第一篇：車輛傳動系統的動力學分析與自動變速箱

車輛傳動系統的動力學分析與自動變速箱

G.Kouroussisa, P.Dehombreuxb, O.Verlindena

關鍵詞： 自動變速器 刪除卡斯蒂略的方法 變速箱的運動 離合器模型 罰函數 車輛縱向動力學

摘要

本文介紹了對自動變速器模型的一個有效的配方在動力傳動系統設計的早期發展階段的車輛性能。相應的用虛功原理獲得的運動方程，涉及所有旋轉的變速箱零件。刪除卡斯蒂略的方法來有效地建立部分的齒輪比的表達。一套是刑罰功能與離合器相關的制動器使連續模擬換檔。車輛的加速度計算方程包括變速器模型的乘用車管理縱向行為,包括發動機、輪胎的一個現實的模型和經典道路負載。這個公式提供了一個動力系統/車輛動態模型為了簡單起見(剛性互連機構運動學約束),和充分有效的連續模擬齒輪變化。提出了兩個現實案例，即克萊斯勒45rfe和愛信華納55-50錫動力系統。對于后者，驗證是通過比較了的測量數據。開發模型顯示自己是一個有價值的工具,用于模擬的實現不同控制齒輪變化規律。

2014愛思唯爾有限公司保留所有權利。

1。簡介

多體仿真工具通常用于評估車輛在架設前的表現。這個虛擬原型不僅用于機械性組件的設計也為電子部分。多體系統的耦合與其他學科提供了豐富的新的發展領域。例如,機械電子系統,需要集成特定方程與致動器、控制器和傳感器、富于車輛及其規范現在定義與計算機輔助工程工具。自動變速器(在)組成的行星齒輪火車,越來越多的應用在現代轎車。其重量輕、體積小，有趣的表演，使這類裝置的成功，特別是最近被帶到限制功率耗散。這種輪系是一個完美的例子。機電一體化系統的汽車由于變速箱控制器來優化燃料消耗或加速性能。盡管通常的多體系統仿真工具通常用于評估車輛的動態性能，對一個完整的加速過程仿真是不直接改變各變速運動限制通過傳動系統。模擬換檔，第一選項，包括建立連續的齒輪[ 1 ]模型，仿真跳躍模型是根據一定的連續性條件進行的模型（硬件在環仿真）。這方式是乏味的，由于機構配置高一些但有很好的分離階段模數轉換優勢。第二選項包括在模型的執行機構，除了內部組件。因此，更復雜的模型可以被開發，包括變速箱的所有機械零件，和詳細的接觸現象的發生離合器和制動器[ 2 ]。水獺等。[3]建議在Modelica的軟件模型下考慮變速箱，包括液力變矩器(TC),作為一個變量結構。同樣,鄧普西等。[（4、5)開發了一種Modelica圖書館致力于自動傳動系統動力學(PT),包括多重物理量行為(熱或液/結構交互)在

一個模擬的環境。多拉和穆拉德 [6]提供了一個方法,每個傳輸部分分別建模,然后連接到對方一步一步中間使用LMS想象AMESim.Lab驗證。聯合仿真技術用于包括和利用系統控制。鐘等。【7】注重提高換擋瞬態換擋控制算法。真田等人。[ 8 ]，還提出了一個數學模型的魯棒控制器設計的離合器滑摩控制，考慮到移動的慣性相位。對于動力傳動齒輪噪聲和動態載荷，行星齒輪動力學建模主要包括集中質量模型和有限元模型。剛體運動學模型，為集總參數模型提出的顧和伊蘭克斯[9,10]，報價也可能研究準靜態和動態在制造誤差的存在，加載（幾何，安裝，……）。這些動態模型的齒輪的齒之間的相互作用也保留對行星齒輪的自然頻率和振動模態。[11 13]。所有這些交互往往是研究在一個齒輪箱模型中,由于集成模型(如動力系統/車輛動態模型)需要的計算工作。

上述模型對變速箱的機械設計是特別有用，但是他們都強烈地依賴于平臺仿真。此外，在動力總成設計階段存在的不足，詳細的完整的多體分析中的應用將是困難的。在這種情況下，一個中間模型倡導并優先在行業。例如，幫助的齒輪變化的設計，它是處理一個模型允許完整的加速過程仿真有趣車輛。這種模式甚至可以集成在開發新的策略目標變速箱控制器內部精確的發動機轉速控制和最優移位電機調諧。一個簡單的模型在本文中，基于以下假設： 它包括所有齒輪箱的旋轉部分,視為剛性,沒有專注于摩擦扭矩齒輪相互作用引起的。相比其他建模（例如，結合多體動力學和潤滑的接觸力學模型[ 14 ]，牙齒摩擦在行星齒輪[ 15 ]功率損失），這種方法允許簡化的目的與早期的發展階段。

?對于傳動系統，齒輪的相互作用是在為運動約束。柔性接觸和非線性特性產生從行星齒輪的動力，在[ 16 ]的研究，也忽視了由于換檔的設計并不需要一個非常傳動系統詳細的彈性分析。

?離合器和制動器，它代表自動傳動系統的基本要素，是由扭矩施加在齒輪使用替換通過分析制定刑罰與設備有關的運動學約束相關的功能。

?動力模型是包含在一個簡單的車輛模型，考慮到縱向運動。

所有這些假設與模型的目的和所采用的有效配方兼容。建立變速箱的運動控制方程，利用虛功原理，提出一個系統的方法，通過刪除相關卡斯蒂略[ 17 ]以自動建立運動學約束。該模型用于加速度的仿真一個客車，包括電機和TC的特點，受古典的道路負荷如滾動阻力的現實模型，和空氣阻力。提出了一個驗證步驟，通過比較從車輛的加速度發表的一些結果配備愛信華納55-50錫動力。超越的動力性能分析，結果進行了比較對克萊斯勒45rfe傳輸。2。自動變速器的動力學模型

車內的機械系統之間的連接裝置，在動力總成圖1所示。TC一般直接放在發動機將負載從電源在換檔后。液壓泵與在消耗營養液從而激活制動器和離合器一點能量。這些操作由一個電子控制單元，稱為傳輸控制模塊（TCM），允許策略被越來越多的復雜提供司機駕駛更舒適。事實上，齒輪的變化是根據由車輛優化設計運行條件：低轉速或嬉戲的態度在全油門低消耗。進一步的，經典力學考慮，包括差分和車輪。本節重點介紹變速器的力學行為，包括一系列復雜planetaries更多或更少，取決于變速箱的設計。

圖1。在傳輸流

僅考慮各部分圍繞其中心軸旋轉，虛功率原理是由下列表達

在ω我被認為是剛性的各構成變速箱NB機構的角速度。相應axialmomen慣性II和總扭矩的頂端到頂端，我對每個體都考慮在內，包括剎車離合器或貢獻，外部來源（輸入和輸出傳動元件）。虛擬旋轉速度參數ωV，我的身體的每一個可以表在一些選定的NCP主虛擬旋轉速度ΩV，J的部分貢獻，與ncp的變速箱的自由度數量。系數λ我，J被定義

為研究機械系統始終是與時間無關的，表達（2）也是有效的房態和因此的角ω加速我：

Ω哪j是第j個主旋轉加速度。從這些時刻的虛擬旋轉速度ΩV獲得虛擬功率，從均衡提供了NCP方程[J]變速箱的運動規律：

這一原則是安薩姆最大坐標的方法類似，希勒[ 18,19 ]發達，其中數配置參數的NCP用于表達themultibody系統運動學等于自由度的數目該系統。比較喜歡直角坐標或相對坐標的方法，廣泛應用于商業產品，一個最小的坐標的方法產生一個NCP的常微分方程系統的優勢。通過對式（5），事實證明，運動方程可以構造如果用戶提供了系統的運動學，也就是說系數表達λ我，J，和所施加的扭矩，身體的每

圖2。輪系結構。

2.1。齒輪和行星

在變速器的運動學分析進行第一步是確定的自由度的數目和選擇主旋轉只有每個部分圍繞其中心軸旋轉必須考慮第二步是提取。運動各部分間的關系以確定系數λ我作為選定程度的功，自由工作可以由每個傳動關系寫了著名的（見圖。2

（一））

ωL / M與齒輪具有相對于身體的旋轉速度（即齒輪軸連接的部分）和ZL為齒輪的齒的L（L = i或j）。這種關系必須結合組成的旋轉

行星差動齒輪，thewillis公式[ 20 ]可以直接使用（參見圖2（b）為指標）

在參考部分0可以由任何人取代，根據組成的旋轉。2.2。在刪除卡斯蒂略的使用方法

建立運動學公式（2）是復雜的，繁瑣的和是一個錯誤。為了克服這個困難，系統的方法，通過刪除卡斯蒂略[ 17 ]最初，是用來方便地解釋所要求的運動關系。如果一個齒輪（或基本電路）K的確定了火車，一個矩陣C容易建造fromkinematic關系，考慮結構行星。其元素CKN定義為

