汽车稳定性控制

2024-08-08

汽车稳定性控制（精选十篇）

汽车稳定性控制篇1

从国内外学者对半挂汽车列车操纵稳定性进行的研究中可知, 在中高速行驶中, 半挂汽车列车的操纵稳定性恶化较易发生。半挂汽车列车装载前后质量存在很大的变化, 而且在转弯时容易发生内轮差。由于内轮差的存在, 车辆转弯时, 前、后轮的运动轨迹不重合, 可能造成后轮驶出车道或与其他物体碰撞的事故。而且载质量越大, 满载后整车总质量变化越大;轴距越大, 内轮差越大。为提高中高速行驶中牵引拖车的操纵稳定性, 很多转向控制策略被提出。这些控制策略在一定程度上改善了中高速行驶中半挂汽车列车的操纵稳定性, 但它们需要精确的车辆参数信息, 对于载质量及路面条件等引起的车辆参数不确定变化不具有鲁棒性。在车辆参数发生不确定变化的情况下, 不具有鲁棒性的牵引车辆转向控制无法保证设计的性能, 甚至会引发系统的不稳定状况。近年来, 为改善半挂车的操纵稳定性, 提出了具有鲁棒性的控制策略, 主要针对载质量及路面条件等车辆参数不确定变化, 但均未考虑重心位置的不确定运动和消除内轮差的问题。

为提高半挂汽车列车的操纵稳定性, 必须控制3 个状态量, 即牵引车的速度、牵引车的横摆角速度、牵拉角。因此, 本文提出了新的自适应转向控制策略, 用3个控制输入 (牵引车前后轮转向角和挂车车轮转向角) 控制这3 个状态量。而针对内轮差问题, 提出了解决措施。采用的自适应控制策略对系统参数估算做了改进, 并考虑针对重心位置不确定运动的鲁棒性。

一半挂汽车列车模型

本文使用线性二自由度半挂汽车列车模型 (如图1所示) 进行自适应控制系统设计, 连接车辆参数如表1所示。

由于半挂汽车列车高速运行时牵引车与拖车之间的牵拉角 εr非常小, 纵向速度假设为常数, 半挂汽车列车的运动方程表述如下:

式中:d3=d1+d2, Iz3=Iz1+Iz2, Mp为正定矩阵。

为设计控制系统, 作以下假设: (1) 牵引车侧向速度vy (t) 、牵引力横摆角速度 γ1 (t) 、牵拉角 εr、牵拉角速度 εr (t) 均可测取; (2) 拖车质量m2, 拖车运动惯量Iz2, 连接点到拖车重心C.G.的距离d2, 轮胎侧偏刚度cf、cr、ct会发生不确定变化。

二理想的模型设计

在这个部分, 设计一个理想模型使牵引车的侧向速度、横摆角速度和牵拉角都达到理想轨迹。以下公式中, s是拉普拉斯变量, 符号L[⋅], L-1[⋅]各自代表着拉普拉斯变换和拉普拉斯逆变换。

设计的理想连接车辆对于所提出的牵引车的横向速度和偏航角速度的理想轨迹如下所示。

其中wn, ζ, gv, gr是设计参数, 而 δc (t) 为驾驶员给出的指令转向角, 并且假定 δc (t) 和δ&c (t ) 都具有有界性。

对于数值一定的指令转向角来说, 牵引车的理想侧向速度vpd (t) 无限趋于零, 牵引车的理想偏航角速度 γ1d (t) 则是无限趋于一个定值。我们就可以得到, 理想牵引车按圆形的轨道以近似vx/γ1d为半径, 做圆周运动。这是牵引车通过等式 (5) 生成理想轨迹最主要的原因之一。当牵引车做圆周运动, 最理想的情况是拖车也跟着做圆柱的圆周运动 (见图2) 。

基于以上概念, 可以通过以下等式来生成理想的牵拉角 εcd (t) 。

其中wnε, ζε是设计参数。

三自适应转向控制策略的设计

控制目标是设计一个能使半挂汽车列车的状态追踪理想模型状态的控制器。为了实现控制目标, 列出追踪误差方程, 以设计控制器。

1.误差方程

如果半挂汽车列车的参数都为已知的精确数值, 设计状态q (t) 去追踪理想信号的qd (t) , 控制策略可以很简单地进行设计。但是, 实际的半挂汽车列车牵拉角速度与理想牵拉角速度的误差向零收敛, 牵拉角与理想牵拉角产生稳态误差。为了解决这个问题, 在此论文中不采用状态量q (t) , 而采用下式的新状态量:

采用上式新状态量的半挂汽车列车运动方程式如下所示:

误差定义式为:

误差方程式如下式所示:

2.自适应策略的构成

根据误差方程知驱动矩阵B为未知矩阵, 但是此矩阵的主座小行列式的符号不变, 如下式所示:

驱动矩阵B可用下式表示:

上式中Kp为未知的正定矩阵, KTD是已知的对角矩阵, KTU为未知的三角矩阵 (对角要素全部为零) 。

利用驱动矩阵的上述特征可以把误差方程转化为下列形式。

θri (i=1, 2, 3) , ξ (t) 满足下式未知常数向量、已知信号向量。

根据式 (13) KTD为已知的对角矩阵, 如式 (14) 所示, Kp为未知的正定矩阵, 利用此特性可以构成自适应控制策略。为了设计自适应控制策略, 李雅普诺夫函数采用下式形式。

对李雅普诺夫函数微分, 得到下式的自适应控制策略:

上式中为估算向量, 为估算误差, 定义为。

此外, β 是为了改善控制性能而导入的设计参数, 利用控制策略 (18) (19) 构成的闭环控制系统具有以下定理。

【定理】用 (18) (19) 构成控制策略的场合, 控制系统具有稳定性, 系统输出的误差向零收敛。β 以外的设计参数被固定为常数时, 对于输出误差下列关系式成立。

式中的ρ1和β是没有任何关联可以任意设定的正的常数。

由式 (20) 可知, 通过增大 β, 使输出误差x (t) 减小, 意味着可以改善半挂汽车列车的控制性能。

四仿真结果

为了证明提出的自适应控制策略的有效性, 进行Matlab数值仿真。车辆参数的公称值如表1。设定车速为120km/h, 运动状况半径为400m的稳态回转进行数值仿真计算, 驾驶员的指令转向角如图3所示。

图4 中 (a) (b) (c) 为未知变动为零的情况下使用本文提出的自适应转向控制策略的半挂汽车列车与理想模型的追踪误差响应。 (d) 图设计参数β为20 时, 是使用自适应转向控制策略的转向角。如 (a) (b) (c) 图所示, 设计参数β增大, 追踪误差响应随之减小。因此, β变大, 控制性能可以得到明显改善。

为了验证提出的自适应转向控制策略对车辆参数的不确定变动具有鲁棒性, Case1、Case2、Case3 进行数值仿真。

Case1 是车辆参数无不确定变化;

Case2 是拖车的载荷为200kg (重心无变化) ;

Case3 是拖车的载荷为200kg (重心有变化, 重心位置d2=2+0.1m) 。

轮胎的侧偏刚性减少20%。

在图5 (a) 中, 不采用自适应转向控制策略的半挂汽车列车的稳态转向轨迹随着Case2、Case3 的变化发生了很大的变化;而在图5 (b) 中, 采用自适应转向控制策略的半挂汽车列车的稳态转向轨迹没有随着Case2、Case3 的变化发生变化, 没有产生内轮差。说明自适应转向控制策略在不确定的车辆参数如拖车的重心位置和长度等变化时具有很强的鲁棒性。路面状况、重心变化对车辆操纵稳定性有很大影响, 因此采用自适应转向控制策略可以减轻驾驶员的负担, 减少交通事故的发生。

五结论

本文针对半挂汽车列车动力的实际问题, 提出了半挂汽车列车的理想模型, 并基于自适应控制理论设计了新颖的自适应转向控制策略。使用提出的理想模型可以有效地解决内轮差问题。提出的自适应转向控制策略对包括重心位置在内的车辆参数的不确定变化具有鲁棒性, 并只需要调节一个设计参数就可以调整控制系统的输出性能。通过仿真实验验证了自适应转向控制策略的有效性。

上述研究成果对提高半挂汽车列车的操纵稳定性具有重要的参考价值, 为提高半挂汽车列车的操纵稳定性提供了一种新的转向控制理论。随着线控技术的发展, 这种控制技术可以在实车上得以发展。

