应用螺旋理论预测车辆动态行为特征的方法

摘要

本发明提供了一种预测车辆动态行为特征的方法，其包括：开发用于准静态分析的车辆模型；进行车辆在转弯状态下受专门的横向力作用时的准静态分析；通过准静态分析，基于车辆模型关于地面的刚体位移确定有限螺旋轴线；确定由有限螺旋轴线的偏移形成的固定螺旋轴线表面；计算车辆模型在初始转弯状态下的行为中，相应于横向力的螺旋参数的变化率；基于固定螺旋轴线表面和螺旋参数的变化率估计横向摆动行为。

说明书

技术领域

本发明涉及一种应用螺旋理论预测车辆动态行为特征的方法。

背景技术

准确地预测车辆运动特征是非常困难的事情。但是，这些特征非常重要，可能会影响驾驶员的疲劳程度以及车辆的操作性能和稳定性。

因此，当开发一种新车时，要预先确定该车辆运动特征的设计目标，并且车辆的整个几何形状要确定以达到预定的设计目标。

如果在车辆开发之前没有预测车辆的运动特征，则需要进行各种试验，那么开发费用就大幅度增加，设计失败的可能性也会增加。

因此，在车辆开发过程中，所采用的悬架系统被首先设计好，在制造实际车辆之前对悬架系统的性能进行估计。重复这一过程直到估计结果达到目标标准。然后制造出车辆，通过实际车辆试验再次测试悬架系统的性能。

目前已经设计出多种评估悬架系统性能的方法，这些方法广泛应用于车辆开发中。

然而，这些传统的方法具有很多缺点，至今仍有许多问题没有解决。

在传统方法中，前悬架几何形状和后悬架几何形状被独立设计，悬架性能通过调整前悬架系统和后悬架系统的校准元件进行优化。

但是，车辆的横向摆动行为(roll behavior)受到前轮悬架和后轮悬架的相对变化的影响，因此通过分别估计前轮悬架和后轮悬架进行车辆的横向摆动行为的优化是很困难的。

因此，需要一种方法能够通过同时估计前轮悬架和后轮悬架的变化来预测车辆的横向摆动行为。

本发明背景中包括的信息只是为了加深对本发明背景的理解，并不作为承认或任何型式的建议该信息构成该领域技术人员所熟知的现有技术。

发明内容

因此，本发明的目的是应用由准静态分析和其变化率获得的参数提供车辆的动态行为参数，因此可以预测驾驶安全系数。

在本发明的一个优选实施方案中，预测车辆悬架的动态行为参数的方法包括：开发准静态分析的车辆模型；在转弯状态下执行车辆模型的准静态分析，在该转弯状态下车辆模型上作用有一专门的横向力；通过准静态分析确定车辆模型相对于地面的刚体位移的有限螺旋轴线；确定由有限螺旋轴线偏移形成的固定螺旋轴线表面；计算当车辆模型在初始转弯状态下运动时，关于横向力的螺旋参数的变化率；以及基于固定螺旋轴线表面和螺旋参数的变化率估计横向摆动行为。

优选地，车辆模型体通过一个弹簧连接到轮胎与地面的接触面上，使得由垂直方向的载荷引起的轮胎变形可以被表述，其中轮胎与地面的接触面设置为没有垂直移动，并且没有横向的结构约束力的情况下，作用在车辆模型上的横向力保持平衡。

优选地，通过在车辆模型的重心施加一个以预定速率增加的的横向力，且给轮胎与地面的接触面施加对应的横向力来实现横向力的平衡。

优选地，根据力的平衡，车辆模型在结构上将向前/向后的方向约束住，以便于确定力矩平衡。

优选地，前轮设置为被约束，后轮设置为承受向前/或向后运动，使得转动行为过程中由轮胎与地面的接触面向前/向后运动产生的轴距的变化可以被反映出来，其中轮胎与地面的接触面的向前/向后运动是由前、后轮的几何形状引起的。

优选地，在车辆的所有向前/向后的约束被去掉，并且在一个正弦近似函数获得的值用作前轮位移约束条件的状态下撞击并回弹车辆时，前轮胎与地面的接触面向前/向后的位移被测量。