與下標IK和JK的齒輪和RK相關承運人（在“±”符號為內部負號嚙合的齒輪只）。Zik是齒齒數我參與電路K元素納鐵福提供J運動學方程

矩陣的大小（J×N）確定J和鏈接，請注意這兩個數字是數字電路與數字通過下關系聯系：

在一個單自由度的行星[ 21 ]。

圖3。一個四連桿行星結構及其電路的運動方案。

系數λ我，J是從下面的關系[ 17 ]獲

其中EI，E J，EL和連接尺寸的向量（N×1）的條件是等于零，默認情況下，在對應行的一個所采用的定義（該：輸出齒輪；輸入齒輪；排rowj：L：固定齒輪；化：最后一行）。方程（12）是availablewhen選定行星驗證關系（11），與系數的定義兼容λ我，J。應用這種方法，它是必要的表定義行星電路研究。說明行星在圖3中顯示的是該方法。注意身體的2是由兩齒數不同的牙齒（Z21 Z22左邊；右邊）。強調的是兩個電路，和C是

如果身體4被鎖定，和體1和3作為輸入和輸出元件分別，這比31行星輪系λ通過求解式（12

如果身體2被選擇作為輸出，（E J和EL不變）

2.3。穩定的罰函數的離合器和制動器

確保從輸入功率傳輸到輸出軸，NCP?1輔助設備，一個離合器或制動器，必須從事這樣的變速箱擁有1度freedomonly。如果i和j接合部分之間的離合器，它將逐步防止相對轉動速度，施加以下約束

實際上，摩擦力矩是通過輸入和輸出軸之間的離合器裝置，最大振幅根據對摩擦盤的壓力。壓力逐漸增大，當傳遞的轉矩低于摩擦極限，部分堅持相互約束。的齒輪變化平整度直接相關由液壓致動器施加的壓力剖面，驅動本身的變速箱控制器。允許一個連續的齒輪變化的簡單模擬，離合器將引入的運動方程施加力矩Ti和Tj在部分I和J分別給出的，換檔時，懲罰系數K是由控制單元施加的壓力分布和模擬繼續進行。當然，一些滑移發生在裝置，但如果懲罰系數足夠大，可以忽略不計，這可能是由于穩定期。制動的情況是類似的，一部分是固定的。這種方法是相當簡單的。方程（19）存在一定的局限性，忽略了界面摩擦粘滑性離合器或制動器，因此復雜的摩擦現象，如離合器抖動[ 22 ]。罰函數被應用在所有的情況下在整個模擬。他們還提供了一個簡單的方法來估計右離合器的扭矩值（低估扭矩是重要的滑動相關；過高會導致有關的部分的相對旋轉）沒有定義許多機械參數。時間常數τ介紹保證數值積分的穩定性模型也可以被看作是某種相關的運動學約束比例微分控制。同樣的表達用于任何制動，離合器或單向離合器系統（使用帶，楔塊或磁盤技術）。所有的懲罰系數的標稱值等于105nmsRAD和持續時間0.1秒源于調整提供令人滿意的結果（懲罰系數足夠大的）。2.4。變速器的動力學

通過開發式的表達（5）在主旋轉速度，以下系統得到的

介紹臺基網和吹捧的施加的扭矩輸入軸和輸出軸上。采用這種結構，我們假設第一和最后的配置參數與輸入（Ω1）和輸出軸速度（ΩNCP），分別。它要說明的是利矩陣M和D的發

展與價值的懲罰系數相對于每個離合器/制動器和運動方程高剛性由于這些懲罰系數的高值。這些方程必須在整個模擬過程中保持不變的優點。每個齒輪比對應的一組的懲罰系數，換檔時，懲罰系數逐步倒（0～105nmsRAD或負）。以要盡可能接近現實，懲罰系數隨時間變化和遵循，在轉變過程中，壓力的演化由液壓致動器驅動離合器/制動器變速箱控制器施加。對所提出的系統模型，已在easydyn方法[23,24]實施框架。easydyn由C + +庫允許的運動方程，數值建設和整合從運動學，表示的最小坐標的方法，并對機械系統的力量。的可能性，包括補充微分方程，這些方程提供其他constructedmechanical系統耦合。框架developedmainly與可讀性和性能是關注。該項目是開源的，用戶可以寫新的用戶程序（例如特定的元素力量）甚至他的具體需要修改代碼。一個新的組件有beenwritten從用戶定義的輸入數據建立的運動方程的變速箱： ?與相應的行星相關的軸數（與轉動慣量），?定義的主度freedomcorrespondingmost經常的輸入和/或輸出的連續動力系統，?相關電路的每個基本的行星，?扭矩定義（引起的制動器和離合器的接合/脫開）從操作數據表。

初始條件和外部力被定義為所請求的應用功能。模擬系統性能，有必要對這一系統與裝有這種傳動的客車模型。TMC策略（換檔時刻）也被定義為車輛的特征函數。3。整車的仿真

該模型的變速箱已被用來模擬實際車輛的加速過程。在功率流傳輸（圖1）顯示了整車仿真所涉及的兩個更多的自由度

?的發動機驅動的TC輸入軸的旋轉的旋轉，泵軸（也被稱為變換器的輸出軸，或渦輪軸，連接到變速箱的輸入軸）；

?車輛本身的縱向運動，運動獨立于由于輪胎打滑的車輪轉動。

本節描述了這兩個額外的運動是一個簡單的公式。當然，更復雜和詳細的模型可替換的方法，該模型的目的是處理一個簡單的預測工具，具有足夠的精度，包括影響車輛縱向運動的元素。3.1。所施加的扭矩輸入軸上的估計 電機軸的動態平衡是寫

Ω0與發動機的旋轉速度，I0為電機軸包括電機本身有關的總轉動慣量同時TC泵軸，T0為電動機轉矩和TTC，泵傳輸到TC泵軸扭矩。一個定義的和恒定的節氣門位置，使電動機轉矩T0可估計，乍一看，一個二階多項式，作為

引入系數M0，M1和M2從發動機扭矩–速度曲線建立。扭矩測控，泵驅動TC的輸入軸取決于兩軸之間的轉換速度比。在我們的的情況下，在渦輪軸的旋轉速度對應于1（Ω變速箱的輸入軸的轉速和扭矩）可以從TC泵容量因子的定義，提供與速度平方的關系。在完整的動力總成，施加的扭矩在變速箱的輸入軸將由

TTC，渦輪由TC渦輪軸施加的扭矩，以驅動液壓thydr pumpof變速箱扭矩I1，EXT為所有連接到變速箱如TC或液壓輸入軸的慣性矩相關的外部元件泵。在轉換器相關的扭矩可以計算從TC扭矩–效率法獲得fromperformance測量運動或fromprediction模型[ 25 ]。扭矩必要的供應液壓泵也有簡單的法律定義，根據泵的特性和回路壓力。如果一個鎖定系統適合TC，相應的離合器模型通過力矩的定義式（19）。3.2。的轉矩輸出軸上的估計 對汽車縱向運動相關的平衡方程

withmas大眾的車輛，FT作為一個輪胎的牽引力，RR為滾動阻力和空氣阻力大為。一個新的介紹了自由參數X度，確定車輛縱向運動。牽引力取決于輪胎滑移的定義為

在RW是車輪的滾動半徑（速度ωW）和RD是變速箱的輸出軸之間的傳動車輪。可廣泛用于車輛處理研究[ 26 ]所有的輪胎模型中，亞利桑那大學的分析模型【27】采用。每個前輪，牽引力的評價

CL為輪胎的縱向剛度（相當于所謂的側偏剛度側），F為輪胎摩擦地面系數，FZ為輪胎上的垂直力，苗條的限滑。只有縱向滑移是占，意義也沒有橫向滑移。因此，沒有回正力矩的考慮。這個假設是可以接受的，限于研究一個縱向運動。它注意到，前輪與加速度減小垂直力Fz的興趣

其中L是汽車軸距，C為重心與后軸之間的縱向距離，H是相對于地面的重心高度。重力加速度由G.摩擦系數f的演變從靜摩擦系數fs的動態摩擦系數FD根據滑移

在一般情況下，滾動阻力RR是通過滾動阻力系數FR估計，由

系數FR取決于輪胎類型，對路面平整度和行車速度X。對于常規的道路，下面的公式得到一個很好的估計[ 28 ]

