1、 PAGE 461.4 汽汽車總體設設計整車性性能仿真與與系統匹配配1.4.11動力性能能仿真計算算計算目的 汽車的動動力性是汽汽車重要基基本性能指指標之一。動力性的的好壞，直直接影到汽汽車在城市市和城際公公路上的使使用情況。因此在新新車開發階階段要進行行動力性計計算，預測測今后生產產車型是否否滿足使用用要求。使使汽車具有有良好的動動力學性能能.已知參數如如表所示表1.4.1 動力力學某車型型的計算參參數和數據據的確定或或優化參數名稱某車型變速器傳動動比一擋3.4555二擋1.9444三擋1.2866四擋0.9699五擋0.8主減速器傳傳動比4.1111滿載質量1460kkg空載質量1040k

2、kg設計載荷質質量1250kkg各個擋傳動動效率90%迎風阻力系系數0.35迎風面積1.9m22滾動阻力系系數公式擬和發動機形式式AFE電噴噴發動機滾動半徑0.2888m(1995/600R14885H)a 設計載載荷確定： 該車型設設計載荷根根據德國標標準DINN 700020規定定：在空車車重量（整整備質量）的的基礎上加加上座位載載荷。5座座位轎車前前面加2人人、后排加加1人，也也稱為半載載作為設計計載荷, 重量假定定為68kkg加上隨隨身物品77kg，重重心對于不不可調整座座位在R點點（設計HH點）前550mm，可可調整作為為R點前1100mmm處。我國國標準常常常規定滿載載作為設計計工

3、況. 對于該計計算車型如如采用德國國標準, 則具體計計算為：11070kkg+3*（68kkg+7kg）=12955kgb 迎風面面積： 根根據迎風面面積計算公公式：A=0.788BH確定定，其中：A迎風面面積，B車車寬，H車車高。對于于該車型而而言具體計計算為：AA=0.778*17710mmm*14277mm=1.900m2c 傳動效效率： 根根據該轎車車的具體傳傳動系統形形式，傳動動系統的傳傳動效率大大體可以由由變速器傳傳動效率，單單級主減速速器傳動效效率，萬向向節傳動效效率組成。具體計算為為：95%（變速器器）乘966%（單級級主減速器器）乘988%（萬向向節）=889.4%，同時考考

4、慮到，一一般情況下下采用有級級變速器的的轎車的傳傳動系統效效率在900%到922%之間，對對上述計算算結果進行行圓整，對對傳動系統統效率取為為90%d 滾動阻阻力系數： 滾滾動阻力系系數采用推推薦擬和公公式進行計計算：，其中：取為為0.0114（良好好水泥或者者瀝青路面面），為車車速km/h。轉矩N.M發動機轉速n/min 發動機外外特性曲線線轉矩N.M發動機轉速n/minAJR發動動機 iii AFFE發動機機圖1.4.1 發動動機外特性性曲線基本理論概概述 汽汽車動力性性能計算主主要依據汽汽車驅動力力和行駛阻阻力之間的的平衡關系系:（1.4.1） 表1.44.2 各各種受力名名稱_驅動力，

5、_滾動阻力，_空氣阻力，_坡道阻力，_加速阻力，上述驅動力力和行駛阻阻力的計算算方法以及及各個曲線線的計算方方法具體說說明如下：驅動力行駛駛阻力平衡衡圖：驅動力：，NN （11.4.22）其中：發動機的的扭矩，根根據發動機機使用外特特性曲線來來確定。也也就是說我我們可以根根據發動機機的轉速利利用外特性性曲線進行行插值計算算來獲得, 單位NN.M.：變速器各各個擋位的的傳動比：主減速器器傳動比：傳動系統統各個擋位位情況下的的傳動效率率：車輪的滾滾動半徑,單位m滾動阻力：，N （1.4.3）其中：是汽車計計算載荷情情況下的質質量,單位位：kg：重力加速速度,單位位：m/ss2：汽車滾動動阻力系數數