优选地，在准静态分析中，当比较一组不同车辆模型的准静态分析的结果时，前轮外倾变化趋势(camber change tendency)和车轮倾斜变化趋势(toe change tendency)设置为模型间的一个相同的值，每一模型初始位置的横向摆动中心都设置为相同的。

优选地，在估计横向摆动行为的步骤中，固定螺旋轴线与一个通过前轮中心并垂直于车辆行驶方向的表面相交的点作为前轮的横向摆动中心。固定螺旋轴线与通过重心的表面相交的点作为重心的横向摆动中心。固定螺旋轴线与穿过后轮中心的一个表面的相交的点作为后轮的横向摆动中心，其中三点处横向摆动中心的变化趋势被估计。

又，优选地，螺旋参数包括涉及车辆模型的重心的垂直偏移的一个第一位置参数、涉及车辆模型的重心的横向偏移的一个第二位置参数、涉及车辆模型的纵向摆动运动(pitch motion)的第一方向参数、涉及车辆模型的左右摆动(yaw motion)的第二方向参数以及涉及转向速度的纵向摆动参数。

在本发明的另一优选实施方案中，预测车辆的动态行为参数的方法包括：通过准静态车辆模型的分析确定固定螺旋轴线的螺旋参数和螺旋参数的变化率；基于已确定的螺旋参数和螺旋参数的变化率估计车辆的横向摆动行为。

优选地，所述的确定包括：在准静态车辆模型的重心上施加以预定的速率增加的横向力，在准静态车辆模型的每一轮胎与地面的接触面上同时施加相应的横向力，使得横向上的力和力矩保持平衡；基于准静态车辆模型相对于地面的运动确定固定螺旋轴线的螺旋参数及螺旋参数的变化率。

优选地，螺旋参数包括涉及固定螺旋轴线的横向位置的一个横向位置参数，并且如果横向位置参数的变化率值是负数，则车辆的重心被估计得偏低，如果横向位置参数的变化率值是正数，则车辆的重心被估计得偏高。

优选地，螺旋参数包括涉及固定螺旋轴线的垂直位置的一个垂直位置参数，并且估计：如果垂直位置参数的变化率值为负数，车辆重心的横向偏移和横向摆动角将减少。

优选地，螺旋参数包括螺旋轴线的单位矢量的一个横向分量，并且估计：如果横向分量的变化率值是负值时，车体向前倾斜；如果横向分量的变化率值是正值时，车体向后倾斜。

优选地，螺旋参数包括螺旋轴线的单位矢量的一个垂直分量，并且基于垂直分量的变化率估计左右摆动行为。

优选地，螺旋参数包括一个涉及车辆平移的一个纵向摆动参数，并且估计：如果纵向摆动参数的变化率值是正值，则车辆沿螺旋轴线向前移动；如果纵向摆动参数的变化率值是负值，则车辆沿螺旋轴线向后移动。

更优选地，准静态车辆模型包括一个车体，以及通过弹簧连接到车体上的与地面接触的轮胎上的接触面，其中轮胎与地面的接触面被设置为在横向上无约束。

附图说明

附图作为说明书的一部分，与说明书结合来例示本发明的实施方案，并用以说明本发明的原理，其中：

图1显示三维空间中的刚体运动；

图2为解释车辆旋转轴线参数的框图；

图3用来解释准静态车辆模型的一个固定螺旋轴线表面和移动螺旋轴线表面之间的关系；

图4是根据本发明的优选实施方案，预测车辆横向摆动行为方法的流程图；

图5是准静态车辆模型的横向结构图；

图6是准静态车辆模型的纵向结构图；

图7显示根据准静态车辆模型中的前轮几何形状的左右摆动行为；

图8显示准静态车辆模型中的固定螺旋轴线表面。

表1是说明应用螺旋参数变化率预测车辆性能的概括表。

具体实施方式

下面，将结合附图详细说明本发明的一个优选实施方案。

图1显示了本发明的理论背景：三维空间中的刚体运动由旋转运动和平移组成。当产生这两种运动时，运动可以被定义为关于一个参考轴线的螺旋运动。采用这种螺旋运动分析刚体运动的方法通常被称为螺旋理论。根据本发明的优选实施方案的方法利用了螺旋理论。