圖4。aisinwarner 55-50錫運動方案的。

氣動阻力大的阻力系數CD經典估計（又稱CX）的車輛

ρ作為與空氣密度和作為車輛的迎風面積。系數CD通常低于0.3的轎車扭矩施加在變速箱輸出軸的

在INCP；EXT是慣性變速器所有零件從變速箱到車輪的等效彎矩。的主要貢獻來自車輪，由2iwrd2與IW的相對于旋轉軸輪的轉動慣量。4。應用實例及仿真結果

4.1。案例1：愛信華納55-50 Sn傳輸在考慮布局（愛信華納55-50 SN）如圖4所示。它由十八部分組成（G1，G1和G18）G18作為輸入軸和從動軸，分別。部分G2 G8構成主要的行星，通常稱為拉維娜式行星。部分G11 G18其中驅動軸（G18）構成的行星減速。實際上，從功率流主要行星的減速行星通過計數器傳動齒輪和從動齒輪G10 G9柜臺處。輸入軸G1和G9計數器傳動齒輪之間的傳動比取決于C1和C2離合器和制動器的狀態B1，B2和B3（F1和F2是自由輪）。另一方面，反向從動齒輪G10和驅動之間的傳動比軸G18取決于離合器C3和制動器B4和B5的狀態（表1）。所有制動器和離合器配備液壓執行器由驅動齒輪比控制全球tcmwhich thewanted（表2）。該旋轉部件數量等于18，受從4組件，導致一些4自由度14約束。當離合器C1總是從事正常驅動模式，還有NCP = 3自由度。當然，選擇的主旋轉機構（G1相關輸入軸），G18（輸出軸），和G9（一個連接兩planetaries齒輪）。為主要的行星，列舉五個電路，提供矩陣

表1不同的液壓致動器的功能（aisinwarner 55-50 SN）。

表2在不同的齒輪位移的致動器的操作（愛信華納55-50 SN）。離合器C1一直致力，除了在反向位置。

對于低檔的行星，它由4個電路

通過分離體G14齒數（上標F：為前齒輪；R：為后齒輪）。系數λ我，J是情商。（12），（34）和（35），知道ω??Z9 10Z10ω9建立兩傳動系統之間的聯系。例如，G16旋轉表示為

整車的仿真是沿直線進行，對應于現實情況的實驗研究測試在封閉的軌道為變速箱的性能評價。自動變速器的數據（包括控制法）的車輛沒有保密的原因。考慮換檔時刻是全推油門位置相關。

圖5。一些實驗和數值模擬結果對應于愛信華納55-50 SN之間的比較。

圖6。在相關的愛信華納55-50 Sn在車輪的扭矩時間歷程。

圖5顯示了預測結果他們的實驗（只有20的可測量從啟動而模擬60）。一般的觀察是一個很好的協議，盡管發動機的假設的簡單模型行為和為tcmstrategy。特別是，圖5（a）顯示各齒輪加速效果（2.10秒，4.93秒，12.73秒和29.97秒），第一三班以及與實驗數據相。圖6給出了扭矩在輪，實驗測試過程中不可用，這是一個非常重要的參數與在汽車駕駛員和乘客舒適度的感覺。基于此曲線（和第四升檔zoomaround），一個額外的驗證可，根據物理現象的模型很好地再現了換檔過程中，由兩個階段的過渡：

?轉矩下降的現象在轉變的開始29.97和30.14秒之間，時對應的速度比任何兩旋轉體之間保持其預位移值在換檔（轉矩相）；

?增加扭矩（30.14秒和30.59秒之間）涉及兩位移值之間的有效過渡（慣性階段）。另一個過渡區也觀察到30.97秒和31.60秒之間，由于TC鎖systemequipping 55-50在Sn的。后者是由TC TC渦輪泵的公式幫助建模之間的離合器（19）。

圖7。克萊斯勒45rfe運動方案。

表3不同的液壓致動器的功能（克萊斯勒45rfe在）。4.2。案例2：克萊斯勒45rfe傳輸

案例二重點克萊斯勒45rfe傳輸。它的功能是在[ 29 ]主要描述。圖7顯示的示意圖這種傳輸圖，完成表3和表4的傳動比。變速箱由9部分組成（記從G1到G9 G1和G9）作為輸入軸和輸出軸。它看起來像三個行星載體允許所有太陽的安排齒輪，小齒輪和環形齒輪具有

相同數量的齒（Z2，Z3 F = Z6 Z3，Z4，Z5 Z9 R = = = = Z7 Z8）。這個緊湊的變速箱提供了六個電路，定義

和六前比（四的齒輪比和公路通過兩個額外的比率）當驅動器是明智的活性（表4）。完整的變速箱有三個自由度和兩個致動器需要每個檔位選擇時激活。離合器允許與所選元素的輸入軸連接G2 G1，G3或G4。運動G1可以考慮外部齒輪箱（見附錄A，力的定義），以減少對NCP = 2自由度數量要確定變速箱運動學：選定的主旋轉機構G2相關（第四至第一輸入元件齒輪的選擇）和G9（輸出軸）。這在最初設計貨車變速器目前的分析，認為它是一個汽車車輛專用齒輪。這樣的選擇是出于詳細和充分的[ 29 ]提供特征以該模型與方法。本節的目的是提供車輛相關的定量分析研究以前當齒輪變化。

圖8顯示了該發動機和車輛的速度，與上述相比，Sn在55-50愛信華納。顯然，一個顯著的性能差異出現在兩ATS。相比于愛信華納55-50 SN，克萊斯勒45rfe在提供較少的性能。注意，相同的中醫策略，基于原來的，和，其中，第六比不使用。TC鎖定無效避免一些非理想效應（TC鎖定接合之前和期間的升檔）。升檔不出現在同一時刻，因為戰略是根據車輛的速度值。圖9顯示了運動汽車加速時變速箱反應。圖9（a）提供了一些尸體的時間歷程，并對應在仿真過程中所施加的條件。例如，第一齒輪選擇在小齒輪G3旋轉是空的，顯示制動器B3工作。旋轉方向是很好的預測，例如，太陽齒輪G2和G3的旋轉

表4 在不同的齒輪位移的致動器的操作（克萊斯勒45rfe at）。

圖8。預測的速度（發動機和車輛）的車輛配備克萊斯勒45rfe AT 第四齒輪選擇過程中是相應的齒輪G5和G7相同（1減速比）。圖9（b）顯示輸入軸的演變作為一個輸出軸的功能。此外，模擬結果，繪制了理論的齒輪比，顯示與預期的完全一致。在圖10中更新性能提供了一個簡單的換檔參數的敏感性分析表明。所需的0汽車加速度–100公里/小時的時間（性能）和最大縱向加速度（安慰）的研究，不同的輪班時間圍繞其標稱位置和換檔的時間（從瞬時的標稱時間），分別。添加第六的比例，和干預為短的時間內移（90%分）。對于性能分析，長齒輪比減少需要從0加速到100公里/小時，提高舒適的車內時間。用于換檔的時間，最大縱向加速度（不包括初創期）減少如果持續時間增加。從時間的價值，各致動器的壓力逐步在車輛性能變化不明顯（一個非常小的增加與換檔的時間觀察）。這樣的預測模型更新TMC提供了非常有用的信息策略，可以減少實驗測試的數目在封閉的道路上必要的校準控制器。5。結論

一個有效的和可靠的中間multibodymethodology概述了計算車輛的縱向性能配備自動變速器。一個簡單的公式是建立在自動運動方程傳輸，基于一個完全的分析方法計算出運動的表情和穩定的罰函數建模內部的致動器。與經典方法相比使用多體軟件包，該配方允許車輛加速度的連續模擬（直線）用于調整所考慮的車輛換檔的目的。目前現實的結果和比較測量車輛的換檔，一個簡單的轎車已開發和耦合到變速箱模型。這種方法是不受限制的和允許的變速箱的特點分析。

圖9。使用克萊斯勒45rfeAT數值模型得到的運動學分析結果

圖10。換檔參數進行靈敏度分析，克萊斯勒45rfeAT（左：效果由于換檔時間；右：由于換檔時間的影響）。

介紹了兩個案例研究，基于現實的齒輪系的最近研究。第一個允許主要驗證模型結果與實驗同行和另一個顯示這種模型的潛力，設計在性能（齒輪變化之間的平滑過渡）。這種模式甚至可以集成在變速箱控制器是一個開源和便攜式模擬程序轉移到工業實施。命名

汽車迎風面積，平方米 C車輛重心/后軸的距離，m

k行CKN元，矩陣C的第n列，– 車輛的阻力系數CD，– CL輪胎縱向剛度系數，N 大的空氣阻力，N F輪胎/路面摩擦系數，–

FD的輪胎/路面的動態摩擦系數，– FR輪胎/道路滾動阻力系數，– FS輪胎/路面摩擦系數，– 輪胎的FT的牽引力，N g重力加速度，m S2 車輛重心的高度H，M IK齒輪我基本電路K，–

我的身體的慣性軸II的時刻，下kgm2 在一個行星的電路J號，– K懲罰系數，NMS 拉德

我車的軸距，M M車輛質量，公斤 在一個行星的鏈接數，–

自由度的數目（或NCP配置參數的數量）的變速箱，– 構成箱體號碼，– 三–傳動比，RR的滾動阻力，N 車輪的滾動半徑RW，M 輪胎滑移，– 苗條的輪胎限滑，– 對身體我Ti轉矩，納米

Ti，J力矩的身體我的身體J，納米 頂端到頂端，我總對我的身體的扭矩，納米 X的縱向運動，M 齒數子數（身體）我，–

（M0，M1，M2）電機轉矩系數，（nm，NMS，nms2）λ我，J的運動比，τ常數時間與懲罰系數相關聯的

ωI / M剛體角速度的我就體M（M是如果身體接地框架，相應的指數略），RA S ωV，我虛擬的身體我的角速度，弧 S Ω我第j主旋轉速度，弧 S ΩV，我第j虛擬旋轉速度，弧 S ρ空氣密度，公 M3 E列向量的零除一一在一個特定的行（我：輸出齒輪；J：輸入齒輪；L：固定齒輪；N：最后一行），–

Ω主旋轉速度矢量，拉 S C運動矩陣的行星，– M質量矩陣，公斤 D阻尼矩陣，公斤 S ?0指數相關的電機 ?W指數相關的車輪 ?

