基于AMESim乘用車轉(zhuǎn)向制動(dòng)穩(wěn)定性分析

崔淑華，馬良琳，王憲彬

(東北林業(yè)大學(xué)，交通學(xué)院，哈爾濱 150040)

基于AMESim乘用車轉(zhuǎn)向制動(dòng)穩(wěn)定性分析

崔淑華，馬良琳，王憲彬

(東北林業(yè)大學(xué)，交通學(xué)院，哈爾濱 150040)

當(dāng)車輛在彎道制動(dòng)時(shí)，由于制動(dòng)力矩過大，輪胎與路面間的摩擦力難以克服離心力，車輛失穩(wěn)將導(dǎo)致安全事故發(fā)生。本文基于AMESim建立車輛模型，以車輛行駛橫擺角速度和質(zhì)心側(cè)偏角作為評(píng)價(jià)指標(biāo)，進(jìn)行車輛轉(zhuǎn)向制動(dòng)的動(dòng)力學(xué)分析。在固定半徑和制動(dòng)車速行駛工況下，仿真分析了車輛的臨界制動(dòng)力；在固定制動(dòng)力矩和轉(zhuǎn)向車速工況下，仿真分析了轉(zhuǎn)向盤的臨界轉(zhuǎn)角。研究結(jié)果表明：制動(dòng)力、轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角等均對(duì)車輛轉(zhuǎn)向制動(dòng)的穩(wěn)定性產(chǎn)生影響，超過臨界值，車輛將失去穩(wěn)定性。

彎道制動(dòng)；AMESim；臨界制動(dòng)力；臨界轉(zhuǎn)角

0 引言

高速行駛的車輛在遇到彎道路況時(shí)，駕駛員前方視野較小，為了確保車輛的行駛安全通常會(huì)采取制動(dòng)。在離心力和制動(dòng)力共同作用下，車輛的動(dòng)力性發(fā)生變化，使其偏離原來的行駛軌跡，影響了車輛的行駛安全性及穩(wěn)定性[1-3]。在轉(zhuǎn)向緊急制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)力矩過大，車輛的離心力大于地面附著力，容易造成甩尾側(cè)滑等不安全現(xiàn)象[4-6]。由于車輛轉(zhuǎn)向制動(dòng)對(duì)行車安全尤為重要，本文選用乘用車為研究對(duì)象，對(duì)車輛轉(zhuǎn)向制動(dòng)的動(dòng)力學(xué)特性及車輛瞬時(shí)狀態(tài)參數(shù)的變化進(jìn)行研究，進(jìn)而得出能反映車輛彎道制動(dòng)行駛的狀態(tài)參數(shù)。通過仿真，分析在固定轉(zhuǎn)彎半徑和制動(dòng)車速工況下的臨界制動(dòng)力；固定制動(dòng)力矩和車速時(shí)的轉(zhuǎn)向盤臨界轉(zhuǎn)角。

1 仿真模型建立

AMESim工程系統(tǒng)仿真建模需要經(jīng)過草圖搭建、子模型匹配、參數(shù)設(shè)定建立仿真模型[7-9]，本文建立的乘用車仿真模型如圖1所示。該模型主要有制動(dòng)、驅(qū)動(dòng)、轉(zhuǎn)向、懸架、后處理及路面系統(tǒng)等。制動(dòng)系統(tǒng)中將液壓缸的最大壓力設(shè)為330 kPa；發(fā)動(dòng)機(jī)的最大輸出轉(zhuǎn)矩為300 N.m；轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的傳動(dòng)比為16；懸架系統(tǒng)中非線性特性的影響忽略；后處理系統(tǒng)主要負(fù)責(zé)數(shù)據(jù)的采集；路面附著系數(shù)設(shè)為0.7，更接近真實(shí)的干瀝青路面。車輛的運(yùn)行參數(shù)在該模型設(shè)定的仿真條件下進(jìn)行求解。求解獲得的參數(shù)將以數(shù)值、圖像或者以某特定的文件格式輸出，以便于處理不同研究目的下的車輛動(dòng)力學(xué)仿真結(jié)果。

