基于汽車系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)的虛擬駕駛仿真模型研究

1、第 21卷第 8期 系統(tǒng) 仿 真 學(xué) 報(bào) © V ol. 21 No. 82009年 4月Journal of System Simulation Apr., 2009 ·2281·基于汽車系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)的虛擬駕駛仿真模型研究柴 山 1,荊 旭 2,王龍江 1,王樹鳳 1,剛憲約 1,焦學(xué)鍵 1(1. 山東理工大學(xué)交通與車輛工程學(xué)院,淄博 255049; 2. 上海交通大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院,上海 200240摘 要 :基于汽車系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)建立了一種包括發(fā)動(dòng)機(jī)模型、傳動(dòng)系模型、離合器模型、制動(dòng)系模型、汽車行駛速度模型、轉(zhuǎn)向系模型的仿真模型 。基于以上模型開發(fā)的汽車虛擬駕

2、駛仿真系統(tǒng)可 以準(zhǔn)確地模擬汽車在起步、 加速、 轉(zhuǎn)向以及制動(dòng)等各種行駛工況的狀態(tài)以及汽車的各種動(dòng)力學(xué)響應(yīng)。 以上模型為汽車虛擬駕駛仿真系統(tǒng)提供了完整的汽車系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型, 同時(shí), 該模型也可進(jìn)一步應(yīng) 用于汽車的數(shù)字化設(shè)計(jì),檢驗(yàn)汽車的動(dòng)力學(xué)性能。關(guān)鍵詞 :系統(tǒng)動(dòng)力學(xué);仿真;模擬駕駛;動(dòng)力學(xué)模型;汽車中圖分類號(hào) :U461.1 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼 :A 文章編號(hào):1004-731X (2009 08-2281-04Study of Virtual Driving Simulation Model Basedon Vehicle System DynamicsCHAI Shan1, JING Xu2, WA

3、NG Long-jiang1, WANG Shu-feng1, GANG Xian-yue1, JIAO Xue-jian1(1. School of Transportation and Vehicle Engineering, Shandong University of Technology, Zibo 255049, China;2. School of Mechanical Engineering, Shanghai Jiao tong University, Shanghai 200240, ChinaAbstract: Based on vehicle system dynami

4、cs, an automobile emulated driving model was established, which includes engine model, speed model, transmission system model, clutch model, brake system model and steering system model. Based on the above model, the development of vehicle virtual driving simulation system could accurately simulate

5、vehicle states of various driving conditions such as starting, accelerating, turning, braking and ramp driving and vehicle dynamic response. The above model has provided a complete virtual vehicle dynamics model for vehicle driving simulation system. Furthermore, this model can also be used for auto

6、mobile digital design, testing the vehicle dynamic performance.Key words: system dynamics; simulation; emulated driving; dynamics model; automobile引 言汽車駕駛模擬系統(tǒng)中要求仿真的內(nèi)容很多, 其中汽車動(dòng) 力學(xué)仿真模型的建立是一項(xiàng)非常重要的內(nèi)容。 要做好汽車動(dòng) 力學(xué)仿真, 建立正確的汽車動(dòng)力學(xué)模型是關(guān)鍵。 文獻(xiàn) 1提出 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化的汽車速度和方向控制模型, 對(duì)模擬駕駛的仿真結(jié) 構(gòu)和學(xué)員操作的邏輯判斷進(jìn)行了討論, 通過(guò)對(duì)操縱機(jī)構(gòu)輸入 的線性化處理得到汽車

7、行駛的仿真模型。 文獻(xiàn) 2采用動(dòng)力學(xué) 和運(yùn)動(dòng)學(xué)分析方法對(duì)汽車所受的力進(jìn)行研究, 得出其動(dòng)力方 程, 給出了基于動(dòng)力學(xué)分析的駕駛模擬運(yùn)動(dòng)仿真算法。 上述 汽車行駛仿真模型和運(yùn)動(dòng)仿真算法在模擬駕駛過(guò)程中存在 “ 交互性 ” 不強(qiáng)的問(wèn)題,主要原因是動(dòng)力學(xué)模型較為簡(jiǎn)化,如 不能很好地模擬汽車起步過(guò)程中汽車車身運(yùn)動(dòng)和發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn) 轉(zhuǎn)速度的變化情況。本文基于汽車系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)建立了一種包括發(fā)動(dòng)機(jī)模型、 傳動(dòng)系模型、 離合器模型、 制動(dòng)系模型、 汽車行駛速度模型、 轉(zhuǎn)向系模型的仿真模型。 基于以上模型開發(fā)的汽車虛擬駕駛 仿真系統(tǒng)可以準(zhǔn)確地模擬汽車在起步、 加速、 轉(zhuǎn)向以及制動(dòng) 等各種行駛工況的狀態(tài)以及汽車的各種動(dòng)力

8、學(xué)響應(yīng)。收稿日期:2007-08-23 修回日期:2008-05-04 基金項(xiàng)目:山東省教育廳科技計(jì)劃資助項(xiàng)目 (J05B04作者簡(jiǎn)介:柴山 (1956-, 男 , 山東章丘人 , 博士 , 教授 , 研究方向?yàn)檐囕v 系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)。1 汽車動(dòng)力學(xué)模型1.1 發(fā)動(dòng)機(jī)模型發(fā)動(dòng)機(jī)的外特性曲線是研究發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力性的主要依據(jù), 為了描述發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出特性, 最常用的方法就是根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī) 的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù), 采用多項(xiàng)式擬合發(fā)動(dòng)機(jī)的穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)矩與轉(zhuǎn)速之間 的關(guān)系曲線。一般采用三次多項(xiàng)式就可以達(dá)到滿意的精度, 其公式為:230123e e e e M a a n a n a n =+(1式中, a i 為轉(zhuǎn)矩與轉(zhuǎn)速關(guān)系擬合系數(shù)