参考文献

[1]魏京利、姚曙光、周建乐.驾驶拖车车体结构分析[J].铁道车辆, 2001 (3)

[2]崔胜民.连接车辆稳态转向特性的非线性分析[J].专用汽车, 1990 (1)

汽车稳定性控制篇2

关键词：AMESim汽车电子稳定系统轮缸压力精确控制

1.引言

汽车电子稳定系统是一种新型的汽车安全技术，对确保汽车安全运行，保障驾驶员和乘客安全都具有重要意义，在汽车工业的运用越来越广泛。该系统安装防抱死系统、牵引力控制系统，还具备实时监测汽车运行稳定性的功能。在汽车运行中，当出现不稳定情况时，系统能做出迅速反应，纠正汽车行驶轨迹，实现对危险情况的有效预防，从而确保汽车的安全稳定运行。下面将结合该系统实际情况，对轮缸压力精确控制问题进行探讨分析，希望能够为该系统的运用，确保汽车稳定运行提供指导。

2.汽车电子稳定系统工作原理及模型

2.1工作原理。汽车电子稳定系统结构复杂，包括多方面组成，例如，主缸、液压单元、液压油路、储液箱、液压阀、增压阀、减压阀等。这些组成部分共同作用于系统，促进系统功能的有效发挥。其工作原理如下：系统增压时，轮缸活塞被制动液推动，引起活塞运动，接着制动力继续增大，轮缸压力进入保压状态。当系统减压时，泵电机断电，出现减压情况，制动液流入低压蓄能器，增大其容积。存储制动液，作为下次增压过程的油源。新增压过程中，制动液在回油泵作用下，低压蓄能器再次进入轮缸，增减压循环直至系统退出汽车电子稳定系统。通过这种工作模式，及时发现汽车运行中存在的不足，并立即作出反应，避免危险情况出现，确保汽车安全稳定运行。

2.2模型。为满足系统运行需要，促进系统更好工作，保障汽车安全，运用AMESim搭建汽车电子稳定系统模型。具体步骤如下：根据液压结构图，从AMESim机械和液压应用库找到子模型，进行连接；选择子模型；定义液压参数和子模块元件的内部参数和关键尺寸；多液压模型进行仿真分析。按照该步骤建立的模型包括主缸、液压控制单元、轮缸模型。液压控制单元是汽车电子稳定系统组成部分，对汽车正常运行具有重要作用。汽车在行驶过程中，如果出现不稳定情况，影响行车安全时，液压控制单元控制内部各组件，进而精确控制汽车轮缸制动压力，使得轮缸根据预先计算的理想压力进行制动，从而确保汽车安全，避免事故发生。

3.轮缸压力精确控制计算方法

在计算时，为了获得更为准确的计算结果，系统采用查表法进行计算，以便精确控制轮缸压力。为了达到精确控制的目的，确保车辆行驶安全，在控制工作中，需要处理的最为核心的内容是控制增、减压阀PWM信号的占空比。为获得最优占空比，选择1/4汽车电子稳定系统液压控制单元作为仿真模型，改变占空比观察控制效果。对增、减压阀施加10%—100%的PWM波，观察轮缸压力变化情况。通过试验和研究分析，占空比10%—40%为最佳控制区间。根据这种情况，可运用查表法为增、减压阀的控制提供依据，从而更好确定控制压力大小，确保系统运用取得最佳效果。此外，将查表法引入1/4汽车电子稳定系统液压控制单元模型，在不同工况下，观察模型的压力跟随特性。观察分析得知，控制单元根据理想压力和轮缸压力，计算增、减压阀控制信号，实现对增、减压阀状态的控制，最终实现控制轮缸压力的目的，确保系统有效运行，及时预防安全故障，确保车辆安全。

4.压力精确控制算法模型仿真验证

运用精确控制方法进行仿真验证，仿真时间3s，仿真步长0.01s，有效占空比10%—40%间，用PWM波控制增、减压阀。观察轮缸压力变化情况。

4.1阶跃变化压力。在该压力状况下，运用查表控制算法，实际轮缸压力能很好跟随理想轮缸制动压力。增、减压阀控制信号在1s时发出，从而实现对增、减压阀动作的有效控制，促进其正常运行和工作。在该压力状态下，增压阀先开，减压阀后开，通过采用这种运行方式，既建立轮缸压力，又消除增压中出现的超调现象，从而保证系统有效运行。

4.2方波变化压力。在该压力状态下，运用查表控制算法，实际轮缸压力能很好跟随理想轮缸制动压力，增、减压阀控制信号周期性开启，轮缸压力随理想压力变化而变化。整个控制过程中，压力会出现增大和减小情况，压力减小时，轮缸约有0.2MPa残余压力，导致这种情况出现的原因是低压蓄能器所致，该情况出现并无大碍，属于正常现象。

5.压力精确控制算法模型试验验证

进行轮缸压力精确控制试验，具体试验方法如下：用dspace将轮缸压力控制程序传递到汽车电子稳定系统台架上，控制液压控制单元。系统工作理想压力为10MPa，控制轮缸压力，并得出试验结果。观察和分析试验结果得知，理想压力为10MPa时，在查表控制算法下，实际轮缸压力能够很好跟随理想轮缸制动压力。在整个试验过程中，保压压力出现略微下降情况，出现这种情况的原因是液压调节器内部元件密封结构引起的，没有受到其它因素影响，是一种正常情况，不影响试验结果。

6.结束语

通过以上的仿真和试验验证，结合汽车电子稳定系统实际情况，可以得出以下几个结论，同时也能够为实际工作提供指导与参考。

6.1控制轮缸占空比。在汽车运行过程中，要想实现对轮缸压力的精确控制，其中最为有效的方式方式是，在确定增、减压阀PWM波频率前提下，对其占空比实现有效控制。在压力不同状况下，运用查表法可得出增、减压阀PWM控制信号的占空比。并根据这种情况，对增、减压阀的开闭情况进行合理有效控制，进而实现对轮缸压力的精确控制，为汽车安全稳定运行提供保障。

6.1合理确定占空比最佳控制区间。试验分析得知，占空比最佳控制区间为10%—40%。因而必须合理确定控制区间，以达到更好的控制效果。如果占空比在其他区间，不管采用何种方式方法，都难以達到最佳控制效果。

6.3应该重视汽车电子稳定系统的运用。试验分析表明，汽车电子稳定系统满足实际工作需要，能够对轮缸压力进行精确的控制。并且速度快，精确度高，可以精确控制轮缸压力变化率，在实际运用中能够取得良好的效果。有利于确保车辆行驶安全，及时预防可能发生的危险情况，将来在实际工作中值得推广与运用该方法。

参考文献：

[1]文超，张永强，施光林.典型ESP液压系统的AMESim建模与动态特性分析[J].流体传动与控制， 2011（1）， 1-4.

[2]金智林，段博文.基于AMESim的电控液压制动系统动态性能分析[J].重庆理工大学学报（自然科学）， 2014（3），1-5.

[3]余卓平，余萌里，熊璐.的汽车电子稳定系统轮缸压力精确控制研究[J].汽车技术， 2013（2）， 19-23.

汽车稳定性控制篇3

(1) 坐标原点就是车辆的重心;

(2) 悬架假设为刚性;

(3) 忽略俯仰角和倾斜角;

(4) 各轮胎相同。

1 车辆动力学模型

1.1 整车动力学方程

整车的动力学方程采用牛顿第二定律的力学方程进行分析, 稳定性研究时增加车辆四轮轮胎纵向力和侧向力的联合方程:

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1.2 侧偏角和滑移率

前后轮的侧偏角使用的计算公式, 如式 (2) 所示:

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四个车轮的纵向滑移率如式 (3) 所示:

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1.3 侧向——纵向轮胎联合模型方程

轮胎力用Duogoff轮胎模型计算, 该模型有一个明显的优势——它允许轮胎有独立的侧向刚度和独立的纵向刚度。这是一个主要优点, 因为轮胎纵向刚度和侧向刚度可能不同。

令σx为轮胎纵向滑移率, α为偏转角, Cσ为轮胎偏转刚度, Cα为轮胎纵向刚度。于是轮胎纵向力由式 (4) 给出 (Guntur和Sanker[1980], Dugoff[1969]) :

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轮胎侧向力由式 (5) 给出

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其中λ由式 (6) 给出

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并且如果λ<1, 则f (λ) = (2-λ) λ, 如果λ≥1, 则f (λ) =1