螺旋运动的参考轴线可以被称作有限螺旋轴线。如图1所示，当刚体M从位置p₁移动到位置p₁时，轴线SA是两位置p₁和p₂的有限螺旋轴线。

刚体的任何运动可以被定义为螺旋轴线运动。考虑到这一现象，如图2所示，车辆的固定旋转轴线参数由七个参数组成，其包括：位置向量(x，y，z)的三个位置分量，单位方向矢量(u_x，u_y，u_z)的三个方向分量，以及关于旋转轴线的一个偏移分量S_pitch。

位置参数x可以为旋转轴线上的任何值，在本发明的一个优选实施方案中，其可以作为对应车辆重心的一个坐标值。方向参数u_x可以由函数u_y和u_z表示如下： $>{}_{}$>因此，旋转轴线的特征可以由五个参数y，z，u_y，u_z和S_pitch知道。

车体的横向摆动行为由包括前悬架几何形状和后悬架几何形状的整个几何形状确定的螺旋轴线运动确定。这包括基于力的横向摆动中心和基于几何形状的横向摆动中心。

当刚体运动时，由一组连续螺旋轴线形成的表面被定义为固定螺旋轴线表面2。在固定螺旋轴线表面上作纯滚动的刚体的表面被定义为移动螺旋轴线表面4。换句话说，固定螺旋轴线表面是一个由瞬时螺旋轴线轨迹形成的表面。因此，如图3所示，车辆的横向摆动运动由移动螺旋轴线表面4的运动表示，移动螺旋轴线表面4代表车辆刚体在固定螺旋轴线表面上作没有滑动的纯滚动。

因此，车辆的横向摆动特征能够很容易通过固定螺旋轴线表面4的形状来预测。

应用上述特征，根据本发明的优选实施方案的预测车辆横向摆动行为的方法示于图4中。

首先，一个准静态车辆模型被制造出来(步骤S100)，并在给车辆施加横向力的转向状态下进行准静态分析(步骤S110)。接着，根据相对地面的刚体位移，有限螺旋轴线被确定(步骤S120)。

然后在步骤S130显现有限螺旋轴线的变化。在步骤S140螺旋参数变化率被计算出。在步骤S150，通过将有限螺旋轴线的变化形状和实际车辆中获得的螺旋参数的螺旋参数变化率相比，估计出初始性能。

在步骤S100，尽管能够根据设计的车辆对车辆模型进行改动，不过下面将解释三种悬架系统的例示性型式。

模型      前悬挂                        后悬挂1         MacPherson支撑型式            双V形架型式

      (MacPherson strut type)       (Double wishbone type)2         双V形架型式                   双V形架型式3         双V形架型式                   MacPherson支撑型式

如图5和图6所示，车辆模型被制造出来用于准静态分析。

更具体的，在准静态模型100中，转向节103通过一个轮胎弹簧107连到一个接触面109上，以实现由垂向载荷产生的轮胎变形。而且，不像接触面109和地面之间的销式连接器，在接触面109和地面之间没有设计机械约束。

当专门水平的横向力作用在准静态模型100的重心时，分别作用在四个车轮上的横向力能够通过力平衡方程和力矩平衡方程来确定。

通过两个平衡方程，可以知道前轮和后轮之间的横向力分布，但无法知道左车轮和右车轮之间的横向力分布。因此，优选地，应用轮胎的特征将左车轮和右车轮之间的横向力分布确定为作用于轮胎的垂向载荷的函数。比如，左车轮和右车轮之间的横向力分布可以应用关于垂向载荷和横向偏离角的横向力特征来计算。

如图5和图6所示，为了了解在车辆转向时发生的横向摆动运动，在准静态车辆模型的重心施加横向力F_YGC，并且由上述方式确定的相应的反横向力施加给接触面，使得能够实现横向力平衡。在这种设置下，因为在接触面和地面之间不存在横向结构约束，伴随横向摆动运动的由撞击或回弹产生的轮距变化可以在车辆运动中反映出来。