6、：道路坡角角, 單位位：radd空氣阻力：,N （1.44.4）其中：空氣阻力力系數，：迎風面積積, 單位位：m2：車速,單單位是kmm/h坡道阻力：，N （1.44.5）其中：計算載荷荷情況下汽汽車的質量量,單位：kg：重力加速速度, 單單位：m/s2：道路坡角角, 單位位：radd加速阻力：，N （1.4.6）其中：旋轉質量量換算系數數，根據估估算公式確確定，在轎轎車中和取值范圍圍在0.003到0.05之間間，我們取取平均數值值=0.004:計算載荷荷情況下汽汽車的質量量, 單位位：kg:汽車行駛駛加速度, 單位：m/s22 在在進行不同同擋位的驅驅動力和阻阻力計算時時我們還需需要知道車車

7、輛速度與與發動機轉轉速之間的的關系：， （1.4.7）其中：車速,單單位是kmm/h：發動機轉轉速，單位位是rpmm：主減速器器傳動比：傳動系統統各個擋位位情況下的的傳動效率率：車輪的滾滾動半徑, 單位：m 根根據上述公公式我們就就可以方便便的確定出出汽車的驅驅動力行駛駛阻力平衡衡曲線，求求出驅動力力和行駛阻阻力的交點點即為最高高車速。動力因數圖圖動力因數定定義公式： （11.4.88）其中各個參參數的含義義同前面的的說明。利用公式（1.4.8）結合前面公式就可以計算出汽車各個擋位的動力因數。功率平衡圖圖在公式（11.4.11）的基礎礎上，如果果我們在公公式兩端乘乘以車輛速速度，經過過整理就可

8、可以得到功功率平衡計計算公式（單單位是kWW）： （11.4.99）其中：發動機效效率，單位位kW其他各個參參數的意義義和單位同同上述說明明。利用公式（1.4.9）我們就可以計算出汽車行駛功率平衡曲線。爬坡度曲線線由于計算爬爬坡度時，汽汽車除了克克服空氣阻阻力，滾動動阻力之外外所有的剩剩余驅動力力都用來克克服坡道阻阻力，所以以加速阻力力為零。根據公式（1.4.1）我們可以得到如下公式代入公式（1.4.3），（1.4.5）我們就可以得到如下公式：如果我們代代入公式 以及及公式（11.4.88），經過過整理那么么我們就可可以得到： （11.4.110）然后根據公公式進行轉轉換，這樣樣就可以計計算出

9、爬坡坡度曲線了了。加速時間汽車的驅驅動力除了了用來克服服空氣阻力力，滾動阻阻力以外主主要是用來來克服加速速阻力，此此時坡道阻阻力為零。根據公式（1.4.1），（1.4.6）我們可以得到如下公式：所以時間然后我們們采用龍貝貝格數值積積分計算方方法對上面面的公式進進行積分就就可以得到到所需要的的加速時間間曲線。計算分析根據上述已已知條件以以及相關的的計算理論論，得到如如下計算結結果。該車型的計計算實例驅動力行駛駛阻力平衡衡圖圖1.4.2 汽車車驅動力與與行駛阻力力平衡圖動力因數圖圖圖1.4.3 汽車車動力特性性圖功率平衡圖圖圖1.4.4 汽車車功率平衡衡圖加速度曲線線圖1.4.5 汽車車加速度曲曲

10、線圖爬坡度曲線線圖1.4.6 汽車車爬坡度曲曲線圖時間速度曲曲線圖1.4.7 汽車車加速時間間曲線圖 根根據上述計計算條件和和計算結果果，我們可可以確定設設計載荷情情況下的計計算結果：表1.4.3 計算算結果項目計算數值公布數值汽車最高車車速169.00km/hh165kmm/h0到1000km/hh加速時間間13.0ss13.9ss最高檔300km/hh加速通過過400mm時間23.0ss原地起步加加速通過4400m時時間18.8ss最高檔最大大動力因數數0.1最大爬坡度度48.4%從上面的計計算結果我我們可以看看出，試驗驗數值同計計算數值之之間的誤差差基本控制制在5%工工程誤差范范圍之內,