1.4 车轮动力学

四个车轮的转动动力学方程可以由平衡转矩方程给出, 四轮的转动力学方程如式 (7) 所示:

一般的车轮的制动转矩是该车轮的制动压力、制动摩擦面积Aω, 制动摩擦系数μb和制动器半径Rb的函数。例如左前轮的制动转矩Tb (f, l) 和左前轮的制动压力Pb (f, l) 的关系如式 (8) 所示:

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类似地, 右前、左后和右后的制动压力分别为Pb (f, r) 、Pb (r, l) 、Pb (r, r) 。

2 仿真分析

为了验证采用EHB系统对稳定性的提升效果, 选用低附着路面的阶跃转向工况与未经系统控制的汽车进行对比。未经系统控制的汽车驱动、转向控制方式参照传统四轮驱动汽车, 在忽略转向梯形作用、悬架运动与转向系统运动干涉的前提下, 认为两前轮转角根据方向盘转角和转向传动比确定, 并假设左前轮与右前轮转角相等, 两后轮转角保持为零;四轮驱动力矩分配方式设置为等比例分配。

仿真工况设定为, 车辆以120km/h的车速在低附着路面 (路面附着系数μ=0.2) 上匀速直线行驶, 在第2s时刻驾驶员施加方向盘阶跃转角 (相当于施加在未集成控制汽车施加0.5°前轮转角。控制输入和车辆响应曲线如图1-5所示。

从图1-5明显可以看出在无控制的情况下汽车的侧向加速度、横摆偏转角以及质心偏转角在三秒钟之后都出现较大波动, 与目标值相差较大, 出现较为严重的车辆失稳现象, 车辆很容易失去控制。而在有控制算法的情况下, 车辆制动平稳, 且制动参数均有目标值较接近, 仅仅只在三秒钟左右出现了较小的波动。

汽车稳定性控制篇4

(湖南大学汽车车身先进设计制造国家重点实验室，湖南长沙 410082)

引言

汽车制动噪声已成为城市的主要噪声污染源之一。如果汽车的制动器系统在工作过程中处于不稳定状态，就可能引起强烈的振动，并形成刺耳的噪声。

汽车制动噪声的频率范围很广，尤其以1～16 kHz之间的尖叫声最困扰乘客的听觉，严重影响车辆的舒适性和环保品质[1]。针对汽车制动噪声问题，不少学者通过对制动器系统的复特征值进行分析来判断系统的稳定性，从而预测制动噪声的产生趋势。随着计算技术发展，基于有限元的复特征值分析方法已成为一种研究制动器系统稳定性的有效方法[2,3]。宿等针对影响制动噪声关键子结构的动态特性[4]，按照关键子结构动态特性预定的设计或修改设计方向和目标，在有限元方法的基础上，采用罚函数法与变尺度法相结合优化子结构设计参数，以达到抑制噪声的目的。该研究将系统的各参数作为确定性参数进行研究，没有考虑参数不确定性的影响。Liu等建立了汽车盘式制动器系统的耦合有限元模型[5]，通过求解制动器系统的复模态，分析了各参数对系统稳定性的影响。Liu等在分析各参数对系统稳定性的影响时，先假定系统其他参数不变，再对某一参数进行一系列取值，利用有限元软件求解出主要不稳定模态的阻尼比，从而得出该参数与系统稳定性之间的相互关系。由于该方法需要多次调用有限元模型进行求解，因此计算工作量较大。

工程实际中，材料特性、几何尺寸和作用载荷等参数往往具有不确定性，只有考虑各设计参数的不确定性，才能更好地反映工程实际[6,7]。同时，对工程研究模型进行参数化，可大大减小计算量，避免重复调用工程模型，提高研究效率。响应面法就是其中一种基于试验设计[8]，可快速实现参数化的研究方法，并已广泛运用于汽车材料和工艺等方面。

本文将随机参数引入到汽车盘式制动器的稳定性研究中，采用随机参数对制动器的不确定性进行描述，并将响应面法与有限元复特征值技术相结合，实现了制动器稳定性模型的参数化，进而根据参数化下系统特征值的随机特性对系统稳定性进行分析。对某车的浮钳盘式制动器系统进行研究，分析了随机参数正态分布假设下系统特征值的概率统计特性和参数概率灵敏度，结果表明通过修改制动器系统支撑背板厚度以提高支撑刚度，可有效提高系统的稳定性，从而减小制动噪声产生。

1 汽车盘式制动器稳定性理论

以汽车盘式制动器为研究对象，其简化结构如图1所示，其中制动盘固定在车轮上，随车轮转动；2个制动片分别装在制动盘的两侧，并牢固地粘在支撑背板上。汽车制动过程主要是通过活塞将液压力加载到制动片上，再通过制动片挤压转动中的制动盘，由此产生摩擦阻力而达到减速效果。

图1 盘式制动器简化结构

制动器工作时，系统引入了摩擦力，导致系统为一个耦合系统，其振动方程可以表示为[9]

(1)

式中M，C，K分别为系统的质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵；u为振动位移向量；F为制动盘和制动片接触表面的摩擦接触力，其可以简化为以下线性形式[9]

F=Kfu

(2)

式中Kf为摩擦接触刚度矩阵。将式(2)代入式(1)，可得

(3)

由式(3)可以看出，由于摩擦力的存在导致了系统刚度耦合，系统的刚度矩阵不对称。刚度矩阵不对称则意味着特征矩阵不对称，而不对称矩阵的特征值在一定条件下是复数，即系统各阶模态频率和模态振型都是复数。

式(3)的解可写成如下形式

u=φest

(4)

式中φ为特征向量，s为特征值。上式代入式(3)，可得

(s2M+sC+(K-μKf))φ=0

(5)

对该方程求解可得特征值和特征向量。

系统第i阶特征值可表示为

si=αi+jβi

(6)

式中αi为第i阶特征值的实部，是系统的阻尼系数；βi为第i阶特征值的虚部，是系统的自然频率。

与第i阶特征向量对应的系统响应可表示为

ui=φieαitcosβit

(7)

参考文献[5]，定义系统第i阶阻尼比

(8)

如果阻尼比为正，阻尼消耗能量，系统是一个典型的振动衰减系统，系统是稳定的。如果阻尼比为负，阻尼不耗散能量反而向系统中馈入能量，形成自激振动现象，并使得系统随时间推移而放大振动，从而可能形成噪声。因此可以根据系统的阻尼比判断系统的稳定性，预测出现制动噪声的趋势。

2 随机参数制动器的稳定性研究

2.1 随机参数下特征值的统计特性

(9)

(10)

(11)

参考文献[10]，本文中取ζc=-0.01。

制动器系统的稳定程度取决于阻尼系数αi和阻尼比ζi的概率分布。

2.2 随机参数下系统特征值的灵敏度

为研究随机参数对系统特征值的影响，与确定性灵敏度分析对应，本文针对特征值引入灵敏度分析。特征值实部的灵敏度表示为

(12)

式中αi为第i阶特征值的实部，是系统的阻尼系数；Sαi为灵敏度，为随机分布参数；xm为第m个随机参数。类似地，阻尼比对随机参数的灵敏度为

(13)

进行灵敏度分析时，需要先对变量进行标准化，以消除量纲、变量自身变异和变量数值大小的影响。将变量标准化为

(14)

2.3 随机参数下制动器稳定性分析

本文将随机参数引入到汽车盘式制动器稳定性研究中，用随机参数对制动器的不确定性进行描述，提出了一种随机参数汽车盘式制动器的稳定性分析方法。其主要步骤为:

(1)基于制动器系统的有限元模型，在随机参数不确定空间范围内进行试验设计，求出系统对应各组样本点的各阶特征值；

(2)选择特征值实部大于0的特征值为目标特征值，建立系统目标特征值的参数化响应面模型；

(3)采用蒙特卡洛方法对目标特征值的随机特性和目标特征值对随机参数的灵敏度进行分析；

(4)根据目标特征值的随机特性和目标特征值对随机参数的灵敏度研究各参数对制动器系统稳定性的影响，并从可靠性的角度提出提高系统稳定性的改进方案。

本文方法的具体分析流程如图2所示。

图2 随机参数制动器的稳定性分析流程

3 算例研究

3.1 汽车盘式制动器参数化模型

汽车制动器是由多个部件组成的系统，以盘式制动器为研究对象，主要的部件有制动盘、制动片、支撑背板、绝缘板、卡钳、分泵和油管等。由于制造精度和加工工艺的影响，部件的几何尺寸和系统的作用载荷等参数存在一定的波动性，具有不确定性。