如果作用于左车轮和右车轮的横向力施加在距地面相同的高度，则可以达到力矩平衡。然而，在具有与实际车辆相同的悬架几何形状的准静态车辆模型中，左车轮和右车轮承受撞击和回弹运动，使得横向力作用点的高度可能不同。因此，不能保持力矩的平衡。

为了避免不期望的左右摆动，其可能发生在力矩不平衡的状态下，至少在横向方向或纵向方向上需要一个运动约束。在本发明的一个优选实施方案中，因为在存在力平衡的横向上加附加约束是不可能的，所以在纵向上施加结构约束。

由车轮的撞击和回弹产生的接触面的纵向移动关相对前后车轮的几何形状发生，并且这种移动在横向摆动运动中产生车轮轴距的变化。为了反映出这种车轮轮距的变化进行分析，只将前轮约束，后轮被设置为承受向前和向后移动。

然而，如果前轮通过结构约束固定，如图7所示，左右摆动行为可以发生，其为前轮几何形状的结果。为了预防这种左右摆动行为，优选地，成比例的向前/向后运动被作为约束条件。

为了设置纵向(向前和向后)移动，当车辆模型在前轮和后轮的所有纵向约束被去除的情况下被撞击和反弹时，前轮的接触面的纵向位移被测量。在横向摆动行为分析中，通过测量位移的正弦函数的近似得到的值被用作前轮的位移约束。

在这种方法中，前轮的纵向被结构约束，因此避免出现由横向力矩的不平衡引起的左右摆动行为。并且，在分析中可以考虑由前后车轮的几何形状的变化引起的车轮轴距的变化。

然后，根据步骤S110，应用分析程序对准静态车辆模型进行准静态分析。在本发明的一个实施方案中，优选地，ADAMS[12]被用作分析程序。通过计算利用子程序中的ADAMS[12]提供的位置和姿态信息，可以得到用于整车的横向摆动行为的有限螺旋轴线。

为了通过不同于每一模型的横向摆动行为的参数来避免分析结果的混淆，优选地，作为基本悬架性能参数的前轮外倾变化趋势(camberchange tendency)和车轮倾斜变化趋势(toe change tendency)，被设置近似在-50mm(回弹)到50mm(撞击)的范围内，这作为一个大致的范围。并且，每一模型的初始位置的横向摆动中心的高度设置成相同的。

为了观察在步骤S110得到的有限螺旋轴线的偏移，有限螺旋轴线与过前轮中心且垂直于车辆行驶方向的表面相交的点，有限螺旋轴线与过车辆重心的表面相交的点，有限螺旋轴线与过后轮中心的表面相交的点被确定。通过分别将这些点认为是前轮的横向摆动中心、重心和后轮的横向摆动中心，横向摆动中心的变化趋势被测出。

参照图8和表1，横向摆动性能可以被估计如下。图8(A)，(B)，和(C)是0.5G的横向力的状态下螺旋轴线表面的示意图。表1是应用螺旋参数变化率预测车辆性能的表。

如图8中的(A)图所示，在车辆模型1(前悬架是一个MacPherson支撑型悬架，后悬架是一个双V形架型悬架)，在转弯时，前轮的横向摆动中心大幅度向内下方偏移，而后轮的横向摆动中心则向外偏移。但是，车辆模型3在转弯时，后轮的横向摆动中心大幅度向内下方偏移，而前轮的横向摆动中心则向外偏移。也就是说，车辆模型1和3的螺旋轴线向相反的方向偏移。