11、汽車的動動力性能計計算和仿真真結果是正正確的,可可以進行整整車匹配設設計。1.4.22 燃油經經濟性能仿仿真 隨隨著世界石石油危機的的出現，節節約汽車用用油是現代代汽車制造造業和運輸輸業必須首首先考慮的的問題，在在汽車設計計之初就必必須對所設設計汽車的的經濟性有有準確的評評價。等速百公里里油耗計算算原理 汽車等速速百公里油油耗計算主主要是依據據汽車發動動機的萬有有特性曲線線以及汽車車功率平衡衡圖進行油油耗計算。計算具體體過程說明明如下： 首首先計算汽汽車在不同同車速情況況下以最高高擋位行駛駛時的阻力力功率，主主要是空氣氣阻力功率率和滾動阻阻力功率。根據動力性性能的計算算公式我們們可以知道道 (

12、1.4.111）其中：發動機功功率，單位位:kW：傳動系統統各個擋位位情況下的的傳動效率率：是汽車計計算載荷情情況下的質質量, 單單位：kgg。：重力加速速度, 單單位：m/s2：汽車滾動動阻力系數數：道路坡角角, 單位位：radd：空氣阻力力系數：迎風面積積,單位：m2：車速,單單位:kmm/h然后根據公公式， （1.4.12） 來來確定最高高擋位情況況下發動機機轉速和車車速之間的的關系以獲獲得對應不不同車速的的發動機轉轉速。其中：車速,單單位:kmm/h：發動機轉轉速，單位位:rpmm：主減速器器傳動比：傳動系統統各個擋位位情況下的的傳動效率率：車輪的運運動半徑, 單位：m 最后利用用已經

13、獲得得的發動機機轉速和發發動機功率率根據萬有有特性曲線線進行插值值計算獲得得燃油消耗耗率，然后后根據公式式： （1.4.13）計算得出等等速百公里里油耗。其中：等速百公公里油耗，單單位：L：發動機的的實際燃油油消耗率.我們利用萬萬有特性曲曲線通過對對轉速和功功率的插值值計算來獲獲得,單位位：g/kkW/h：發動機工工作功率，我我們采用設設計的阻力力功率來獲獲得，也就就是包括滾滾動阻力功功率，迎風風阻力功率率（加速阻阻力和坡路路阻力為零零）, 單單位：kWW：汽車行駛駛車速，利利用車速同同發動機轉轉速之間的的關系，我我們就可以以得到這時時的發動機機轉速, 單位：KKm/h ：燃油密密度, 單單位

14、：kgg/m2:重力加速速度, 單單位：m/s-2微型車100個工況油油耗 微微型車100工況油耗耗是根據國國家標準規規定的汽車車復雜運行行工況來計計算的，汽汽車運行工工況的具體體規定參見見圖1.44.8。圖1.4.8 汽汽車十工況況試驗循環環 從從上面的圖圖形我們可可以看出這這些復雜公公況主要包包括加速工工況、恒速速工況、減減速工況，怠怠速工況等等等。下面面我們逐一一說明具體體的計算方方法：a恒速工況況 計計算方法同同等速百公公里油耗的的計算方法法類似。首首先利用公公式（1.4.111），（11.4.112）確定定汽車運行行狀態的功功率與車速速，然后根根據下面公公式計算對對應的單位位時間油耗

15、耗：（單位：LL/s） (1.4.14）其中：等速百公公里油耗，單單位：L：發動機的的實際燃油油消耗率，我我們利用萬萬有特性曲曲線通過對對轉速和功功率的插值值計算來獲獲得,單位位：g/kkW/h：發動機工工作功率，我我們采用設設計的阻力力功率來獲獲得，也就就是包括滾滾動阻力功功率，迎風風阻力功率率（加速阻阻力和坡路路阻力為零零）,單位位：kW：汽車行駛駛車速，利利用車速同同發動機轉轉速之間的的關系，我我們就可以以得到這時時的發動機機轉速,單單位：Kmm/h ：燃油密密度, 單單位：kgg/m2:重力加速速度, 單單位：m/s-2然后根據公公式：（單位：LL）計算這段恒恒速階段時時間內的油油耗。