为了减少计算工作量，同时又能真实准确地模拟制动器的振动特性，本文利用Altair. Hypermesh软件建立了某型轿车的制动器有限元简化模型，如图3所示。

图3 制动器有限元模型

简化模型由制动盘、制动片、支撑背板和绝缘板四部分组成，共划分成26 125个实体单元，37 043个节点，其中六面体单元(C3D8)数量为25 041，五面体单元(C3D6)数量为1 084，制动片与制动盘之间为摩擦接触面，整个系统为一个摩擦耦合系统。将定义好边界条件和工况的有限元模型提交ABQUS/Standard，即可求解系统复域的各阶特征值。

文献[5]的研究表明，在盘式制动器系统中，摩擦系数x1、制动压力x2、制动片厚度x3、制动盘厚度x4和支撑背板厚度x5这些参数都与系统的稳定性有关，因此本文采用拉丁超立方试验设计方法在这些参数组成的取值范围空间内采样[11]。拉丁超立方试验设计方法是一种用来安排多因素试验的方法，常用于大型采样设计空间。它可以用较少的试验次数提供更多的信息，降低试验误差。

工程实际中常用正态分布来描述零部件几何厚度和边界载荷的分布情况，假定所有随机变量均服从正态分布，其取值情况如表1所示。

表1 随机变量的参数值及分布类型

抽取50组样本点代入到制动器系统有限元模型中进行计算，求出0～16 kHz范围内的系统特征值及相应的阻尼比，发现系统对应各组样本点的第7阶特征值实部均大于0，为不稳定特征值；各样本点还在其他阶次上出现不稳定特征值，但其阻尼比都远比第7阶阻尼比小，因此本文将第7阶特征值作为目标特征值进行研究。某一样本点下，系统0～16 kHz范围内的所有特征值分布如图4所示。

图4 某样本点下系统的特征值分布

在上述试验设计的基础上，建立第7阶特征值的参数化模型。基于二阶多项式响应面模型建立的第7阶特征值实部和虚部的近似表达式如下

(15)

(16)

式中α7，β7分别为第7阶特征值的实部和虚部；xi(i=1,2,3,4,5)为系统变量。

根据文献[11]的方法对上述响应面模型进行显著性分析，由F检验结果可知响应面模型的不可靠概率小于1%，与真实有限元模型的逼近程度高，能够用于后续分析研究。

3.2 特征值的统计特性

蒙特卡洛法，也称统计模拟方法，作为求解工程问题的重要方法之一，对仿真问题的维数不敏感，且不受任何假设的约束，可通过大量的随机抽样获取较高的求解精度，具有很强的适用性[12]。

使用蒙特卡洛法迭代104次，可得系统第7阶特征值的概率分布如图5所示。

图5 第7阶特征值的概率分布

计算得第7阶特征值的均值、标准差和分布区间如表2所示。

表2 第7阶特征值计算结果

3.3 特征值概率灵敏度

为了考察随机参数变量对目标特征值的影响，图6给出了第7阶特征值对各变量的灵敏度分布。

图6 目标特征值的灵敏度分析

由图6(a)可知:

(1)从区间分布上看，特征值实部对支撑背板厚度变量x5的灵敏度分布在恒为负值的区间中；对制动压力变量x2和制动片厚度变量x4的灵敏度分布在恒为正值的区间中；对摩擦系数变量x1和制动盘厚度变量x3的灵敏度分布在正负结合的区间中，关系较复杂。

(2)从分布均值上看，特征值实部对支撑背板厚度变量x5的灵敏度最高，x2和x4次之，x1和x3最低。

对图6(b)分析可得出类似的结论。

算例中目标特征值实部恒为正值，理论上应该将其消除或者负值化，以从根本上提高稳定性，但是这样处理成本往往较高，工程上常通过减小实部的大小，将特征值在复平面上左移，以降低其不稳定性。结合前面的灵敏度分析可知，通过修改支撑背板的厚度以提高支撑刚度是最有效和直接的方法，这与已有文献[13]的研究结论是相吻合的。

3.4 系统稳定性的提高和验证

为了考察支撑背板的厚度对目标特征值的影响，选取一系列x5均值，其他参数均取为初始值，重新构建适用于最大设计空间的响应面模型，求出对应的目标特征值，结果如图7所示。

图7 不同支撑背板厚度下系统的目标特征值分布

图8 第7阶复模态有限元分析结果

为了验证分析结果的有效性，在其他参数均取初始值的情形下，对比x5=7.5 mm和x5=5.75 mm两种取值下系统在0～16 kHz范围内的复特征值分布，结果如图9所示。从图中可以看出改进设计后系统特征值分布更集中，阻尼比值更小，系统稳定性更高。

图9 改进前后系统的复特征值分布对比

4 结论

(1)本文将随机参数引入到汽车盘式制动器稳定性研究中，使用随机参数对制动器的不确定性进行描述，将响应面法与有限元复特征值技术相结合，实现了制动器稳定性研究模型的参数化，大大提高了分析效率。

(2)在系统参数正态分布假设下，研究了某型车浮钳盘式制动器系统特征值的概率统计特性，通过对设计参数的概率灵敏度分析，发现通过修改支撑背板的厚度变量，提高支撑刚度可有效提高系统的稳定性。

参考文献:

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汽车稳定性控制篇5

1 汽车电子稳定控制系统ESP (Electronic Stability Program) (如图1)

目前, ESP较为成熟的底盘主动安全系统。上世纪90年代中期, 德国Bosch公司推出了车辆动力学控制系统 (VDC) , 也就是ESP系统。通常情况下, 我们将ESP系统的控制思想称为“直接横摆力矩控制” (DYC:Direct Yaw-moment Control) 或者“差动制动控制” (DBC:Differential Braking Control) 。控制原理如图1。

2.1汽车转向的电子控制系统

1.2.1主动前轮转向系统AFS (ActiveFront Steering)

依据驾驶员意图 (驾驶员的转向输入) , AFS系统通过AFS的执行机构给前轮叠加一个额外的转向角。此额外的转向角由电子控制单元根据转向盘转角和汽车的一些运动变量计算得出。电动机、自锁式蜗轮蜗杆和行星齿轮机构等构成了AFS的执行机构。一般来讲, AFS常被串联在转向盘和转向器之间。

1.2.2四轮转向系统4WS (4 wheelssystem)

4WS是出现较早的底盘主动控制思想, 低速时可以提高汽车的转向灵便性, 高速时可以改善汽车的操纵稳定性, 由于4WS是靠轮胎的侧向力影响汽车姿态的, 因而在大侧向加速度工况下, 轮胎力的饱和特性将导致控制性能下降, 4WS在实节际生产中实施复杂、成本高, 阻碍了成品车的市场化[13～15]。

1.2.3电动助力转向系统EPS (Electric Power Steering) (如图2)

电动助力转向系统EPS是一种直接依靠电机提供辅助扭矩的动力转向系统, 与传统的液压助力转向系统HPS (Hydraulic Power Steering) 相比, EPS系统具有很多优点。特别是在使驾驶员操纵轻便方面, 电动助力转向系统可根据汽车的行驶速度, 灵活地调节助力大小。EPS主要由扭矩传感器、车速传感器、电动机、减速机构和电子控制单元 (ECU) 等组成。

1.3 汽车主动悬架系统AS (Active Suspension)

汽车主动悬架系统AS是在普通悬架系统中附加一个可以控制阻尼作用力的装置, 主要由 (车高、转向角、加速度、路况预测) 传感器、电子控制ECU、悬架控制的执行器等组成。系统的控制功能通常有以下三个。

(1) 车高调整。 (2) 阻尼力控制。 (3) 弹簧刚度控制。

1.4 轮胎压力监测系统TPMS (Tire PressureMonitoring System)

在非正常气压下, 特别是低气压下, 轮胎长时间的高速行驶是造成爆胎的最主要原因。因此, 防止汽车爆胎情况的发生, 定要实时监测轮胎气压变化, 保持汽车在标准的轮胎气压下行驶。汽车轮胎压力监测系统 (TPMS) 的主要作用就是在汽车行驶时对轮胎气压进行实时自动监测, 对轮胎漏气和低气压进行报警, 以保证驾车者、乘车人的生命安全。

1.5 车辆底盘线控技术 (X-by-wire)