圖1 整車仿真模型Fig.1 The simulation model of vehicle

2 車輛轉(zhuǎn)向制動(dòng)的動(dòng)力學(xué)分析

2.1 “魔術(shù)公式”輪胎模型

“魔術(shù)公式”輪胎模型與實(shí)測(cè)的輪胎參數(shù)曲線都有較好的吻合，以致于大部分學(xué)者將它作為一個(gè)標(biāo)準(zhǔn)與其他模型進(jìn)行對(duì)比分析。該模型通過試驗(yàn)數(shù)據(jù)擬合得到的公式與輪胎試驗(yàn)數(shù)據(jù)相比較，結(jié)果吻合較好，可以表達(dá)不同驅(qū)動(dòng)下的輪胎特性[10]。廣泛使用的“魔術(shù)公式”輪胎模型表達(dá)式為[11]：

y=Dsin[Carctan{bx-E(Bx-arctanBs)}]。(1)

Y(X)=y(x)+Svx=X+Sh。

(2)

式中：Y為輸出變量縱向力Fx或側(cè)向力Fy；X為輸入變量側(cè)偏角α或縱向滑移k；B為剛度因子；C為形狀因子；D為峰值因子；E為曲率因子；Sh、Sv為水平、垂直偏移(考慮輪胎有初始側(cè)偏角時(shí)的原點(diǎn)偏移)。

原點(diǎn)并“魔術(shù)公式”輪胎模型會(huì)產(chǎn)生一條曲線y(x)，該曲線通過逐漸遞增達(dá)到最大值后開始趨于水平。當(dāng)系數(shù)B、C、D、E的值給出，得出的曲線呈現(xiàn)出關(guān)于原點(diǎn)不對(duì)稱的形狀。此時(shí)，由于側(cè)偏力、滾動(dòng)力等作用，使得Fx和Fy曲線不能通過原點(diǎn)，出現(xiàn)偏移量Sh、Sv。該公式得到的曲線與實(shí)際得到的側(cè)向力Fy和縱向力Fx的曲線匹配較好[12-14]。

2.2 車輛轉(zhuǎn)向行駛的動(dòng)力學(xué)分析

車輛在彎道轉(zhuǎn)向行駛時(shí)，輪胎與地面間的切向力可保證車輛向前行駛，與車輛行駛方向垂直方向上存在一個(gè)法向力，實(shí)現(xiàn)車輛的轉(zhuǎn)向行駛。車輛在轉(zhuǎn)向制動(dòng)時(shí)，產(chǎn)生的側(cè)向加速度可表示為：

(3)

式中：an為側(cè)向加速度；vx為車輛行駛速度；R為轉(zhuǎn)彎半徑。

因此，作用在車輛上的總離心力為：

Fn=man。

(4)

式中：Fn為離心力；m為車輛總質(zhì)量。

輪胎與地面間的法向力平衡掉車輛上的離心力，從而使車輛以一定的速度在預(yù)定的彎道上行駛[15]。地面的摩擦系數(shù)和輪胎側(cè)偏特性是該法向力的主要影響參數(shù)。若地面摩擦系數(shù)足夠大，則車輛轉(zhuǎn)向行駛的最大安全速度由輪胎側(cè)偏特性決定。

2.3 車輛制動(dòng)受力分析

車輛制動(dòng)指駕駛員在車輛行駛過程中，通過踩踏制動(dòng)踏板使制動(dòng)器工作，進(jìn)而使車速逐漸降低甚至車輛停下來的過程[16-17]。車輛制動(dòng)時(shí)，駕駛員通過踩制動(dòng)踏板使摩擦片與制動(dòng)器間產(chǎn)生一個(gè)與車輪轉(zhuǎn)向相反的力矩，此力矩使輪胎與地面之間產(chǎn)生的與車輛行駛方向相反的力為地面制動(dòng)力[18]。若地面附著系數(shù)足夠大時(shí)，地面制動(dòng)力可表示為：

(5)