16、其中：行駛時間間，單位:s同時這段時時間內的行行使距離為為：/3.6（單單位：m）其中為行駛駛速度，單單位:kmm/h。b加速工況況根據動力性性能計算說說明書，我我們可以知知道汽車在在行駛過程程中的功率率表達方式式為： （1.4.15）其其中：發動機工工作功率，單單位：kWW：傳動系統統各個擋位位情況下的的傳動效率率：是汽車計計算載荷情情況下的質質量，單位位：kg。：重力加速速度，單位位：m/ss2：汽車滾動動阻力系數數：道路坡角角單位：rrad：空氣阻力力系數，：迎風面積積，單位：m2：車速,單單位：kmm/h：旋轉質量量換算系數數，根據估估算公式確確定，在轎轎車中和 取值值范圍在00.03

17、到到0.055之間，我我們取平均均數值=0.004:計算載荷荷情況下汽汽車的質量量, 單位位：kg:汽車行駛駛加速度, 單位：m/s22 然然后確定不不同擋位情情況下發動動機轉速和和車速之間間的關系以以獲得對應應不同車速速的發動機機轉速。最最后利用已已經獲得的的發動機轉轉速和發動動機功率根根據萬有特特性曲線進進行插值計計算獲得燃燃油消耗率率。那么我們可可以根據公公式：, L/ss （1.44.16）確定單位時時間內的燃燃油消耗量量。我們把加速速階段內的的燃油消耗耗量用積分分公式表達達成為： ,L (1.4.177)其中：，為加速開開始和截止止時間，單單位s。 如果這段段計算期間間開始速度度為(

18、單位位：km/h)，截截止速度為為(單位：km/hh)，那么么這段時間間內的行駛駛距離為: （單位位：m）c減速工況況 因因為減速工工況下，汽汽車油門松松開并且輕輕微制動，那那么這段時時間內的油油耗為怠速速油耗消耗耗率與減速速時間的乘乘積。其中：怠速油耗耗消耗率，單單位：L/s;:減速時間間，單位ss。 如果這段段計算期間間開始速度度為(單位位：km/h)，截截止速度為為(單位：km/hh)，那么么這段時間間內的行駛駛距離為: （單位位：m）d怠速停車車公況如果怠速停停車時間為為(單位：s),那那么燃油消消耗量（單單位：L）為為：其中：怠速油耗耗消耗率，單單位：L/s;：時間,單單位：s 綜綜

19、合上述計計算，對等等速，等減減速，怠速速組成循環環工況的等等效百公里里油耗為：（單位：LL）其中：為各個階階段燃油消消耗量的總總和（單位位：L）。：為各個階階段行駛路路程總和（單單位：m）。 輸入參數數表1.4.4 輸入入參數參數名稱某微型汽車車發動機形式式456Q總重1450kkg空氣阻力系系數0.44傳動效率90%迎風面積2.25mm2主減速器傳傳動比5.1255變速器5擋1擋3.65222擋1.94773擋1.42334擋1.05擋0.7955滾動阻力系系數0.0133燃油密度7.05NN/cm33車輪半徑0.2655m怠速燃油消消耗率0.2999ml/ss計算實例結結果多工況油耗耗表1

20、.4.5工況油耗10工況8.77LL某微型車44擋等速百百公里油耗耗圖1.4.9某微型型車4擋等等速百公里里油耗 某微型車車5擋等速速百公里油油耗圖1.4.10某微微型車5擋擋等速百公公里油耗1.4.33 操縱穩穩定性仿真真和系統優優化(1) 計計算目的 汽汽車操縱穩穩定性不僅僅影響到汽汽車駕駛的的操縱方便便程度，而而且也是決決定高速汽汽車安全行行駛的一個個重要性能能，根據操操縱穩定性性涉及的具具體內容需需仿真計算算包括如下下幾個方面面的內容：時域計算算、頻域計計算、瞬態態響應計算算、穩態響響應計算、角輸入響響應計算、力輸入響響應計算等等內容。角階躍輸入入響應a原理如圖1.44.11，我我們采