?的相對于時間的導數的形式

附錄A定義離合器動態效果直接放在輸入功率流

克萊斯勒目前特定gearboxwhere 45rfe所有離合器把輸入軸G1和一元之間的變速箱（G2，G4或G5）。G2的情況是明顯的，這個元素被選中作為主旋轉。對于其他元素，它有可能使一個合理的快速計算的條款被包括在方程運動。根據定義，離合器的作用類似于一個耗散轉矩，從而耗散的能量可以被定義為

其中K為懲罰系數的關系是兩ω機構由離合器接合之間的旋轉速度的差異。速度被定義為

我是來自哪里ω主旋轉速

是明智地包括阻尼元件的運動方程。這是類似的穩定發展τω術語REL）使用一種動能。

第二篇：車輛動力學論文

車輛動力學穩定性的研究

摘要：近年來，汽車動力學控制得到廣泛的研究。兼容了ABS和TRC的優勢，車輛動力學穩定性控制（VDC）使車輛在各種路面和各種工況下都獲得良好的操縱穩定性和方向性，大大降低交通事故的發生及其傷害。本文從理論上研究了汽車穩定性控制的基本原理和穩定性控制策略，以及路面狀況、轉向角、車速對汽車操縱穩定性的影響。采用MATLAB/Simulink建立車輛模型進行穩定性仿真分析。關鍵詞：動力學；穩定性控制；閾值控制；

引言

車輛動力學是近代年發展起來的一門新興學科。隨著人類社會的發展和人們生活水平的提高，人們對車輛動力學穩定性提出了更高的要求。自20世紀70年代末，從飛機設計技術中引入的防抱死制動系統（Anti-lock Braking System，簡稱ABS）可以稱得上是向車輛底盤控制邁出的第一步，ABS通過限制制動壓力來保證車輪的最佳滑移率，從而避免了車輪的抱死。隨后，通過限制發動機輸出轉矩防止車輪滑轉的驅動力控制系統（Traction Control System，簡稱 TCS）在20世紀80年代中期得到應用。到20世紀80年代末，在ABS和TCS的基礎上，又成功地開發了防滑轉控制（Acceleration Spin Regulation，簡稱ASR）裝置，這種裝置在車輛急劇變速時，可改善車輛與地面的附著力，避免車輛產生側向滑動的危險。20世紀90年代初，研究人員根據輪胎印跡處的縱向力和橫向力滿足摩擦圓規律的原理，提出了在高速行駛中通過驅動力控制來保證車輛的橫向穩定性的動態穩定性控制（Dynamic Stability Control，簡稱 DSC），它對車輛高速轉動時制動特別有效。20世紀 90 年代末期，研究人員發現，車輛在高速行駛過程中的橫向穩定度較小，通過調節四個車輪的縱向力而形成一定的回正力矩，就可以控制車輛的橫擺角速度，由此提出了“直接橫擺控制”（Direct Yaw moment Control，簡稱 DYC）算法，并經過試驗驗證了該算法的有效性。在此基礎上，近年來又提出了限制一定側偏角范圍的車輛動力學控制（Vehicle Dynamics Control，簡稱 VDC）。自2000年以來，VDC系統得到了世界各國汽車廠商的關注，并進行開發研制。

用戶對車輛穩定性的需求是車輛動力學穩定性控制發展的動力，而車輛動力學技術的發展為車輛動力學穩定性控制進一步發展提供了技術保障。動力學穩定性控制(VDC)出現，它兼容了ABS和TCS的優勢功能，利用車輛動力學狀態變量反饋來調節車輪縱向力大小及匹配，統計分析知：VDC 能夠大大降低交通事故的發生及其傷害。車輛動力學穩定性控制方法

1.1 車輛動力學控制模型介紹

車輛動力學控制模型主要包含整車模型、輪胎模型和駕駛員模型。①

整車模型

在分析中采用的模型可以分為線性模型和非線性模型兩類。也可以根據分析的自由度數分類，在動力學仿真中主要使用的模型一般有單輪模型、雙輪自行車模型和四輪模型等。單輪模型一般應用于車輛牽引和制動研究，這種模型直觀簡潔。這一模型主要應用在 ABS 和 TCS 的控制策略的研究開發上。

雙輪自行車模型結構相對簡單，對于開發 VDC 而言采用兩輪模型具有以下優勢： 結構簡單，運算量小，能夠保證控制的實時性的要求。因此雙輪自行車模型是進行 VDC 控制策略的開發及控制算法的研究的基礎。

四輪模型更為真實地反映了車輛的實際情況。為了盡可能的接近車輛的實際情況，必須考慮懸架、輪胎和車身的非線性，以及車輛的動態非線性，因此在理論建模和分析過程中也有采用四輪多自由度車輛仿真分析模型。②

輪胎模型

輪胎對車輛的動力學控制具有非常重要的影響，因為車輛的一切動力學控制的外力都是來自輪胎和路面的附著作用。因此，輪胎模型和實際工況的符合程度決定了控制系統仿真分析及控制算法的精確性。

由 Pacejka 教授提出的“魔術公式”輪胎模型是動力學仿真分析應用的主要的模型。國內外學者在研究中常用到該模型以及其修正模型。

此外，在研究中，人們還可以運用梁模型、刷子模型、輻條模型以及 Swift 輪胎模型。然而，在研究中應用最廣泛的仍然是“魔術公式”輪胎模型以及其修正模型。③ 駕駛員模型

在車輛的駕駛過程中，駕駛員是首要的控制元素。對于車輛動力學控制而言，車輛的實際操作過程中都需要考慮駕駛員的因素。因此，對駕駛員進行建模的思想在人—車閉環系統中進行了研究。在車輛主動安全控制系統中，如帶有預瞄模型的 VDC 控制系統中都需要應用駕駛員模型。1.2 車輛動力學控制的策略和算法

VDC 控制系統的核心是控制策略和算法。控制策略和算法直接決定了控制系統的性能，這也是國內外研究的重點。①

控制變量的選擇

為了進行車輛動力學控制，VDC 必須確定控制狀態量。在光滑的路面上進行控制時，橫擺角速度和橫向加速度不對應，因此橫擺角速度和側偏角都必須加以門限控制。

輪胎的縱向力和橫向力決定于滑移率、側偏角和垂直力。因此輪胎的滑移率成為了基本的控制變量，控制車輛的橫向力和橫擺力耦矩。此外應當考慮縱向力控制和駕駛員輸入實際的車輛的狀態的估算等問題；同時車輛的側翻角反映了車輛的抗側翻性能，一般將其轉化為翻轉系數進行控制。VDC 的主控變量主要有以下五種：橫擺角速度控制，；橫擺控制+側偏控制+側翻控制；側偏角控制主要有豐田，；橫擺控制+側偏控制；橫擺控制+側偏控制+主動轉向等。②

控制器的實現策略

VDC 的控制系統一般都是利用理想的線性模型來預測車輛的運動狀態，而實際的車輛橫擺角速度由傳感器來控制，實際的車輛側偏角度通過為數不多的幾個傳感器信號及各種估算算法得到。將預測模型和實際測出的結果進行對比，基于差值進行控制，因此主要的控制是基于反饋理論的控制。當前采用的控制策略介紹如下。

反饋控制—目前市場上的 VDC 主要是采用橫擺角速度反饋控制，將通過傳感器測量得到的控制變量的數值和經過參考模型計算得到的數值進行對比，根據偏差進行控制。這也是相對成熟、實現成本較低的一種控制方式。