式中：FXb為地面制動(dòng)力；T為摩擦力矩；r為輪胎滾動(dòng)半徑。

3 乘用車轉(zhuǎn)向制動(dòng)臨界制動(dòng)力分析

本文建立了前輪驅(qū)動(dòng)的乘用車模型，仿真條件為：氣候條件為無風(fēng)，轉(zhuǎn)彎半徑設(shè)置為200 m。本文為研究車輛轉(zhuǎn)向制動(dòng)時(shí)的臨界制動(dòng)力，將地面附著系數(shù)條件固定，為更接近真實(shí)路面，因此將地面附著系數(shù)設(shè)為0.7，選用跟蹤方法進(jìn)行控制分析。車輛行駛車速為65 km/h時(shí)，制動(dòng)踏板力逐步增加，當(dāng)制動(dòng)踏板力由20 N增加到22 N時(shí)，車輛的質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度的變化較為明顯，所以選擇20、21、22N三個(gè)制動(dòng)踏板力作為試驗(yàn)數(shù)據(jù)，進(jìn)行仿真分析。車輛在轉(zhuǎn)彎制動(dòng)時(shí)，若初始速度較大，但由于制動(dòng)力矩和輪胎側(cè)偏的共同作用，車輪的滑移率逐漸增大，即使施加的制動(dòng)力較小也會(huì)使車輛很快失去穩(wěn)定性，得出的車輛質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度的曲線變化如圖2和圖3所示。

圖2 車速65 km/h質(zhì)心側(cè)偏角變化曲線(固定彎道半徑)Fig.2 The changing curve of sideslip angle at the speed of 65 km/h (fixed corner radius)

從圖2和圖3看以看出，車輛在半徑為200 m的彎道上以65km/h的速度轉(zhuǎn)向行駛，當(dāng)制動(dòng)踏板力為20 N時(shí)，車輛的質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度都接近于0且隨時(shí)間變化的幅度很小，說明此時(shí)車輛處于穩(wěn)定狀態(tài)；當(dāng)踏板力增大到21 N時(shí)，車輛的質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度的變化趨勢(shì)與20 N時(shí)相似；當(dāng)制動(dòng)踏板力增大到22 N時(shí)，車輛的質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度呈大幅度波動(dòng)，表明車輛的不穩(wěn)定性不斷增大，這時(shí)車輛處于失穩(wěn)狀態(tài)。因此在車速為65 km/h時(shí)，21 N接近臨界制動(dòng)踏板力，此時(shí)作用在制動(dòng)器上的制動(dòng)力為432 N。

圖3 車速65 km/h橫擺角速度變化曲線(固定彎道半徑)Fig.3 The changing curve of yaw rate at the speed of 65 km/h (fixed corner radius)

在車輛行駛彎道半徑固定的條件下，當(dāng)制動(dòng)踏板力小于臨界值時(shí)，車輛處于穩(wěn)定行駛狀態(tài)，制動(dòng)踏板力大于臨界值時(shí)，此時(shí)的地面制動(dòng)力已達(dá)到峰值，無法滿足車輛制動(dòng)和沿著彎道行駛的需求，車輛出現(xiàn)失穩(wěn)現(xiàn)象。

4 乘用車轉(zhuǎn)向盤臨界轉(zhuǎn)角的分析

在制動(dòng)力固定的條件下，分析轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角對(duì)車輛穩(wěn)定性的影響。車輛作用在制動(dòng)盤上的制動(dòng)力矩設(shè)為450 N·m；地面附著系數(shù)設(shè)為0.7；仍將橫擺角速度和質(zhì)心側(cè)偏角作為輸出結(jié)果。車輛行駛車速為65 km/h，經(jīng)過仿真試驗(yàn)可得，車輛轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角從11°增加到13°時(shí)車輛的質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度的變化較為明顯，所以選擇11°、12°、13°這三個(gè)轉(zhuǎn)角作為試驗(yàn)數(shù)據(jù)，進(jìn)行仿真分析。車輛在轉(zhuǎn)彎制動(dòng)時(shí)，若初始速度較大，但由于路面附著系數(shù)和輪胎側(cè)偏特性的共同作用，即使轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角較小，也會(huì)使車輛很快失去穩(wěn)定性。得出的車輛質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度的曲線變化如圖4和圖5所示。