21、用三三自由度汽汽車模型，也也就是航向向角、車身身側傾角、重心處側側偏角來描描述汽車的的運動。根根據圍繞ZZ軸，X軸軸的力矩平平衡以及沿沿Y軸的受受力平衡列列出微分方方程，然后后進行求解解。圖1.4.11 三三自由度模模型b方程推導導坐標系統 依依據上圖以以汽車靜止止時重心鉛鉛垂線與側側傾軸線的的交點為坐坐標原點，以以汽車縱向向水平軸線線取為X軸軸線，前進進方向為正正方向，過過原點與XX軸垂直方方向向上為為Z軸，與與X，Z軸軸線垂直方方向為Y軸軸線,坐標標系統符合合右手法則則。 在在將前輪轉轉向角（轉轉向盤轉角角）看做已已知輸入時時，汽車的的運動狀態態可以用三三個廣義坐坐標來表示示：航向角角、重

22、心側側偏角和車車身側傾角角。按右手手定則，、的正向與與Z軸一致致。正向與與X軸正向向一致。 輪輪胎在側向向力作用下下產生側偏偏角1（前前輪）與22（后輪），它它們由側向向力、與相應輪輪胎的特性性所決定。在既定側側偏角方向向的情況下下，、以與Y軸軸相反的方方向為正。符號說明 如如果單位不不進行特殊殊說明均采采用國際單單位制。：整車質量量（kg）：懸架上質質量(kgg):軸距(mm)：重心到前前后軸的距距離(m) ：整車繞繞垂直軸線線的轉動慣慣量(kgg.m2) ：懸架上上質量繞通通過懸掛質質量重心的的X軸的轉轉動慣量(kg.mm2) ：懸架上上質量繞通通過懸掛質質量重心的的X，Z的的軸慣性積積(

23、kg.m2) ：前輪單單側側偏剛剛度(N/rad) ：后輪單單側側偏剛剛度(N/rad):前輪回正正力矩系數數(N.mm/radd):后輪回正正力矩系數數(N.mm/radd)：前輪側傾傾轉向系數數：后輪側傾傾轉向系數數：前側傾角角剛度(NN.m/rrad)：后側傾角角剛度(NN.m/rrad)：前側傾角角阻尼(NN.m/rrad/ss)：后側傾角角阻尼(NN.m/rrad/ss):側傾力臂臂(m)，懸懸掛上質量量重心到側側傾中心的的垂直距離離 ：汽車航航向角(rrad) ：懸架上上質量與懸懸架下質量量之間相對對側傾角(rad) ：重心處處速度與絕絕對坐標之之間的夾角角(radd):橫擺角速速

24、度(raad/s):側傾角速速度(raad/s):重心處側側偏角(rrad):前輪有效效側偏角(rad):后輪有效效側偏角(rad):名義前輪輪轉角(rrad):車速(mm/s):前輪側向向力(N):后輪側向向力(N)(c) 方方程推導過過程 在在上述坐標標系統中，坐坐標原點OO的絕對加加速度在YY軸方向的的投影為：在不太大的的范圍內，故 (1.4.18)懸架上質量量重心的橫橫向絕對加加速度在YY軸上的投投影為 (1.4.19) 按按達朗貝爾爾原理，可可列出如下下三個平衡衡方程：繞Z軸力矩矩平衡式: (1.44.20)沿Y軸力平平衡式： (1.4.211)即 (11.4.222)繞X軸力矩矩平