前饋+反饋控制—祁永寧等人將四輪轉向和橫擺力矩控制相結合，采用跟隨理想模型的前饋加反饋控制，實現對側偏角和橫擺角速度的多目標控制。

模糊控制—由于系統存在非線性，延遲性，和參數的不確定性，因此可以采用模糊控制或則模糊PID控制來進行車輛動力學控制。在對ABS和四輪轉向的研究中，人們廣泛地采用了模糊控制以及模糊 PID 控制。

滑模控制—穩定性控制被視作與駕駛員駕駛意圖的匹配，所以橫擺角速度首要成為控制目標。但在低附路面上，實際的橫擺角速度和預期的橫擺角速度不能有效的阻止側 偏角的增加和車輛的激轉；過大的側偏角降低了駕駛員的穩定性操作的質量。采用滑模控制方法能夠實現更優的控制魯棒性能：附著的變化，側向坡度的變化，速度的變化，動態載荷變化。研究人員在對制動防抱死系統的研究中大量應用到滑模控制以及變形的滑模控制。

神經網絡控制—由于路面-輪胎特性的非線性決定了VDC的控制策略基于非線性，所以確定合適的VDC控制器和有效的輸出是一件困難的工作。非線性的控制策略可以通過神經網絡（NN）和遺傳算法獲得。系統幫助駕駛人員進行道路修正，增強轉向和直線行駛時的穩定性。

此外，研究人員在研究中還運用到了PID控制、最優控制、自適應控制、預瞄控制和相平面控制等方法。③

控制算法

VDC需要解決的問題包括：駕駛員駕駛意圖的識別，車輛狀態的測量和評估，控制目標的生成，系統執行的效率和平穩性，道路bankangle的測定，系統的開發和評估，以及錯誤測試等。為了對各種不同的路面作出不同的響應，必須對輪胎-路面之間的附著進行預估。采用較多的方式是利用卡爾曼濾波構造系統觀測器，進行車輛操縱穩定性動力學信號的實時軟測量。1.3 動力學仿真模型的建立步驟

基于數學模型的數字化虛擬樣機仿真技術可以大大簡化機械產品的設計開發過程，大幅度縮短產品開發周期，大量減少產品開發費用和成本，明顯提高產品質量，提高產品的系統級性能，獲得最優化和創新的設計產品。是當今車輛研發領域的一項關鍵核心技術。以下是計算機仿真研究的關鍵步驟：

1）建立系統的數學模型

數學模型是系統仿真的研究依據，其對系統的近似程度需要根據仿真要求或者目的來調整。

2）建立仿真模型

一般的數學模型特別是復雜非線性問題不方便通過直接編程并用計算機求解，通常需要把數學模型通過一定算法對原系統的數學模型進行離散化等方便計算機求解的處理。

3）模型驗證、試驗結果分析

仿真程序負責在計算機內建立、解算、顯示仿真模型和試驗結果等工作，提供仿真平臺，一般采用面向對象高級語言編寫。目前有很多商業化的仿真軟件，如MATLAB、ADAMS 等等。通過運行仿真程序，將仿真試驗數據與實際系統試驗數據進行比較、檢驗，確認模型是否足夠代表實際系統，足夠反映需求下的實際系統運行的特性，否則要通過結果分析對模型進行修改，直至達到仿真要求。

4）基于仿真模型進行進一步應用

經過不斷調整，仿真模型足夠反映需求下的實際系統運行的特性，采用仿真模型代替實際系統進行一些深入的研究應用，可以研究哪些參數的變化對性能的影響權重的靈敏度分析；系統在其特性或參數發生變動時仍可使品質指標保持不變的性能的穩健性分析，即系統對特性或參數變動的不敏感性等等。進一步的應用讓仿真模型為解決實際工程化問題提供依托，甚至是完整的解決方案。VDC系統的基本原理

2.1 輪胎附著極限狀態分析

車輛喪失穩定性時，汽車處于失控狀態，出現轉向半徑迅速減少或迅速增大的嚴重的過多轉向或不足轉向，從而導致側滑、激轉、側翻或轉向反應遲鈍等，在輪胎的側偏 力達到飽和狀態下，如果前輪首先達到側偏力飽和極限，會產生“漂移” 現象、側滑，維持車輛保持期望駕駛軌跡所提供的橫擺力矩隨之減少，車輛實際的轉彎半徑比駕駛員期望的要大，導致不足轉向，如圖1。

圖1 車輪達到極限飽和

如果后輪首先達到側偏力飽和極限，會產生“急轉”現象，維持車輛保持期望駕 駛軌跡所提供的橫擺力矩隨之增大，車輛實際的轉彎半徑比駕駛員期望的要小，導致過度轉向。這兩種情況下車輛都處于不穩定狀態，還可能導致側翻或轉向反應遲鈍等，車輛的操縱性將難以預測和控制。一般的駕駛員很難通過方向盤控制前輪轉角很難正確的調整車輛的運動狀態，將車輛穩定下來，很容易發生危險，導致事故的發生。

在這種情況下，通過主動控制避免車輪達到極限飽和狀態是非常有必要的。2.2 車輛動力學的穩定性分析

目前車輛動力學控制的主要控制目標有以下兩種：一個是軌跡保持問題，這個可以由車輛的側偏角來進行描述；另外一個是穩定性問題，可以由車輛的橫擺角速度來描述。作為描述車身狀態的兩個主要變量，它們之間是相互耦合的。在橫擺角速度較小的情況下，車輛的質心側偏角主要由車輛的縱向力和橫向力影響決定，但是直接控制車輛的縱向力和橫向力是很困難的；如果只考慮橫擺角速度，它的大小取決于質心位置的橫擺力矩，最直觀的施加橫擺力矩的理想方式就是在車輛的兩個對角的車輪上施加一對大小相等的但是方向相反的一個驅動力和一個制動力。需要選擇一個變量作為主要控制變量，另外一個作為輔助控制變量，兩個被控變量需要通過控制算法相互協調。

由于安全在主動控制中是最重要的，相對于軌跡保持，穩定性的重要性更強，所以，車輛動力學穩定性控制以穩定性控制為主，在非理想軌跡的情況下要首先保證汽車的穩定性。通過差動制動來控制車輛的橫擺角速度，對于側偏角的變化就是間接控制，進行適當的修正，盡量接近期望的軌跡。

駕駛員駕駛的理想目標是車輛行駛狀態能夠按照線性方式在變化，那么也可根據兩個能控制變量的實際值與線性狀態名義值的差值對汽車動力學穩定性進行判斷，當兩者差值較小時，粗略的認為汽車的行使狀態是穩定的，不予以修正；但當差值變大超出某一額定范圍時，認為汽車己經進入需要動力學穩定性控制的準穩定狀態。

由于側偏角的范圍很難確定，而只使用橫擺角速度狀態變量進行反饋控制，實際汽車的橫擺角速度ω和側偏角β的確定：

橫擺角速度由汽車上裝有的橫擺角速度傳感器測得。側偏角是由側向加速度和橫擺角速度積分估算出來：

?（t）=?0????vy????dt v?0?t由各傳感器測得的信號經過一定的算法和汽車模型運算后，便可以知道期望值與實際橫擺角速度ω和側偏角β,經比較器比較得Δω、Δβ。若在容許范圍內，則VDC無須作用；若不在容許范圍內，則根據Δω、Δβ的大小確定要產生的修正橫擺力矩大小 ΔM。然后根據修正橫擺力矩大小值確定各個車輪最優的滑移率。知道滑移率，根據輪胎模型便可以確定每一車輪的制動力大小，從而可以確定每一車輪的制動電磁閥的開關時間（或節氣門開度），制動電磁閥工作后（或節氣門開度改變）便實現對汽車的穩定性控制。車身狀態參數的測量和估算

3.1 車身傳感器和基本車身狀態參數測量

主要的傳感器有：方向盤轉角傳感器、側向加速度傳感器、橫擺角速度傳感器、輪速傳感器、制動壓力傳感器。

目前基本是將側向加速度傳感器和橫擺角速度 2 個傳感器進行一體化設計集成，通過 CAN 總線與 ECU 通訊。3.2 派生車身狀態參數的估算

1）側向加速度的估算：加速度計得到側向加速度；

2）質心側偏角的估算：本文采取質心側偏角由側向加速度和橫擺角速度積分估算的方案：在縱向和側向水平的路面上，忽略汽車點頭和側傾角，則汽車的質心側偏角β可 由下式確定：

