定的零售价格（经甲方同意的打折促销除外），销售本产品。

（2）如乙方在经销期间将甲方的产品低于甲方的供货价销售，一经查实将按该月货款总额的200%赔偿经甲方，同时甲方有权取消乙方的经销商资格。

3、未经甲方书面同意，乙方不得跨区域销售产品，不得到甲乙双方约定的专销地点以外的任何地区销售，一经查实将按该货款总额的200%赔偿给甲方，同时取消乙方的独家经销商或经销商资格（本款所指销售为较大规模的公开销售）。

六、广告宣传

1、乙方对广告宣传的内容和发布方式具有建议权，但最终确定权属于甲方。

2、地区性的广告、宣传费用由乙方单独承担。

3、根据乙方销售需求，己方按成本价提供相应的宣传品。其他与产品销售有关的用品由乙方自行负责。

七、双方的权利、义务

1、甲方的权利

（1）对乙方的经营和推广活动有咨询、知情权。

（2）在乙方发生违规销售时，有权查看乙方的帐目。

2、甲方的义务

（1）有按照合同规定维护乙方合法权益的义务。

（2）本合同生效后，在乙方未违反本合同约定的情况下，甲方不得在乙方的销售渠道内再以其它任何方式或由任何机构来销售本产品。买卖变速箱，上中国变速箱网http://www.xiexiebang.com

（3）有按时供货、保证货物质量和提供经营信息的义务。

（4）有向乙方提供产品销售必须文件的义务。

（5）产品出现质量问题，有义务无偿退换、并承担运费的义务。

3、乙方的权利

（1）乙方有在合同许可范围内的自主经营权和独家经营权。

（2）对甲方违反本合同的行为，可以直接追究甲方经济、法律责任。

4、乙方的义务

（1）乙方有拓展市场、建立健全有效的销售网络的责任。

（2）乙方有在甲方提供有关手续后三十天内办好本产品上市的一切相关手续的义务。

（3）乙方有对甲方的产品技术、经营情况、市场拓展策略、价格体系等信息保密义务。

（4）乙方不得再经销其它与本产品功效成份相似或构成竞争关系的产品

（5）乙方有义务代表甲方妥善处理当地消费者对产品的质量、功效咨询等相关事宜。

八、合同的解除

1、乙方的进货量在半年或一年内未达到一定规模，则甲方有权解除本合同。

2、在市场启动期结束后，如甲方在约定的供货期后15日内仍未发货的，则乙方有权解除本合同。

九、解除合同后的有关约定

1、乙方应对甲方经营内容（包括但不限于销售政策、价格体系等）继续承担保密的义务。

2、乙方应退还所有的文件、资料、授权委托书等（包括复制品）。

十、其他

1、甲乙双方均不得以企业性质发生变化等原因终止或违背合同。

2、乙方应将资质材料（营业执照、保健食品经营许可证、法人证书复印件等加盖公章）于合同签订一并提交甲方备案存档。

3、合同签定时，乙方须交付市场履约保证金 输入金额 元，合同期满后，如乙方无违约行为，甲方将保证金全额退还给乙方（不计利息）。

4、当市场营销启动一定规模的广告宣传及规范的终端销售管理，则甲方有权根据费用及责任的分担情况相应调整产品的代理价格和销售量指标。

5、因产品质量问题可随时退、换货。推广期后，经销商未售出的产品，保质期在一年以上，包装完好且不影响二次销售的，可按进货量的（比例）退、换货。

6、未经甲方授权，乙方不得在互联网上发布与本产品有关的信息，并严禁进行网上销售。

十一、违约责任

甲乙双方同意本合同全部条款，如有违约按国家有关法律、法规解决。

十二、不可抗力

不可抗力是指不能预见、不可避免且无法克服的任何事件，包括地震、塌方、洪水、台风等自然灾害以及火灾、爆炸、战争等类似的事件，具体按照《中华人民共和国合同法》的相关规定执行。

十三、争议的解决

凡因履行本协议书所发生的或与本协议书有关的争议，各方首先应通过友好协商解决。如协商不成的，任何一方可将争议提交中国国际经济贸易仲裁委员会华南分会按照申请仲裁时该会现行有效的仲裁规则进行仲裁。仲裁裁决是终局的，对双方均有约束力。

十四、合同生效及期限

1、本合同有效期为输入具体年限年（自 年 月 日至 年 月 日），经甲乙双方签字、盖章后生效。合同期满后，在同等条件下，乙方有优先续约权。

2、本合同一式肆份，甲乙双方各执贰份，共同遵守。本合同涂改处无双方盖章为无效条款。

3、本合同未尽之外，双方可另行签订补充协议，与本合同具有同等法律效律。

甲方：输入内容

乙方：输入内容

代表人：输入内容

法人代表：输入内容

地址：输入内容

地址：输入内容

电话：输入内容

电话：输入内容 买卖变速箱，上中国变速箱网http://www.xiexiebang.com

传真：输入内容

传真：输入内容

输入具体日期，年月日

签于：输入内容