25、衡式： (1.44.23) 其其中是懸架架上質量繞繞車身重心心的縱軸的的轉動慣量量，顧及，得得 (1.4.244)由于 (1.44.25)及幾何關系系： (1.4.266)得 (1.4.27) 其中 (1.4.288)為了便于上上機運算，可可令四維向向量 (1.44.29)為系統的狀狀態變量 那那么我們就就可以把上上述微分方方程改寫成成為狀態變變量X的一一階微分方方程 (11.4.330)其中 (1.4.31) (1.4.322) (11.4.333) 利利用上述方方程就可以以進行汽車車角輸入操操縱穩定性性能仿真計計算。(d)計算算結果參考考標準美國試驗驗安全車操操縱穩定性性性能要求求極其試驗

26、驗方法汽車操縱縱穩定性指指標限值和和評價方法法GB/T130047-991c仿真計算算輸入參數列列表如表1.44.6表1.4.6 輸入入參數參數名稱參考設計車車型1整車質量（設設計載荷）1250kkg簧載質量（設設計載荷）1121kkg軸距2548mmm整車重心至前軸距離離1.0866m整車重心至后軸距離離1.4622m整車繞Z軸軸轉動慣量2139kkg*m2懸架上質量量繞X軸轉轉動慣量455kgg*m2懸架上質量量繞XY軸軸慣性積0前輪側偏剛剛度(單輪輪)231477N/raad后輪側偏剛剛度(單輪輪)383188N/raad前輪回正力力矩系數0后輪回正力力矩系數0前側傾轉向系數-0.111

27、4后側傾轉向系數0前側傾角剛剛度477855N/raad后側傾角剛剛度575255N/raad前側傾角阻阻尼2311NN/radd/s后側傾角阻阻尼2212NN/radd/s側傾力臂0.46mm仿真計算條條件 車速v=440，800，1100km/hh角階躍輸入入,并且使使汽車的側側向加速度度位于之間間。(c) 仿仿真計算結結果車速V=440km/h時的操操縱穩定性性計算結果果如圖 1.4.112所示:圖1.4.12 橫橫擺角速度度曲線(車車速V=440km/h)圖1.4.13 橫橫擺角速度度曲線(車車速V=880km/h)圖1.4.14 橫橫擺角速度度曲線(車車速V=1120kmm/h)(d

28、)結果果統計與分分析 上上面三個圖圖就是在不不同車速度度情況下，某某型轎車(以下簡稱稱車型1)作為新設設計(以下下簡稱為車車型2)的的近似參考考車型, 汽車角階階躍輸入響響應曲線，對對應的穩定定時間也變變長，在高高速情況下下這種趨勢勢更加明顯顯數據具體體統計如下下表1.44.7：表1.4.7 瞬態態響應計算算結果 指標速度超調量反映時間穩定時間車型1車型2車型1車型2車型1車型2V=40kkm/h0.24%0.44%0.49ss0.47SV=80kkm/h11.6%12.0%0.21ss0.23ss0.64ss0.74ssV=1100km/hh39%46%0.15ss0.17ss0.67ss0

29、.8s從上面表格格中的數據據基本上可可以看出各各項指標變變化不大，并并且都位于于美國安全全實驗車橫橫擺瞬態響響應滿意區區域之內。力階躍輸入入響應方程推導(a)符號號說明除了上述角角輸入運動動方程輸入入的參數之之外，還包包括如下參參數：前輪回正正力臂。包包括主銷后后傾距與輪輪胎拖距（mm）：轉向盤轉轉動慣量（kkg.m22）：兩前輪繞繞主銷的轉轉動慣量（kkg.m22）：轉向盤自自由時抵抗抗前輪轉角角的剛性（NN.m/rrad）：轉向盤自自由時前輪輪繞主銷轉轉動的當量量阻力系數數（N.mm/radd/s）:轉向柱與與Z軸的夾夾角（raad）:轉向系總總傳動比:轉向盤上上的駕駛員員輸入力矩矩（N.