1.5.1 底盘线控技术的特征

X-by-wire的关键是线控转向和线控制动系统。图5是线控转向系统和线控制动系统的构架图, 它们由两套控制系统所组成。一套是对操纵机构的控制, 即对转向盘力矩或者制动踏板力的控制。另一套是对执行机构的控制, 即对前轮转向角或者车轮制动力的控制。这两套控制系统都使用外来能源/电能, 他们之间只有不断的信息交换, 但没有机械运动和机械能量的传递。

1.5.2 线控转向系统 (Steer by Wire)

线控转向系统尚处在研制阶段。转向盘和转向盘力矩模拟电机、转向盘转角传感器、控制器单元 (ECU) 、电能供给系统、电能和信息管理系统以及车轮转向执机构等部分构成此系统。当驾驶员操纵转向盘转向时, 一方面执行电机要根据驾驶员的意向对前轮的转角进行相应的调节和控制;另一方面转向盘力矩模拟电机要根据汽车的运动状况计算出转向盘的回正力矩, 为驾驶员模拟相应的路感。

2 结语

伴随着电子传感器技术的不断研发和完善, 这些新的信息与汽车底盘电子控制系统将会通过网络化结合, 更多的新功能、新系统将出现, 如自适应车速巡航控ACC (Adaptive Cruise Control) 、碰撞警告和自动制动系统CWAB (Collision Warning with Brake Assist) 、前向车辆碰撞警告系统FVCWS (Forward Vehicle Collision Warning Systems) 、车道偏离警告系统LDWS (Line Departure Warning Systems) 、前向避障辅助系统FCAAS (Forward Collision Avoidance Assistance Systems) 和车辆停走系统 (Stop&Go) 等。

摘要：本文介绍了汽车电子稳定控制系统ESP目前的热点, 包括全方位底盘控制 (GCC) 、底盘的线控技术 (X-by-wire) , 以及一些基于机器视觉的汽车防碰撞技术。

刚性汽车的纵向极限稳定性分析篇6

1、汽车纵翻的临界条件

汽车在上坡、下坡行驶时,最容易发生纵向翻倒。下面以汽车等速上坡为例分析汽车纵翻的临界条件。忽略汽车悬架和轮胎的弹性变形,忽略汽车行驶时的空气阻力、滚动阻力偶矩的影响,汽车等速上坡时的受力情况如图1所示。

图中:FZ1、FZ2—地面对前、后车轮的垂直反作用力,N;

FX1、FX2—地面对前、后车轮的切向反作用力,N;

G—汽车重力,N;

α—道路纵向坡度角,°;

hg—汽车质心高度,m;

L—汽车轴距,m;

a、b—汽车质心到前轴、后轴的距离,m。

在图1中,分别对汽车前、后轮接地点取力矩,可

随着道路纵向坡度角的增大,FZ1值减小。当FZ1=0时,汽车将失去转向能力,同时可能发生绕后轴的纵向翻到。由FZ1=0可得:

式(1)是汽车等速上坡时发生纵翻的临界条件,αmax为汽车上坡时不翻车的最大坡度角。

2、汽车的纵向极限稳定性分析

汽车上坡行驶时,坡道阻力随道路纵向坡度角的增加而增加,当克服坡道阻力所需的驱动力超过附着力时,驱动轮将产生滑转,即此时汽车将先出现纵滑,而不会出现纵向翻车。下面分三种情况进行分析:

2.1 后轴驱动汽车分析

汽车上坡行驶时,设后轮刚发生滑转时的道路纵向坡度角为αφmax1,则后轮刚发生滑转(纵滑)时的临界状态有:

式中:φ—路面的附着系数。

式(2)(3)联立解得:…(4)从汽车的稳定性角度出发,应该让纵滑出现在纵翻之前,即:αφmax1<αmax。

由式(1)(4)联立解得:…………(5)

对于后轴驱动的汽车,式(5)是汽车上坡时保持纵向极限稳定性的条件。

2.2 前轴驱动汽车分析

汽车上坡行驶时,设前轮刚发生滑转时的道路纵向坡度角为αφmax2,则前轮刚发生滑转(纵滑)时的临界状态有:

式(6)(7)联立解得:L+φhg…(8)

从汽车的稳定性角度出发,应该让纵滑出现在纵翻之前,即:αφmax2<αmax。

由式(1)(8)联立解得:L>0………………(9)

对于前轴驱动的汽车,式(9)是汽车上坡时保持纵向极限稳定性的条件。由此可知,前轴驱动的汽车任何时候都不会出现汽车发生纵翻在纵滑之前。

2.3 全轴驱动汽车分析

汽车上坡行驶时,设汽车刚发生滑转时的道路纵向坡度角为αφmax3,则汽车刚发生滑转(纵滑)时的临界状态有:

式(10)(11)(12)联立解得:αφmax3=arctanφ(13)

从汽车的稳定性角度出发,应该让纵滑出现在纵翻之前,即:αφmax3<αmax。

由式(1)(13)联立解得:………….(14)

对于全轴驱动的汽车,式(14)是汽车上坡时保持纵向极限稳定性的条件。

3、结论

由式(5)(9)(14)可知,刚性汽车的纵向极限稳定性条件为。一般情况下,汽车都能满足这个条件。但在一些特殊情况下,应该充分考虑汽车的纵向极限稳定性,如货车装运货物时超高,导致汽车质心高度hg增加;货物装点太靠后,导致b值减小;汽车行驶在纵向坡度角较大的路面,且路面状况较差时(φ值小),极易出现纵向翻车的情况。

研究分析表明,汽车等速行驶时,上坡比下坡更容易发生纵翻;上坡行驶时,后轮驱动的汽车更容易发生纵翻[2]。如果考虑汽车悬架和轮胎弹性变形的影响,则汽车上坡行驶时,由于汽车重心向后移动,导致汽车更容易发生纵向翻车;同理,汽车下坡行驶时,汽车重心前移,也容易导致汽车发生纵翻。

摘要：通过对刚性汽车进行受力分析,得到了刚性汽车发生纵翻的条件,并对汽车的纵向极限稳定性进行了分析,指出了提高汽车纵向稳定性的措施。

关键词：刚性汽车,纵向稳定性,分析

参考文献

[1]余志生.汽车理论[M](第5版).北京:机械工业出版社,2009.

汽车稳定性对安全行驶的影响篇7

什么是汽车的稳定性?简单来说就是在行驶过程中对倾翻和侧滑的抵抗能力。稳定性可分为两种:一种是横向稳定性, 是指在汽车转弯或者有倾斜角度的路面行驶是抵抗侧滑和倾翻的能力;另一种则是纵向稳定性, 是指在有坡度的路面行驶时, 汽车对抗倾翻和侧滑的能力所要求的稳定性。另外, 汽车的操纵性能对汽车的稳定性有着很大的联系, 驾驶员驾驶汽车, 操纵性一旦出现误差或程序崩溃, 会使汽车侧翻失控破坏汽车稳定性导致驾驶安全出现问题。而有时稳定性缺失使操纵性丧失。所以人们通常又将二者合称为操纵稳定性。

2 稳定性对安全行驶的影响

2.1 稳定性对安全驾驶产生影响因素分析

(1) 车体重心的位置对安全驾驶有很大影响。将汽车重心的位置下降, 会使纵向和横向的稳定性大幅增加。通常我们市面上载人的客车其重心较低, 相对稳定性能较好。而运货的货车整体的重心较高, 因其装载的货物通常会整装的较高, 拉高重心。所以货车行驶有很大安全隐患, 尤其是在转弯、有倾斜度的路面容易发生事故。以及最近几年有些公司为了增加利益常会发生客货混装的情况, 这种车身一般是加高版, 这样车整体的重心就往上升, 是车体稳定性下降, 给安全驾驶带来隐患。我们经常可以在高速上看到车辆倾翻, 这通常都是重心较高, 车速又较快的缘故。

(2) 汽车的轴距的长短对安全驾驶造成一定影响。汽车轴距较短的汽车驾驶起来灵巧, 但其稳定性不足尤其在纵向稳定性方面。短轴距汽车在上下坡度时容易造倾翻。适当增加汽车轴距会提升汽车的纵向稳定性, 给驾驶人员的安全多一份保证。但轴距的增长会使驾驶难度时数增加, 因此在驾驶时注意转弯操作。

(3) 增加一定汽车的轮距也就增加了安全行驶系数。轮距的增加会使轮胎承受汽车面积增加, 会对汽车横向稳定型有一定的提高, 但是过多的增加只会是车体变宽, 占路面积增大, 驾驶难度提升灵活度有所降低, 整体的安全系数也会降低。所以增加轮距到合适距离能发挥安全性能到最大。