横向摆动中心的横向变化涉及重心的垂直位移。因此，在模型1中，根据图8(A)，可以估计前轮的重心更低(降低)，后轮的重心升高(提高)。

根据图8(B)和(C)，可以估计模型2的前后轮的重心都降低，而模型3中前轮重心升高，后轮重心降低。

因为前后轮的重心的垂直位移涉及车体的纵向摆动运动，可以估计模型1向前倾斜，车辆模型2向后倾斜。

如表1所示的螺旋参数的变化率和图8的螺旋轴线中表述的螺旋参数的变化趋势一起被作为车辆横向摆动运动的标准。

y，z和s_pitch的变化率的单位是mm/G，u_y和u_z的单位是1/G。但是，根据输入条件，分母可以变为力(Kgf)、横向摆动角(度)和时间(秒)等。

更具体地，模型1的螺旋参数y的变化率是-385，模型2的螺旋参数y的变化率是215，模型3的螺旋参数y的变化率是53。

螺旋参数y的变化率是负值表示当横向力作用在车辆模型上时，螺旋参数y向内偏移，而螺旋参数y的变化率为正值时表示当横向力作用在车辆模型上时，螺旋参数y向外偏移。

也就是说，模型1在转弯时，螺旋参数y向内偏移，而模型2和3转弯时，螺旋参数则向外偏移。

并且，可以知道模型2的螺旋参数的变化率大略是模型3的相应量的4倍，因此模型2的螺旋参数y在方向上的偏移量大于模型3的偏移量。

对模型1，其螺旋参数z的变化率是-9.17，对模型2，其螺旋参数z的变化率是2.25，对模型3，其螺旋参数z的变化率是-0.14。螺旋参数z的变化率是负值表示螺旋参数z向下偏移，是正值表示螺旋参数z向上偏移。

因此，模型2向上移动，模型1和模型3向下移动。还显示出模型1向下移动幅度比模型3的向下移动幅度大。

螺旋参数的变化率u_y对模型1是-0.25，对模型2是0.028，对模型3是0.042。螺旋参数的变化率u_y是负值表示u_y相对于车辆的垂直轴线向内移动。相反地，螺旋参数的变化率u_y是正值表示u_y向外移动。因此，模型1在转弯时向内移动，而模型2和模型3在转弯时向外移动。

当比较变化率的数量时，模型1的螺旋参数的变化率u_y的数量比模型2和模型3的相应量大得多，并且模型3的相应量大约是模型2的相应量的两倍。

螺旋参数的变化率u_z对模型1是-0.0038，对模型2是0.0003，对模型3是0.00057。螺旋参数的变化率u_z是负值表示车辆模型相对于车辆模型的横向轴线向前翻转，螺旋参数的变化率u_z是正值表示车辆模型相对于车辆模型的横向轴线向后翻转。因此，模型1具有向前翻转趋势，而模型2和模型3具有向后翻转趋势。

模型1的螺旋参数的变化率u_z的量比模型2和模型3的螺旋参数的变化率u_z的相应量大许多。模型3的螺旋参数的变化率u_z的量是模型2的相应量的2倍或3倍。因此，可以估计模型1在转弯时有向前翻转的趋势。

螺旋轴线表面可以受到其它车辆运行参数的影响，所以，如果必要，最后的性能评估可能在考虑这些车辆运行参数的情况下进行。

车辆运行参数可以包括车辆载荷的增加或减少、驾驶输入、随变特性、垂直运动过程的车轮倾斜变化和横向摆动刚度。

车辆运行参数对螺旋轴线表面的影响可以被测量出来。由车辆载荷的增加或减少确定的螺旋轴线表面的变化具有恒定的趋势，因此有可能通过在正常运行范围实现理想的螺旋轴线表面来实现横向摆动几何形状的优化设计。

并且，可以知道，尽管有由橡胶套筒等引起的随变特性的变化、车轮倾斜几何形状的变化、驾驶输入，螺旋轴线表面的形状仍然被保持住。这说明螺旋轴线表面的形状不受转向设计参数的影响。

如上所述，根据本发明的优选实施方案，一个新的几何形状设计参数(有限螺旋轴线参数)被开发出来，其包括前轮几何形状和后轮几何形状。并且，可以应用通过对一个复杂模型的准静态分析而不是动态分析获得的参数的特性和变化率来估计操纵性能和悬架系统的稳定性能。因此，设计车辆悬架系统的时间和费用可以大大减少。

尽管上面已经详细描述了本发明的优选实施方案，可以很清楚地理解，本领域技术人员基于本发明所作的各种修改和/或变更仍然属于由所附的权利要求书所划定的本发明的精神和范围之内。

在说明书和权利要求书中，除非明确说明，“包含”或“变型”被理解为包括(inclusion)所说的内容，但并不排除(exclusion)其它内容。

                          表1