30、mm）(b)坐標標系統 如如下圖所指指示，考慮慮汽車以一一定的車速速V作等速速行駛，略略去汽車的的垂直振動動和輪胎撓撓度的變化化，略去空空氣動力對對橫向力與與力矩的影影響，研究究駕駛員給給轉向盤以以力指令輸輸入時汽車車的操縱運運動。與分分析角輸入入運動類似似，取一套套固定于汽汽車的相對對坐標系統統,以整車車的重心鉛鉛垂線與側側傾軸（前前后側傾中中心的連線線）的交點點為原點，以以汽車的縱縱向水平軸軸為X軸。以過原點點與X軸垂垂直的方向向為Y軸（以以汽車的左左側方向為為正向），過過原點的鉛鉛垂軸為ZZ軸。這樣樣的坐標取取法符合右右手定則。在水平平平面上的所所有角度（前前輪轉角、側偏角、方位角等等）

31、及對應應的角速度度與角加速速度均取逆逆時針方向向為正（亦亦符合右手手定則而與與Z軸正向向一致。車車速向量的的增量與YY軸的正向向一致并成成角）。在在將駕駛員員給轉向盤盤的力矩TT看作已知知輸入時，則則汽車的運運動狀態可可用四個廣廣義坐標來來近似表示示：方位角角（航向角角），重心側側偏角，車身側側傾角與轉向盤盤轉角（或參考考轉向角）。按右手定定則，、均以與ZZ軸方向一一致為正向向。角以與XX軸方向一一致為正向向。側向力的方方向由所假假定的前后后偏離角的的方向確定定。因此以以與Y軸方方向相反為為正向。(c)方程程推導過程程 在在上述坐標標系統中，坐坐標原點OO的絕對加加速度在YY軸方向的的投影為：

32、 (1.4.344)其中，是絕絕對速度在在X軸方向向的投影，考考慮不大的情情況， ，故故 (1.44.35)懸架上質量量重心的橫橫向絕對加加速度在YY軸上的投投影為； (1.4.36)按達郎貝爾爾原理,繞繞Z軸力矩矩平衡式： (1.4.37)沿Y軸力平平衡式： (11.4.338)繞X軸力矩矩平衡式： (1.4.399)其中，是懸懸架上質量量繞過車身身重心的縱縱軸的轉動動慣量，顧顧及，得 (1.44.40)繞主銷的力力矩平衡式式： (1.4.41)另外，由幾幾何關系： (1.4.422)以及輪胎特特性： (11.4.443)可以得到如如下方程：令六維矢量量 (1.44.45) 為為系統狀態態變

33、量，則則上述運動動方程式可可寫成狀態態變量xx的一階階微分方程程： (1.4.466)式中： (1.44.47)(1.4.48) (1.4.49) (11.4.550)利用上述方方程就可以以進行力輸輸入仿真計計算。b仿真計算算(a)參數數輸入表在原有三自自由度汽車車模型輸入入數據的基基礎上，還還需要輸入入數據如下下表1.44.8表1.4.8輸入數數據參數名稱車型1車型2前輪回正力力臂0.0877m0.0877m轉向盤轉動動慣量0.0544kg*mm20.0544kg*mm2前輪繞主銷銷轉動慣量3.92kkg*m23.92kkg*m2轉向剛度294N/rad294N/rad轉向阻尼00轉向柱與Z

34、Z軸夾角69度56度轉向系統傳傳動比22.422.4(b) 仿仿真計算結結果車速v=440，800km/h力階躍輸入入并且側向向加速度之之間圖1.4.15為速速度V=440km/h的橫擺擺角速度圖1.4.15速度度V=400km/hh的橫擺角角速度圖1.4.16為速速度V=880km/h的橫擺擺角速度:圖1.4.16為速速度V=880km/h的橫擺擺角速度 從從上面的計計算結果我我們可以看看出新車相相對與原某某一車型的的超調量和和穩定時間間都有所加加大，有關關力階越輸輸入響應的的評價和分分析內容，我我們將通過過如下各個個項目的計計算來體現現。回正能力計計算 計算的的方法是首首先讓汽車車保持等速