(4) 道路的情况是汽车行驶时一大安全隐患。道路是安全隐患中不可抗拒的因素, 尤其在山地, 因天气原因山体滑坡、道路不平或大雾弥漫前路不清, 前者给汽车本身的稳定系数造成挑战, 后者给人驾驶系数难度增加。

(5) 汽车本身制动系统对其稳定性造成很大影响。制动系统有四部分组成分别是供能装置、控制装置、传动装置和制动器。制动系统主要针对汽车减速、安全停车下坡行驶时车速稳定这几大问题应运而生。有时在制动时汽车会出现侧滑、跑偏等问题, 汽车出现失控给驾驶人人身安全造成危害。更严重者偏离原来方向产生撞车下沟等情况。造成这些现象的原因多是因为驾驶技术错误或使车轮抱死。以下有四种制动失常状况:

(1) 汽车在制动时跑偏。汽车偏离方向的原因大致有两个:制动时导向杆转向杆指令上产生矛盾, 无法顺利运作;制动时左右车轮受力不均, 导致车体不稳定。

(2) 制动时后轴产生侧滑。在制动时后轮产生侧滑造成汽车回转剧烈, 更甚至汽车产生调头甩尾动作。在制动时后轴先于前轴抱死产生拖滑现象, 则会发生后轴侧滑。能使后轴不产生侧滑的现象只有在前轴抱死而后轴一直不抱死和前后轴同时抱死使汽车无法动弹的情况下产生。相关实验证明:发生前轮抱死, 后轮可动则能够沿原来方向做直线减速运动, 但这时汽车失去了转弯能力;假使后轮先于前轮抱死并且速度过大达到一定值, 在侧向力作用影响下汽车就会产生后轴侧滑甚至掉头。

(3) 紧急制动。行驶路上若突遇紧急情况必须及时紧急制动, 这是汽车本身处于不稳定中, 危险系数极大。若制动时四个轮子全部抱死, 汽车会保持原有质心直线运动, 若遇到外加干扰, 汽车会根据干扰大小做转动, 这种情况的危险系数稍稍低于后轴抱死, 但也是只能直线运动。为减少这种情况发生可采用ABS自动防抱死装置[1]。

(4) 转弯时制动。汽车在转弯行驶时遇突发事件进行制动, 这是四个车轮上都有纵向力的作用, 降低了汽车在转弯时的稳定性, 是汽车回转运动剧烈, 引起交通事故, 对人员造成伤害。

2.2 改善稳定性能的基本途径

在对上述汽车稳定性对安全行驶的分析, 以及失去稳定性后可能发生的事故状况, 我们找出可以进一步改善汽车的三个方面。

(1) 改变汽车设计模式, 加快创新步伐。在国外一些发达国家已生产出一种新型大客车, 其车身无底盘, 实际上是指车身的车架不明显, 二者已经融成一体, 车本身的结构坚硬, 并使车本身的重心降低, 还将轮距与轴距做了合理的调整, 提高了驾驶安全性与稳定性。

(2) 保障道路安全。有时车本身的稳定系数足够, 但碰上糟糕的路面会使车外在的稳定性降低, 给行驶人员的安全性带来隐患。保障道路质量达标, 并严格限制道路通过标准, 降低道路损坏率。

(3) 驾驶人员技术提高。驾驶人员的开车技术也是车祸发生的原因之一, 再考取驾照时, 严格规范, 并增加一些突发情况的模拟训练, 提升驾驶人员本身的驾驶技术, 会使安全行驶系数大幅提升

3 结语

汽车给人们生活带来极大的便利, 人们对汽车的研究越发高深。但每年由于驾驶汽车产生车祸的不计其数, 轻则一点损伤, 重则身亡。这些事故中又有许多是由于汽车本身的稳定性造成的, 汽车本身的稳定性是安全行驶的一大隐患, 人们在购买汽车时将其稳定性列为一大重点。人们应该就汽车的稳定性继续努力研究发展, 为人们的安全出行提供更好的保障。

摘要：经济的快速发展, 使现在人人都有能力购买汽车作为代步工具。与此同时, 行驶安全就成了驾驶人所担心的问题。为了能够确保安全行驶, 对汽车本身性能要求越发的高。汽车的性能主要包括通用性、稳定性、制动性等多方面, 而汽车的稳定性对汽车的安全行驶有着很重要的影响, 本文就此问题做了些论述。

关键词：稳定,安全行驶,影响

参考文献

应重视汽车制动稳定性的路试复检篇8

关键词：路试复检,稳定性,汽车制动

随着高速公路的发展,汽车行驶速度的不断提高,对汽车制动性能尤其是制动稳定性提出了更高的要求。据统计,制动跑偏和侧滑,特别是后轴侧滑是造成车毁人亡交通事故的重要原因之一。为了确保汽车制动性能检测的的可靠性,检测站应重视制动稳定性的路试复检。

1 制动时汽车的方向稳定性

汽车在制动过程中维持直线行驶或按预定弯道行驶的能力称为制动时汽车的方向稳定性。制动跑偏和侧滑是制动不稳定的两种现象。

制动时汽车自动向左或向右偏驶,这种现象称为制动跑偏。制动跑偏的原因主要是沾汽车左右车轮,特别是转向轴左右车轮制动器制动力不相等;b.制动时悬架导向杆系与转向系拉杆在运动学上不协调。

汽车制动时,某一轴的车轮或两轴的车轮发生横向移动的现象称为制动侧滑。当制动车轮抱死,而路面对车轮的水平反作用力超过车轮与路面的附着力时,可能发生侧滑。试验表明:a.制动过程中若是前轮先抱死拖滑,汽车基本上直线向前减速停车,汽车处于稳定状态但在弯道上行驶时,汽车丧失转向能力。b.若后轮比前轮提前一定时间(如0.5s)先抱死拖滑,且车速超过某一数值(如48km/h)时,汽车在轻微的侧向力作用下就会发生后轴侧滑。汽车急剧转向,甚至完全调头。地面愈滑,制动距离和时间愈长,后轴侧滑愈剧烈。

2 台试检验不能全面评价制动性能指标,尤其是制动稳定性指标

国标GB7258-1997《机动车运行安全技术条件》规定,采用路试方法,汽车在规定的初速度下紧急制动,在其制动距离或制动时充分发出的平均减速度符合要求的情况下,汽车任何部位不得超过试车道宽度2.5m(或3m)。

但是,检测站通常仅采用台试方法检验行车制动性,按国标GB7258-1997《机动车运行安全技术条件》规定,采用路试方法,汽车在规定的初速度下紧急制动,在其制动,在其制动距离或制动时充分发出的平均减速度符合要求的情况下,汽车任何部位不得超过试车道宽度25m(或3m)。但是,检测站通常仅采用台试的方法检验行车制动性能,按国标GB 7258-17-997《机动车运行安全技术条件》规定,检验项目有:a.制动力。b.制动力平衡。c.制动协调时间。

3 根据台试检验结果,确定路桃复检

3.1 台试检验制动性能过程分析。

检测站一般使用的是滚筒式制动试验台,对台试检验制动性能作如下分析。

3.1.1测试过程中滚筒制动力Xb、制动器制动力Fμ与附着力Fφ之间的关系。

a.当踏板力较小且未达到A点时,制动器摩擦力矩不大,车轮滚动,滚筒制动力等于制动器制动力且随踏板力增长成直线增长,但小于附着力,即Xb=Fμ

b.当踏板力达到A点时,滚筒制动力达到最大,等于附着力,即:Xbmax=Fμ=μ·Z

式中μ——衮筒附着系数(由于滚微表面模拟沥青路面,μ=0.85);Z——整车质量。

c.当踏板力超过A点后,制动器制动力仍按直线增大。这时车轮抱死拖滑,滚筒制动力仍保持附着力不增加(不考虑制动过程中μ值变化)。

3.12测试过程可能出现的几种情况(制动踏板力符合规定

a.车轮边滚边滑(假定滑转率为20%)时,测得的滚筒制动力最大(等于最大制动器制动力也等于附着力),即:Xbmax=Fμmax=Fμ=μ·Z

这时,式中,K——制动力和与整车质量的百分比。

b.车轮纯滚动时,测得滚筒制动力等于制动器制动力,但小于附着力,即Xb=Fμ

这说明附着力没有得到充分发挥,K值与μ值相差越大,制动器制动力越小,制动器有问题;K值与Φ值越接近,制动器制动力越大,制动器性能越好。

c.车轮完全抱死拖滑时(滚筒表面没有油污、杂物,符合规定)制动器制动力大于滚筒制动力。μ值变为滑动附着系数(下降到0.75),

即:μ滑=0.75,所以K=μ滑=0.75

由于制动器性能比较好,需要加载重新测试。

3.2 台试制动性能检测结果分析。

国标GB7258-1997《机动车运行安全技术条件》规定,台试测出的制动力应符合表1的要求。

由表1可知

式中,Xb1、Xb2——前、后滚筒制动力;Z1、Z2——前后轴轴荷。

由(1)(2)两式得:(3)