??vx1?vy2?????????? 2?1???vv??式中：v為車速；vy為側向加速度；vx縱向加速度。若汽車車速變化不大，上式簡化為

??vyv??，則：

??t???0???dt??0???0t?vy????dt v?0?t

3.3 附著系數的估算

由汽車在垂直方向、縱向受力平衡及力矩平衡，得到下列 3 個方程：

N1?N2?mg

11dyF?N????N????m?????bi21122234dt

dyN1L?mgl2?mhdt將方程聯立求解可得各輪的附著系數（參數下標 1, 2, 3, 4 分別表示各車輪對應參 數值）。VDC 系統經典控制仿真

ADAMS/Controls是ADAMS軟件包中的一個集成可選模塊。在ADAMS/Controls 中，可以通過簡單的繼電器、邏輯與非門、阻尼線圈等建立簡單的控制機構，也可利用通用控制系統軟件(如：MATLAB，EASY5)建立的控制系統框圖，建立包括控制系統、液壓系統、氣動系統和運動機械系統的仿真模型。

Simulink 是 MATLAB 軟件的擴展，它是實現動態系統建模和仿真的一個軟件包。Simulink 提供了一些按功能分類的基本的系統模塊，通過對這些基本模塊的調用，再將它們連接起來就可以方便的構成所需要的控制類型的系統模型，進而進行控制系統仿真與分析。本文選用 Simulink 完成包括兩自由度線性模型計算的 ECU 控制系統的設計。

通過ADAMS/Control接口把ADAMS/Car中建立的非線性整車模型作為Simulink中的S-function函數和控制模型聯合起來進行VDC控制系統聯合仿真分析。

圖2 ADAMS多體模型-控制系統的聯合仿真

如圖 2 所示，ADAMS/Car 的車輛模型輸入信號包括：左前輪制動力矩、右前輪制動力矩、左后輪制動力矩、右后輪制動力矩和發動機節氣門調節信號，輸出信號為四個車輪的轉速、車身橫擺角速度、質心側偏角、方向盤轉角和車輛前進方向速度等信號。VDC主控ECU為VDC系統的控制邏輯單元，該單元包括多個作用子系統。根據采集到的四個輪速信號、車身橫擺角速度、側偏角和前進速度等按照控制邏輯對四個輪子制動系統系統和節氣門調節系統發出控制指令。制動調節系統采用脈沖信號結合ABS子系統進行輸入，ABS控制采用結構簡單、穩定性能好、可靠性高的PID控制實現；節氣門信號通過在兩個前輪上施加相同的制動力矩模擬。主控ECU內部采用不同的控制方法配合不同的控制策略可以達到不同的控制效果。4.1 基于 TCP/IP 分布式聯合仿真

MSC.ADAMS 中的控制接口模塊 ADAMS /Controls 有兩種通信機制，即基于管道式的通信機制與基于 TCP/IP 的通信機制。管道式的通信機制運行速度較快，但不支持不同機器之間的通信。基于 TCP/IP，就可以在一臺機器上運行 ADAMS 求解程序，而在網絡上的另一臺機器運行控制程序 MATLAB，兩者之間進行信息的實時傳遞，實現動力學模型和控制系統的聯合仿真。

本文選用 Simulink 完成控制系統的設計。在 ADAMS/Control 模塊下，可以建立 與 MATLAB /Simulink 的接口，采用 client/server(客戶端/服務器)模式，它的通訊過程 是基于 TCP/IP（Transmission Control Protocol/Internet Protocol）協議實現的。該協議中 接口是兩個程序之間進行雙向數據傳輸的網絡通訊端點，有一個地址和一個端口號來標識。ADAMS/Control 服務程序在提供服務時在一個端口進行，使用該服務的客戶機 Simulink 也必須連接該端口。4.2 車輛 VDC 的閾值控制

基于閾值控制的穩定性控制器的設計為：

本文將表征車身運動軌跡的質心側偏角作為主要輔助門限；為了區分不同工況下的控制實施，添加橫擺角速度上下限輔助判斷門限作為是否施加控制的判斷開關。

由實際橫擺角速度和期望橫擺角速度差值Δω觸發 VDC 控制的執行，當Δω大于上限值 Ahigh，那么就施加反饋 Tout，反饋根據方向盤轉角判斷并確定其具體在哪個車輪上施加，例如當方向盤左轉，駕駛員期望車身左向轉彎時，輪胎達到附著極限，橫擺角速度不能跟蹤前輪轉角變化Δω絕對值增大大于Ahigh，發生轉向過度，需要施加反向的橫擺力矩遏制繼續增大趨勢，根據單獨車輪施加制動力對橫擺力矩影響不同，確定在前外輪施加制動力；當Δω逐漸減小到低于Ahigh，停止施加制動力。

圖3 橫擺角速度閾值控制框圖

如圖

3、圖 4 所示，修正橫擺角速度，可以保證車輛的穩定性；車身軌跡通過輔助的質心側偏角閾值控制修正。對兩個前輪進行制動或者發動機進行加減速的調節。

圖4 質心側偏角輔助閾值控制框圖

4.3 閾值控制仿真結果與分析

STEP 工況 Mu=0.2 車速 100Km/H 方向盤30度急轉

圖5 車身軌跡與橫擺角仿真

圖6 質心側偏見與修正扭矩仿真

從上面圖 5~圖 6 可以看出，在摩擦系數很小的 mu＝0.2 的模擬冰雪路面下方向盤階躍試驗中，如果不采用 VDC，盡管軌跡能夠基本按照駕駛員意圖行駛，但是 從質心側偏角和橫擺角速度來看，車輛已經進入不穩定狀態，很難再正確按照駕駛員的操縱行駛；采取 VDC 主動控制，軌跡較原曲線更加充分利用的地面的附著力，轉向半徑更小，而且質心側偏角和橫擺角速度都保持在穩定區域，車輛沒有喪失穩定性。但是可以看出制動力控制的施加頻率比較大，導致橫擺角速度、質心側偏角等都出現局部的小范圍的鋸齒狀波動，這個是由于閾值控制的特性決定的，屬于閾值控制的固有缺點，需要采用其他控制方法才能夠有所改進。總結

本文結合線性兩自由度理想模型，運用閾值控制，基于ADAMS多體動力學模型和 Simulink反饋控制模型的聯合仿真，進行多種極限工況下的汽車操縱穩定性仿真試驗研究，對車輛VDC系統的控制方法進行仿真分析。得到的仿真結果顯示，閾值控制具有使制動力控制的施加頻率較大，從而導致橫擺角速度等出現小范圍的鋸齒波動的缺點，但是，車輛仍保持穩定。本文的不足之處：沒有討論其他控制方法對穩定性的影響，比如PID控制，模糊控制等。參考文獻：

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第三篇：車輛動力學概述

車輛動力學概述

回顧車輛動力學的發展歷史，揭示車輛動力學研究內容及未來發展趨勢，對車輛特性和設計方法也作了簡要介紹。

1.歷史發展

車輛動力學是近代發展起來的一門新興學科。其發展歷史可追溯到100多年前[1]，直到20世紀30年代初人們才開始注意車輪擺振問題等；而后一直到1952年間，人們通過不斷研究，定義了不足轉向和過度轉向，建立了簡單的兩自由度操縱動力學方程，開始進行有關行駛平順性研究并建立了K2試驗臺，提出了“平穩行駛”概念，引入前獨立懸架等；1952年以后，人們擴展了操縱動力學分析，開始采用隨機振動理論對行駛平順性進行性能預測，理論和試驗兩方面對動力學的發展也起了很大作用。然而，在新車型的設計開發中，汽車制造商仍然需要依賴于具有豐富測試經驗與高超主觀評價技能的工程師隊伍，實際測試和主觀評價在車輛開發中還有不可替代的作用。

2.研究內容

嚴格地說，車輛動力學是研究所有與車輛系統運動有關的學科。它涉及范圍很廣，除了影響車輛縱向運動及其子系統的動力學響應（縱向動力學）外，還有行駛動力學和操縱動力學。人們長期以來習慣按縱向、垂向和橫向分別獨立研究車輛動力學問題，而實際情況是車輛同時受到三個方向的輸入激勵且各個方向運動響應特性相互作用、相互耦合。隨著功能強大的計算機技術和動力學分析軟件的發展，我們已經有能力將三個方向的動力學問題結合起來進行研究。

縱向動力學研究車輛直線運動及其控制的問題，主要是車輛沿前進方向的受力與其運動的關系，按工況不同分為驅動動力學和制動動力學兩大部分。與行駛動力學有關的主要性能及參數包括懸架工作行程、乘坐舒適性、車體的姿態控制及輪胎動載荷的控制等；而行駛動力學研究的首要問題是建立考慮懸架特性在內的車輛動力學模型。操縱動力學內容相當豐富，輪胎在其中起著相當重要的作用；通常操縱動力學研究范圍分為三個區域，即線性域、非線性域和非線性聯合工況。