35、速圓周運動動，然后把把加載到方方向盤上的的作用力突突然撤掉，所所以這種計計算的汽車車運動實際際上力階躍躍輸入，因因此計算采采用4自由由度汽車方方向盤力輸輸入模型，汽汽車初始狀狀態保持側側向加速度度為等速圓圓周運動。方向盤力輸輸入模型如如下：t(s)時間T (N.m)方向盤輸入力矩圖1.4.17力階階躍輸入計算結果如如下： 汽汽車運動狀狀態為側向向加速度，車車速40kkm/h, 如圖11.4.118。圖1.4.18 為為車速400km/hh的橫擺角角速度汽車運動狀狀態為側向向加速度，車車速80kkm/h,如圖1.4.199所示。圖1.4.19 為為車速800km/hh的橫擺角角速度 從從上面的計

36、計算結果我我們可以得得到如下結結論：新的的某汽車相相對上面某某車型的算算例而言回回正能力有有所下降，當當時幅度不不大，主要要表現在回回正橫擺角角速度幅度度的收斂速速度以及過過度時間長長度上，尤尤其是高速速時這種表表現更加明明顯。盡管管如此，仍仍然滿足美國國家家安全性的的操縱穩定定性能要求求及其試驗驗方法的的規定,松松開方向盤盤之后2ss，在車速速40kmm/h的情情況下橫擺擺角速度應應該等于零零，在車速速等于800km/hh的情況下下不超過44o/s撒手穩定性性仿真試驗驗 撒撒手穩定性性仿真實際際上是力脈脈沖試驗，仿仿真計算時時汽車的運運行狀態是是汽車以恒恒定的車速速行駛，突突然給方向向盤施加

37、一一個力矩輸輸入，然后后猛然撒手手，其輸入入為一個力力脈沖，具具體表示如如下圖1.4.200。方向盤力輸入力矩T（N.m）時間T（s）T004s圖1.4.20 方方向盤力輸輸入曲線汽車運動狀狀態為側向向加速度，車車速40kkm/h, 如圖11.4.221。圖1.4.21 為為車速400km/hh的橫擺角角速度 汽汽車運動狀狀態為側向向加速度。頻率響應 汽汽車操縱穩穩定性能頻頻率響應是是指方向盤盤在正弦輸輸入的情況況下，頻率率從時，汽汽車橫擺角角速度與方方向盤轉角角輸入之間間的關系。對于計算算模型而言言可以等效效為橫擺角角速度與前前輪轉角之之間的關系系。對于操縱穩穩定性的頻頻域特性要要求如下：

38、應應有足夠寬寬的通頻帶帶，以保證證有必要的的反應速度度和高頻反反應，但是是通頻帶太太寬也會增增大對擾動動的反應。通常規定定幅頻特性性降至穩態態增益（=0處的增增益）的770%處的的頻率為頻頻帶寬度。 在在有效通頻頻帶內，幅幅頻特性宜宜平坦，不不宜有明顯顯的選擇性性（諧振峰峰），以免免反應有過過大的幅值值失真。最最大增益與與穩態增益益的比值越越大，說明明系統的阻阻尼越小，超超調量越大大，過渡時時間越長。 相相頻特性要要求在有效效通頻帶內內相位超前前和滯后都都盡量小，通通常在車速速低時出現現相位滯后后，在車速速高時出現現相位超前前，這兩種種相位失真真都會造成成反應的誤誤差。 我我們采用前前面使用的的汽車3自自由度模型型進行計算算，計算結結果如下：圖1.4.22 兩兩種車型的的幅頻特性性曲線圖1.4.23 兩兩種車型的的相頻特性性曲線相關的計算算數據總結結如下表11.4.99：表1.4.9 計算算結果f=0增益益共振頻率共振時增幅幅比b/aaf=0.11Hz相位角度f=0.66Hz相位角(度度)通頻帶寬車型13.44114s-110.541.02-6.4-21.331.84HHz車型23.40558s-110.541.03-6.6-24.991.71HHz 從從上面的表表格中，我我們基本上上可以得到到