從圖4和圖5分析可見，車輛以65 km/h速度進(jìn)行轉(zhuǎn)向制動(dòng)時(shí)，在車輛轉(zhuǎn)向盤三種轉(zhuǎn)角條件下均施加制動(dòng)力，從車輛的質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度變化曲線中可以分析出，車輛轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角為11°和12°時(shí)，質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度接近于0且隨時(shí)間變化幅度很小，車輛處于平穩(wěn)狀態(tài)，當(dāng)車輛轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角為13°時(shí)，質(zhì)心側(cè)偏角和橫擺角速度呈大幅度波動(dòng)，車輛處于失穩(wěn)狀態(tài)，因此車速為65 km/h時(shí)，12°為接近臨界轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角。

在制動(dòng)力固定的工況下，高速轉(zhuǎn)向制動(dòng)和過大的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角，將使車輛失去穩(wěn)定性。

圖4 車速65 km/h質(zhì)心側(cè)偏角變化曲線(固定制動(dòng)力矩)Fig.4 The changing curve of sideslip angle at the speed of 65 km/h (fixed braking torque)

圖5 車速65 km/h橫擺角速度變化曲線(固定制動(dòng)力矩)Fig.5 The changing curve of yaw rate at the speed of 65 km/h (fixed braking torque)

5 結(jié)論

本文對(duì)車輛轉(zhuǎn)向制動(dòng)穩(wěn)定性進(jìn)行了仿真分析，分析結(jié)果表明：汽車在轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況下，車速較高時(shí)，車輛對(duì)制動(dòng)力矩和轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角的變化都非常敏感，較小的制動(dòng)力或轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)角都會(huì)對(duì)車輛的穩(wěn)定性產(chǎn)生影響，存在使車輛失去穩(wěn)定性的臨界值。若制動(dòng)和轉(zhuǎn)向兩種操作同時(shí)作用會(huì)使車輛發(fā)生側(cè)滑、甩尾現(xiàn)象，甚至引發(fā)嚴(yán)重的交替事故。因此，從駕駛操作上應(yīng)避免緊急轉(zhuǎn)向制動(dòng)，同時(shí)應(yīng)提高車輛穩(wěn)定性控制能力。

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Stability Analysis of the Steering and Braking forthe Passenger Vehicle Based on AMESim

Cui Shuhua，Ma Lianglin，Wang Xianbin

(College of Transportation，Northeast Forestry University，Harbin 150040)

The friction between tire and pavement is difficult to overcome the centrifugal force due to the large braking torque when the vehicle is in cornering braking，and thus the vehicle instability will lead to accidents.This study established a vehicle model based on AMESim.Vehicle yaw rate and sideslip angle were used as the evaluation indexes to conduct dynamics analyses of the vehicle steering and braking.Under the condition of braking speed and fixed radius，the critical braking force of the vehicle was simulated and analyzed.The critical angle of steering wheel was simulated and analyzed under the condition of steering speed and fixed braking torque.The results showed that braking force and steering angle of vehicle have effects on the stability of steering and braking，and the vehicle will lose stability if they exceed the critical value.

cornering braking；AMESim；critical braking force；critical steering angle

2016-12-02

黑龍江省自然科學(xué)基金項(xiàng)目(E2015052)；中央高校基本科研業(yè)務(wù)費(fèi)專項(xiàng)資金資助(2572015CB15)

崔淑華，碩士，教授。研究方向：汽車節(jié)能減排技術(shù)的研究。E-mail：csh1218@163.com

崔淑華，馬良琳，王憲彬.基于AMESim乘用車轉(zhuǎn)向制動(dòng)穩(wěn)定性分析[J].森林工程，2017，33(3)：100-103.

U 463.4

A

1001-005X(2017)03-0100-04