3.車輛特性和設計方法 車輛動力學特性的設計方法主要以系統建模和分析為主，而車輛設計則可以是一個迭代循環的過程。在此，不得不提一下人們所期望的車輛特性。

在車輛縱向動力性能方面，人們期待車輛能夠有很好的動力性、燃油經濟性和制動性，為實現這些理想特性，就要對車輛的動力與傳動系統及制動系統的良好設計來保證[2]。就乘坐舒適性而言，被廣為接受的評價指標是使駕駛員和乘員所感受到的加速度水平降至最小。在操縱性方面，總體目標包括兩個方面，一是對于風的擾動或不平路面的干擾車輛所產生的運動響應控制在最小范圍，二是對駕駛員輸入響應達到最優；實際中，駕駛員本身作用不容忽視。具體而言，所期望的車輛操縱穩定性可歸納為穩定性、可操縱性、一致性和常規性等四個方面，便于我們進行研究。

在實際研究中，我們可以通過對實際車輛的數學建模、動力學方程求解，然后再用所求得的結果對實際車輛進行分析解釋。我們建模要能夠準確描述車輛動力學特性，預測車輛性能并由此產生一個最佳設計方案，解釋現有設計中存在的問題并找出解決方案。

4.發展趨勢

傳統的車輛動力學研究都是針對被動元件的設計而言，而采用主動控制來改變車輛動態性能的理念，則為車輛動力學開辟了一個嶄新的研究領域。在車輛系統動力學的研究中，采用“人-車-路”大閉環的概念應該是未來的趨勢。作為駕駛者，人既起著控制器的作用，又是車輛性能的最終評價者[3]。計算機技術和控制技術共同推動了現代汽車系統動力學的發展。

車輛的控制系統包括三大部分，即控制算法、傳感器技術和執行機構。后兩者在技術上可以解決，而作為控制系統的關鍵，尋求一個能夠為車輛提供良好性能的控制律，則需要控制理論與車輛動力學的機密結合。

與傳統的集中質量模型相比，近代發展起來的多剛體系統動力學可大大地提高復雜車輛模型的精度[4]，已經成為汽車CAE技術的重要組成部分。采用人-車閉環系統也將是未來汽車系統動力學研究的趨勢[5]。

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第四篇：車輛動力學 綜述

車輛動力學綜述

人們常說控制一輛高速機動車的主要作用力產生于四塊只有手掌般大小的區域——車輪與地面的接觸區。這種說法恰如其分。對充氣（橡膠）輪胎在路面生所產生的力和力矩的認識。是了解公路車輛動力學的關鍵。廣義上，車輛動力學包括了各種運輸工具——輪船、飛機、有軌車輛、還有橡膠輪胎車輛。各種類型運輸工具的動力學所包含的原理，各不相同并且十分廣泛。

車輛動力學主要分為車輛系統動力學和車輛行駛動力學。因為車輛性能——在加速、制動、轉向和行駛過程中運動的表現——是施加在車輛上的力的響應。，所以多是車輛動力學的研究必須涉及兩個問題：怎樣以及為什么會產生這些力。在車輛上影響性能的主要作用力是地面對輪胎產生的反作用力。因此，需要密切關注輪胎特性，這些特性有輪胎在各種不同工況下產生的力和力矩所表征。研究輪胎性能。而不徹底了解其在車輛中的重要意義，是不夠的：反之亦然。

車輛系統動力學的研究的主要方向是如何提高車輛的平順性、穩定性以及安全性。主要將動力學原理用于車輛行駛系統的控制以及優化控制，包括輪胎、轉向、懸架以及電控系統的分析研究，進而得到更優的力學特性。

1、懸架

傳統的被動懸架具有固定的懸架剛度和阻尼系數，設計的出發點是在滿足汽車平順性和操縱穩定性之間進行折中。被動懸架在設計和工藝上得到不斷改善，實現低成本、高可靠性的目標，但無法解決平順性和操縱穩定性之間的矛盾。20世紀50年代產生了主動懸架的概念，這種懸架在不同的使用條件下具有不同的彈簧剛度和減振阻尼器。汽車懸架可分為被動懸架和主動懸架。主動懸架根據控制方式，可分為半主動懸架、慢主動懸架和全主動懸架。目前，主動懸架的研究主要集中在控制策略和執行器的研發兩個方面。圖1所示為上述各種懸架系統的結構示意圖，其中K代表懸架彈性元件剛度，代表輪胎等效剛度，C。代表減振器阻尼，代表主動裝置，代表非懸掛質量，代表懸掛質量。

（a）被動懸架（b）阻尼可測試半主動懸架（c）剛度可調式半主動懸架

(d)慢主動懸架(e)全主動懸架

圖1各類懸架結構示意圖（1）半主動懸架

半主動懸架系統介于被動懸架系統和全主動懸架系統之間。它只消耗少量的能量，可進行剛度或阻尼控制；半主動懸架比全主動懸架結構簡單、成本低；自20世紀90年代以來半主動懸架系統已較為廣泛地使用在高級汽車和軍用汽車上半主動懸架可分為剛度可調式和阻尼可調式兩種。目前，彈簧的剛度調節普遍通過空氣彈簧或油氣彈簧來實現。剛度可調式半主動懸架可提高汽車行駛的路面友好性，減

輕汽車對道路的損傷程度。福特汽車公司的Continental Mark VⅡ車型和豐田公司LEXSUS(LS400)車型上均成功應用了彈簧剛度有級可調的半主動空氣懸架。全球汽車零部件供應商大陸集團為保時捷開發了彈簧剛度可調的空氣懸架，裝備于Panamera車型上。

（2）全主動懸架

A一執行元件 E一比較器 F一力傳感器 P一電位器一控制閥 l一懸掛質量2一加速度傳感器 3一信號處理器 4一控制單元 5一進油 6一出油 7一非懸掛質量 8一路面輸入

圖2全主動懸架工作原理

全主動懸架系統采用一個可控的執行器代替了被動懸架的相應部件，是有源控制系統。全主動懸架系統所采用的執行元件具有較寬的響應頻帶，為0～15Hz，有的高達100Hz，對車輪的高頻共振也可以控制。全主動懸架系統結構復雜，主要由執行元件、各種傳感器、信號處理器和控制單元等組成，執行元件多采用電控液壓或電控氣壓伺服系統。

（3）汽車主動懸架的研究發展趨勢 目前，被動懸架的應用在一定時間內仍是最廣泛的，可以通過進一步優化結構和參數來提升懸架性能。半主動懸架性能優于被動懸架，成本比全主動懸架低，它將是今后懸架系統的主要發展方向之一，而研發可靠、調節方便的可調阻尼減振器和算法簡單有效的控制策略則是其主要課題。全主動懸架性能突出，由于其高成本。結構復雜，目前還只裝備于高級汽車上。全主動懸架研究的重點在于高性能的執行器和控制策略兩方面。電控式全主動懸架是汽車懸架的發展方向。

2、輪胎

車輛動力學性能的穩定控制系統（DSC）就是主要分析與估計輪胎的實時特性與性能，對輪胎的實時狀態進行評估，對收集的參數進行計算分析，從而得到更為直觀可靠的數據，有利于研究人員做出判斷和改進。這對于汽車的行駛穩定性及安全性有積極的意義。

實用輪胎模型，一般通過實驗獲得，常用于車輛動力學與控制分析。大部分的實用的輪胎模型描述的線性或非線性靜態輪胎性能。遵守一個規則：在松弛長度輪胎（RLT）模型插入一階輪胎動力。然而在描述低速輪胎動力時，RLT模型能創建一個無阻尼振蕩模型在.3、轉向系統

（1）汽車轉向系統的概述

汽車轉向系統是駕駛員用來控制汽車運動方向的系統，它直接影響到汽車行駛的安全性、操縱穩定性和駕駛的舒適性。轉向系統發展至今，出現了機械式、液壓助力式、電控液壓動力式、電動助力式和線控轉向系統。

隨著我國汽車工業的不斷發展，汽車轉向系統運動學和動力學的分析與研究變得日益重要。汽車的轉向系統作為整車的一個重要組成部分，它對汽車的操縱穩定性、平順性和駕駛員的安全駕駛都有著直接的影響。汽車轉向系是通過對左、右轉向車輪不同轉角之間的合理匹備來保證汽車沿著設想軌跡運動的機構。它主要由轉向操縱機構、轉向器和轉向傳動機構組成。其中最為廣泛利用的轉向器是齒輪—齒條式轉向器。多剛體仿真軟件ADMAS技術以機械系統運動學、動力學和控制理論為核心，加上成熟的三維計算機圖形技術和基于圖形的用戶界面技術，將分散的零部件設計和分析技術集成在一起，提供一個全新的研發機械產品的設計方法。它通過設計中的反饋信息不斷的指導設計，保證產品尋優過程的順利進行。在汽車的轉向系統設計中，當轉向器、懸架的類型和車輪的布置在汽車設計時確定以后。那么，轉向系設計的主要方面是轉向梯形機構桿系的空間設計和布置問題。目前，在汽車轉向系統的設計方法中，主要包括平面設計方法、空間機構設計方法、多體動力學軟件模擬仿真方法。