假定车辆在附着系数为φ'的路面上紧急制动,后轴处于临界抱死状况,前轴滚动,则:

式中,K1、K2——前、后轴制动力与轴荷之比;

Fμ’2——后轴的附着力(在附着系数为μ‘的路面上);

Z2'——后轴减轻后的轴荷。

由于制动减速度影响,后轴轴荷减轻,则

将代入(3)式得

式中,hg——车辆质心高度;

a——质心至前轴的距离;

L——轴距。

假定前轴处于临界抱死状况,后轴滚动,则

由于制动减速度影响,前轴轴荷增大,则

代入(6)式得

式中,b—质心至后轴的距离。

下面例举两种不同情况,对上述分析予以具体说明:

a.取路试时μ'=0.7,将满载68%的静载荷作用在后轴(即b/L=0.32,a/L=0.68),hg/L=0.35,则

因为满载台试验规定K1,K值范围:0.6≤K1≤0.85,05≤K≤0.85。

由此可知,在A区,后轴抱死,前轴滚动;在B区,后轴滚动,前轴滚动。

要求台试中K、K,值在B区范围内,即0.5≤1≤0.6,0.6≤K1≤0.85该车在附着系数φ'=0.7路面上紧急制动时,后轴不会他死。

b.取各试时Φ‘=0.7,将空载50%的静载荷作用后轴(即h/L=0.5,a/L=0.5,),hg/L=0.2代入(5)式得

因空载台试检验规定K1、K范围:0.6≤K1≤0.85,0.6≤K≤0.85。由此可知,在A,区后轴抱死,前轴滚动;在B'区,后轴轮滚动,前轴轮滚动。

3.3判断是否需要路试复检的方法。

因为每一种车型,其质心位置及前后轴荷分配是固定的,可以作出常用车型的L1、L2两条直线图像,确定A、B区范围。如果台试结果K、K1值落在B区内,则不需要路试复检,能保证路试条件下后轴不出现抱死现象;如果台试结果K、K1值落在A区内,则需要路试复检,以防止车辆制动时出现严重的后轴侧滑现象。粗略一点可根据空载台试检测结果判断。

a.当K值比较大(如K>0.7),而K1值不接μ值(最大值),如K1<0.8时,后轴易抱死,需路试复检。如K值越大,则制动减速度越高,后轴轴荷减轻越多,后轴附着力降得越多,越易出现后轴抱死现象。b.当K值比较小(如K<0.7)而K1值而接近K值,这时K2也接近K值,后轴抱死,需路试复检。

交警介入下汽车“碰瓷”案件的定性篇9

2007年1月至2008年11月期间，犯罪嫌疑人安某驾驶红色夏利出租汽车，分别在市和平区、南开区、河北区、河西区、河东区的道路上因变更车道、追尾、逆行的原因和徐某某、戴某等20余名司机驾驶的汽车发生交通事故。在这些交通事故中，全部都是由对方司机负事故全部责任。而且，安某以在事故中车辆受损、碰撞致伤及误工等理由向对方司机索要赔偿金累计约现金4.4万余元人民币。

通过公安机关的侦查，犯罪嫌疑人安某与他人发生交通事故时碰撞均较轻微，且其所驾红色夏利出租车车身划痕较多。安某辩解称因其驾驶技术不好，再加上自己有白内障，因此频繁发生交通事故。但是每次事故发生时，她都及时踩了刹车且鸣笛示意。在这些事故中，她并没有故意与对方相撞，放任事故发生。这些事故都是经报警解决，交警认定责任后主持双方协商，协商无法解决的，就等待法院判决。

另外，对数次事故调查取证均系“一对一”证据，由于缺乏相关的视频资料作为证据，本案安某的主观方面难以确定。

二、分歧意见

第一种观点认为，安某的行为构成敲诈勒索罪。犯罪嫌疑人安某以非法占有为目的，采取故意制造交通事故的方法，勒索他人钱财，数额巨大，其行为已涉嫌敲诈勒索犯罪。根据《中华人民共和国刑法》第274条规定，安某应当构成敲诈勒索罪。

第二种观点认为，安某的行为构成诈骗罪。安某以非法占有为目的，通过虚构事实，隐瞒真相的方法，故意制造交通事故，多次骗取受害人财物，其行为已涉嫌诈骗罪。根据《中华人民共和国刑法》第266条的规定，安某应当构成诈骗罪。

第三种观点认为，安某的行为构成危害公共安全罪。安某故意制造多起交通事故，此行为已经足以危害到公共安全。根据《中华人民共和国》第114条的规定，安某应当构成以危险方法危害公共安全罪。

第四种观点认为，安某的行为不构成犯罪。虽然安某在短时间内频繁遭遇同类型的交通事故，但是并没有充分的证据证明安某是故意制造交通事故，而且在交通事故发生之后，已经通过交警的责任认定来确定双方的责任。所以，根据犯罪嫌疑人疑罪从轻和疑罪从无的原则，安某的行为不构成犯罪。

三、评析意见

笔者同意第二种观点，即安某的行为应当构成诈骗罪。理由如下：

（一）安某的行为不构成敲诈勒索罪

敲诈勒索罪是指以非法占有公私财物为目的，对被害人以威胁或者要挟的方法，迫使其交付数额较大的公私财物或者多次进行敲诈勒索的行为。本罪的犯罪客体是复杂客体，即主要客体是公私财产所有权，次要客体是他人的人身权利或者其他利益。犯罪客观方面表现为以对被害人实施威胁或者要挟的方法，迫使其交付数额较大的财物的行为或者多次进行敲诈勒索的行为。犯罪主体为一般主体、犯罪主观方面为故意，并具有非法占有他人财物的目的。

而在本案中，安某并未对被害人施以威胁或者要挟。在所有事故中，都是通过合法正当的报警方式解决。经过交警认定双方的责任大小，主持双方协商进行解决。安某并没有通过威胁或者要挟的方法，造成被害人心理上、精神上的恐惧而被迫交付财物的行为。

另一方面，根据现有证据，也不能表明安某存在以威胁或者要挟的方法侵害被害人人身权利和其他利益的行为。结合交通事故认定书等书证所证实的发生交通事故后均为对方负事故全责的事实，且绝大部分赔偿是在交通部门处理过程中依法达成的赔偿协议，加之部分被害人的陈述中并未以确切事实指证犯罪嫌疑人安某故意制造交通事故。故依据现有证据，对犯罪嫌疑人涉嫌敲诈勒索犯罪所要求的以非法占有为目的，制造交通事故，进而敲诈他人钱财的事实难以认定。

因此，安某不构成敲诈勒索罪。

（二）安某不构成危害公共安全罪

判定是否构成本罪，关键在于看是否危害到公共安全。而关于“公共安全”的定义，学界存在很多争论。主要有以下几种观点：（1）“不特定多数人的生命、健康和重大公私财产安全”[1]；（2）“不特定多数人的生命、健康或重大公私财产安全”[2]；（3）“不特定多数人的生命、健康、重大公私财产安全以及公共生产、工作和生活的安全”[3]；（4）“不特定或者多数人的生命、健康或公私财产的安全”[4]。可以看出，对公共安全定义的争论焦点主要集中在“公共”的范围即“不特定”与“多数人”的关系以及“安全”的范围上。对此，笔者结合本案例，做出以下分析：

首先，对于“不特定”与“多数人”的关系，可能存在以下几种情况：不特定的少数，不特定的多数，特定的多数，特定的少数。但是笔者认为对“公共安全”的定义关键不在于确定“不特定”与“多数人”关系，只要行为人所实施的行为有趋向于危害“不特定且多数人”的安全的现实可能性，就可以认定为符合危害公共安全罪中的“公共”要件，换言之，即使行为人仅仅现实地损害了特定少数人的安全，但是客观上仍存在损害“不特定的多数人”的安全的现实紧迫性，则可以认定为危害了“公共”的安全。因此，笔者认为判定“公共安全”中的“公共”范围，关键在于行为是否具有危害“不特定多数人”的安全的现实紧迫性。