(2)現代汽車轉向系統的發展趨勢

隨著汽車電動助力轉向系統技術的成熟和成本的降低，在乘用車中將廣泛使用，并將逐步取代液壓動力轉向系統（HPS）和機械轉向器。小齒輪助力式電動轉向系統（P-EPS）、雙小齒輪助力式電動轉向系統（D-P-EPS）、齒條助力式電動轉向系統（R-EPS）將會廣泛在乘用車和混合電動汽車上應用，特別是P-EPS和D-P-EPS。隨著新型大功率小型無刷直流和永磁同步交流電機的控制和制造技術的成熟，42V電源的使用，在一些商用車上也將會使用D-P-EPS和R-EPS。線控轉向系統將會大量在低排放汽車（LEV）、混合動力汽車（HEV）、燃料電池汽車（FCEV）、電動汽車（EV）上應用。四輪轉向系統將會從原來的應用大型車輛、SUV、跑車和越野車向轎車上應用。主動轉向系統、ARS技術在未來幾年內也會從高級轎車向中級轎車上普及和應用。

4、汽車制動

汽車的制動性能對車輛運行的安全性起著至關重要的作用。對轎車制動性能的檢測就顯得特別重要。汽車安全檢測，作為在用汽車不解體檢測的主要手段，在我國已基本得到普及。目前已建成的汽車檢測站中，其制動檢測普遍采用反力滾筒式制動檢測臺。隨著科學技術的發展，人們在汽車制動性能方面作了大量的工作如：ABS(汽車制動方抱死系統)、EBD(制動力分配裝置)、ESP(電子穩定程序)、BAS(制動輔助系統)、ASR(驅動防滑系統)、EBA(電子剎車輔助系統)汽車ABS&ASR控制系統是一種有效減少交通肇事，提高公路交通運輸能力，全面提高汽車制動、驅動和高速行駛性能的主動安全裝置。ABS&ASR 作為一種汽車電子控制技術，大大地提高了汽車在各種附著系數路面的通過性、操縱穩定性。

5、結論

通過對本門課程的學習和參看了大量的期刊、論文。我對車輛動力學和相關的知識有了更多的了解，

第五篇：自動變速箱油ATF銷售合同

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自動變速箱油ATF銷售合同

甲方：輸入個人或單位名稱

乙方：輸入個人或單位名稱

為保護甲乙雙方的合法權益，根據國家有關法律法規，本著互惠互利、共同發展的原則，經雙方充分協商，特訂立本合同。

一、甲方授權乙方為產品在（地區）的獨家經銷權,甲方不得在前述渠道內另行從事本產品的銷售業務。

產品包裝：輸入包裝說明

二、銷售指標

輸入具體要求指標

1、____________________________________________________________

2、____________________________________________________________

3、____________________________________________________________

三、供貨價格、付款方式

1、供貨價格：每件 輸入金額 元（即每盒 輸入金額 元）。

2、貨款結算方式

（1）原則上現款提貨，即在乙方貨款匯至甲方帳戶后，甲方再行發貨。

（2）甲方可按結算貨款為乙方開具發票。

四、供貨期限、貨物運輸

輸入具體要求

2、貨物到乙方經銷城市的鐵路或公路零擔費用由甲方承擔。如乙方需其他運輸方式，超出鐵路零擔運輸費用由乙方承擔。

3、運輸途中如有破損或數量短缺，憑承運部門證明，甲方負責更換補充。乙方在銷售和倉儲中造成的破損和短缺由乙方負責。

4、乙方在收貨（即貨到）小時內完成驗收，驗收時如有問題應立即通知甲方，逾期甲方不再負責。乙方驗貨后，應在 小時內將收貨憑據經簽字蓋章后傳真給甲方，否則視同收貨認可。

五、銷售價格及渠道管理

輸入具體要求

1、本產品執行全國統一零售價格政策，每件零售價規定為 元。

2、經銷商不得進行不正當的價格競爭，不得以任何名義直接降低價格傾銷。

（1）乙方保證以不低于甲方規定的零售價格（經甲方同意的打折促銷除外），銷售本產品。

（2）如乙方在經銷期間將甲方的產品低于甲方的供貨價銷售，一經查實將按該月貨款總額的200%賠償經甲方，同時甲方有權取消乙方的經銷商資格。

3、未經甲方書面同意，乙方不得跨區域銷售產品，不得到甲乙雙方約定的專銷地點以外的任何地區銷售，一經查實將按該貨款總額的200%賠償給甲方，同時取消乙方的獨家經銷商或經銷商資格（本款所指銷售為較大規模的公開銷售）。

六、廣告宣傳

1、乙方對廣告宣傳的內容和發布方式具有建議權，但最終確定權屬于甲方。

2、地區性的廣告、宣傳費用由乙方單獨承擔。

3、根據乙方銷售需求，己方按成本價提供相應的宣傳品。其他與產品銷售有關的用品由乙方自行負責。

七、雙方的權利、義務

1、甲方的權利

（1）對乙方的經營和推廣活動有咨詢、知情權。

（2）在乙方發生違規銷售時，有權查看乙方的帳目。

2、甲方的義務

（1）有按照合同規定維護乙方合法權益的義務。

（2）本合同生效后，在乙方未違反本合同約定的情況下，甲方不得在乙方的銷售渠道內再以其它任何方式或由任何機構來銷售本產品。買賣變速箱，上中國變速箱網http://www.tmdps.cn

（3）有按時供貨、保證貨物質量和提供經營信息的義務。

（4）有向乙方提供產品銷售必須文件的義務。

（5）產品出現質量問題，有義務無償退換、并承擔運費的義務。

3、乙方的權利

（1）乙方有在合同許可范圍內的自主經營權和獨家經營權。

（2）對甲方違反本合同的行為，可以直接追究甲方經濟、法律責任。

4、乙方的義務

（1）乙方有拓展市場、建立健全有效的銷售網絡的責任。

（2）乙方有在甲方提供有關手續后三十天內辦好本產品上市的一切相關手續的義務。

（3）乙方有對甲方的產品技術、經營情況、市場拓展策略、價格體系等信息保密義務。

（4）乙方不得再經銷其它與本產品功效成份相似或構成競爭關系的產品

（5）乙方有義務代表甲方妥善處理當地消費者對產品的質量、功效咨詢等相關事宜。

八、合同的解除

1、乙方的進貨量在半年或一年內未達到一定規模，則甲方有權解除本合同。

2、在市場啟動期結束后，如甲方在約定的供貨期后15日內仍未發貨的，則乙方有權解除本合同。

九、解除合同后的有關約定

1、乙方應對甲方經營內容（包括但不限于銷售政策、價格體系等）繼續承擔保密的義務。

2、乙方應退還所有的文件、資料、授權委托書等（包括復制品）。

十、其他

1、甲乙雙方均不得以企業性質發生變化等原因終止或違背合同。

2、乙方應將資質材料（營業執照、保健食品經營許可證、法人證書復印件等加蓋公章）于合同簽訂一并提交甲方備案存檔。

3、合同簽定時，乙方須交付市場履約保證金 輸入金額 元，合同期滿后，如乙方無違約行為，甲方將保證金全額退還給乙方（不計利息）。

4、當市場營銷啟動一定規模的廣告宣傳及規范的終端銷售管理，則甲方有權根據費用及責任的分擔情況相應調整產品的代理價格和銷售量指標。

5、因產品質量問題可隨時退、換貨。推廣期后，經銷商未售出的產品，保質期在一年以上，包裝完好且不影響二次銷售的，可按進貨量的（比例）退、換貨。

6、未經甲方授權，乙方不得在互聯網上發布與本產品有關的信息，并嚴禁進行網上銷售。

十一、違約責任

甲乙雙方同意本合同全部條款，如有違約按國家有關法律、法規解決。

十二、不可抗力

不可抗力是指不能預見、不可避免且無法克服的任何事件，包括地震、塌方、洪水、臺風等自然災害以及火災、爆炸、戰爭等類似的事件，具體按照《中華人民共和國合同法》的相關規定執行。

十三、爭議的解決

凡因履行本協議書所發生的或與本協議書有關的爭議，各方首先應通過友好協商解決。如協商不成的，任何一方可將爭議提交中國國際經濟貿易仲裁委員會華南分會按照申請仲裁時該會現行有效的仲裁規則進行仲裁。仲裁裁決是終局的，對雙方均有約束力。

十四、合同生效及期限

1、本合同有效期為輸入具體年限年（自 年 月 日至 年 月 日），經甲乙雙方簽字、蓋章后生效。合同期滿后，在同等條件下，乙方有優先續約權。

2、本合同一式肆份，甲乙雙方各執貳份，共同遵守。本合同涂改處無雙方蓋章為無效條款。

3、本合同未盡之外，雙方可另行簽訂補充協議，與本合同具有同等法律效律。

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