其次，关于“安全”的范围。不应当将“安全”的范围仅仅限定于“人身和财产安全”上。刑法分则第二章意在保护社会整体的公共安全，而并非仅仅保护“公共财产和人身”的安全。从一般人的理解上而言，“公共安全”也不应当仅仅指“人身和财产安全”。而且，本章的具体罪名上，也可以看出本章所保护的具体对象，除了“人身和财产安全”还包括“公共生产生活的安全”。例如，破坏电力设备罪中的对象只能限定于正在使用中的电力设备，而不包括尚未安装完毕或者已经安装完毕但是尚未交付使用的电力设备。由此可知，本罪并非为了保护作为“财产”的电力设备，而是为了保护社会正常的生产生活。所以，“安全”的范围应当包括生命、健康、重大公私财产和公共生产、生活安全。

在本案例中，即使判定安某主观上故意制造交通事故，损害了被害人正常的生活安全，但是其所制造的事故均是一般的轻微交通事故，而且都是针对个别对象，并没有扩大的可能性，即不存在危害“不特定多数人”安全的现实紧迫性。所以，安某的行为不构成危害公共安全罪。

（三）安某的行为构成犯罪

在本案中，虽然缺乏相应的视频资料、犯罪嫌疑人的供述来认定安某的主观故意，但是从一般理性人的立场来看：第一，安某在不到两年的时间里发生20余起交通事故；第二，安某发生事故的地点多是比较繁华、车辆较多的地方。从这两点来看，很难让人相信这些事故仅仅是正常情形下的交通事故。因此，笔者认为，认定行为人的主观罪过本来就是实务中的一个难题，在没有相应其他证据来做出有力证明时，从一般理性人的立场，以所有客观事实为资料，来判定行为人的主观罪过也是可取的。

（四）安某的行为构成诈骗罪

诈骗罪是指以非法占有为目的，使用虚构事实或者隐瞒真相欺骗的方法，骗取数额较大的公私财物的行为。犯罪客体仅限于公私财物；犯罪客观方面表现为使用欺骗方法，使被害人信以为真，从而将公私财物“自愿地”交出；犯罪主体为一般主体；犯罪主观方面是故意，并且具有非法占有公私财物的目的。

在本案例中，虽然交通事故事实上真的发生，但是均属安某故意制造，根据各个被害人的陈述，被害人在变道之前均打了闪灯变道，而且车速很慢，但是仍然和安某的车发生交通事故。由此可见，安某故意使自己的车碰撞被害人车辆，发生交通事故，再加上交警的事故责任认定书，使被害人对事故信以为真，从而“自愿地”赔偿安某所谓的误工费、医疗费等相应的费用。

综上所述，安某多次通过故意制造轻微交通事故的方法，骗取多个被害人财物，根据《中华人民共和国刑法》第266条的规定，应当构成诈骗罪。

注释：

[1]高铭暄：《新编中国刑法学》，中国人民大学出版社1998年版，第510页。

[2]高格：《刑法教程》，吉林大学出版社1987年版，第273页。

[3]赵廷光：《中国刑法原理（分论卷）》，武汉大学出版社1992年版，第174页。

汽车稳定性控制篇10

关键词：汽车后扰流板,两厢车,行驶稳定性,计算机辅助分析,对比

汽车后扰流板, 安装在轿车尾部, 也称为尾翼。汽车后扰流板的作用, 除了增加轿车外形的美感起到装饰作用之外, 其更重要的作用是减少了行驶状态下的空气阻力, 提高了轿车行驶的稳定性。两厢车, 后备箱与驾驶室为一体, 外形上不如三厢车受到传统美学眼光青睐。受到汽车改装流行元素的影响, 很多两厢车车主喜欢选择给轿车加装后扰流板。

1 汽车后扰流板的原理

当一个物体穿过空气时, 会使周围的空气发生位移, 因为物体上下表面的曲线形状不同, 空气会产生流速差, 流速差则会产生压力差。汽车后扰流板的原理是应用的空气动力学原理。汽车行驶时受到的气动阻力和气动升力与速度的平方成正比。当汽车行驶时, 汽车上方的气流流过弧形的车体表面, 其流速较快, 而汽车下方的空气气流流速相对较慢。这样, 就形成了空气流动的速度差, 速度差将会产生气压差, 使得汽车下方的气压高于上方的气压, 将会给汽车一个具有抬起趋势的气压差, 汽车安装了后扰流板后, 使得汽车后扰流板的上方气流速度低于下方气流速度, 产生一个使得汽车向下趋势的气压差, 以减少汽车抬起的趋势, 保持汽车行驶的稳定性。

2 两箱车安装汽车后扰流板的计算机软件辅助分析

本研究采用某一国产两厢车作为研究对象, 对其安装不同的汽车后扰流板, 利用实验对比的方式验证不同汽车后扰流板对两厢车行驶稳定性的影响。

2.1 试验用汽车后扰流板

汽车经常使用的汽车后扰流板的种类有三种, 如图1所示。

1) 汽车后扰流板A。

此类汽车后扰流板安装在汽车顶棚与后风挡窗的衔接处, 用来改变从车棚顶流到汽车尾部的空气流。

2) 汽车后扰流板B。

汽车后扰流板B是在汽车后扰流板A的基础上, 采用中部镂空设计。利用镂空的中部引导空气流对后风挡窗玻璃进行吹扫清洁, 能够增加汽车后视野质量。

3) 汽车后扰流板C。

汽车后扰流板C用支架安定在汽车顶棚后沿部位, 扰流板两端设计有小的翼片, 作用是降低与分散汽车行驶时汽车尾部的空气流抬升作用力。

2.2 采用计算机软件进行三维仿真建模

1) 计算机软件三维仿真辅助分析。

随着计算机软件辅助分析技术的发展, 当前已经有很多成熟的专门三维仿真数学建模分析软件, 具有设备场地要求低, 建模分析速度比实车测验快, 费用低、没有意外风险等优点。

本研究采用的是ansys软件。ansys软件是融结构、流体、电场、磁场、声场分析于一体的大型通用有限元分析软件。

2) 数学建模。

将试验用国产两厢车的尺寸输入ansys软件, 建立该车型的三维仿真模型。尺寸为:整车总长度4212mm, 整车总高度为1531mm, 含两侧后视镜的总宽度为1860mm, 不含两侧后视镜的总库宽度为1762mm。为了便于分析建模, 将电动雨刷、前后组合大灯, 车门把手、天线等省略。模拟汽车正常行驶时的状态特征, 将车窗安装完全关闭处理, 因此整个汽车模型设置为全封闭实体。

在数学建模分析行驶稳定性时, 我们主要分析升力系数, 升力系数越大则高速行驶时汽车的稳定性越差。在确定汽车后扰流板的行驶稳定性之外还要综合考虑汽车后扰流板带来的油耗问题以综合客观的评价汽车后扰流板性能, 在升力系数相同的影响下, 即汽车行驶稳定性状态一致的情况下, 空气阻力系数越小则经济性越好。

2.3 网格划分

本实验对已建立的三维仿真模型网格划分设置为4mm, 尾部汽车后扰流板按照1mm设置网格加密区。边界条件为给定速度40m/s。

2.4 实验数据

当网格和边界条件确定后, 利用ansys软件自身的功能进行有限元分析, 实验数据结果见表1。

3 结论

1) 对于两厢车来说, 安装汽车后扰流板A, 阻力系数在三种实验汽车后扰流板中最小, 升力系数最大。因此, 这种汽车后扰流板的经济性好, 但高速行驶时稳定性差。

2) 汽车后扰流板C对两厢车的影响, 阻力系数在在三种实验汽车后扰流板中最大, 升力系数比汽车后扰流板A小。因此, 从行驶稳定性方面来看, 汽车后扰流板C性能好, 但是因其风阻系数大, 会带来比较高的燃料消耗。

3) 汽车后扰流板B, 其对两厢车的影响升力系数与汽车后扰流板C基本相同, 汽车高速行驶稳定性能好。且, 阻力系数比汽车后扰流板C小, 因此经济性也稍高于汽车后扰流板C。

综上所述, 汽车后扰流板B对两厢车的行驶稳定性来说, 是最佳选择。

参考文献

[1]冯宜彬, 过学迅.FLUENT在汽车空气动力学研究中的应用[J].北京汽车, 2008 (2) .