9、,與油門開度有關(guān) (i =0,1,2,3; n e 為 發(fā) 動(dòng)機(jī) 轉(zhuǎn)速 (r/min; M e 為發(fā) 動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn) 矩 (N m 。為了得到在不同油門開度下的發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩, 在實(shí)驗(yàn) 中將汽車的油門開度分為 N +1個(gè)不同的固定油門開度值012, , , , N " , 當(dāng)汽車未點(diǎn)火或熄火時(shí) 00=, 發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩 00e M =。圖 1為某種型號(hào)汽車發(fā)動(dòng)機(jī)外特性及部分負(fù)荷特 性轉(zhuǎn)矩曲線,在某個(gè)固定油門開度 j 下的轉(zhuǎn)矩?cái)M和多項(xiàng)式為:230123ej j j e j e j e M a a n a n a n =+(2式中:1,2, , j N =" 。發(fā)動(dòng)機(jī)部分負(fù)荷特性是指在

10、某個(gè)油門開度 下的發(fā)動(dòng) 機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩 M e 。設(shè)某時(shí)刻油門踏板未完全踩下,油門開度 為 , 坐落于區(qū)間內(nèi),由線性插值法可得發(fā)動(dòng)機(jī)在此油2009年 4月 系 統(tǒng) 仿真 學(xué) 報(bào) Apr., 2009 ·2282·圖 1 發(fā)動(dòng)機(jī)外特性及部分負(fù)荷特性轉(zhuǎn)矩曲線門開度時(shí)的 (1, j j 發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩為: 1111( (ej ej e ej j j j M M M M =+當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)空載時(shí), 發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪轉(zhuǎn)速主要受到發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)部 阻力矩和油門操作的作用。 當(dāng)汽車開始起步時(shí), 由于離合器沒有完全結(jié)合, 和發(fā)動(dòng)機(jī)空載時(shí)相同, 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和汽車速 度不成固定比例關(guān)系, 在上述兩種情況下發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速

11、的變化 取決于發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩、 發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)部阻力矩和和離合器傳遞阻力矩的共同作用,其角速度變化率如式 (4:e e e f c dn I M M T dt = (4 式中, I e 為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)部分慣量 (2kg m ; T c 為離合器起步 過(guò)程中的傳遞轉(zhuǎn)矩 (N m ; 2f e M k n =為發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)部阻力 矩 (N m 。由式 (4可以計(jì)算出發(fā)動(dòng)機(jī)在空載或起步過(guò)程中發(fā)動(dòng)機(jī) 轉(zhuǎn)速的變化,從而得到發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速,進(jìn)而得到輸出扭矩。 隨著車速不斷增大, 離合器從動(dòng)部分轉(zhuǎn)速 n v 增加, 當(dāng) v en n =時(shí),此時(shí)離合器無(wú)打滑,完全結(jié)合傳動(dòng),發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為 :0602g e i i n v r

12、 = (5其中, v 為汽車行駛速度 (m/s; r 為車輪滾動(dòng)半徑 (m; i 0為主傳動(dòng)比; i g 為各檔傳動(dòng)比。1.2 傳動(dòng)系模型和離合器模型 汽車的傳動(dòng)系負(fù)責(zé)將發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩傳遞到驅(qū)動(dòng)輪胎, 中 間要經(jīng)過(guò)離合器、變速器、傳動(dòng)軸及主減速器。在模型中, 將傳動(dòng)軸、驅(qū)動(dòng)軸簡(jiǎn)化為剛性物體,只是剛性傳遞扭矩。本 文主要對(duì)離合器、 變速器和主減速器進(jìn)行數(shù)學(xué)建模, 主要研 究離合器、 變速器和主減速器的作用。 圖 2是車輛動(dòng)力傳動(dòng) 系統(tǒng)示意圖。W r T b T iT圖 2 車輛動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)示意圖圖 2中, T e 是發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩; T c 是離合器傳遞的摩 擦力矩; T f 是等效到變速器輸入

13、軸的汽車運(yùn)行阻力矩, 由空 氣阻力矩、道路阻力矩、制動(dòng)力矩和坡度阻力矩,即 T W 、T r 、 T b 和 T i 等效而來(lái); e 是發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸角速度 (也是離合器主動(dòng)片角速度 ; c 是離合器從動(dòng)片角速度; I v 是等效到變 速器輸入軸上的車輛平動(dòng)、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量; r w 是車輪半徑。離合器是傳動(dòng)系統(tǒng)的一個(gè)關(guān)鍵環(huán)節(jié), 主要起結(jié)合和切斷動(dòng) 力的作用, 離合器的扭矩傳遞特性是指離合器通過(guò)摩擦扭矩 T c 與離合器踏板行程 x c 之間的關(guān)系,以及對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的影響。 離合器工作過(guò)程可以分為完全結(jié)合、完全分離和滑摩三個(gè)狀 態(tài)。根據(jù)離合器動(dòng)態(tài)結(jié)合的特點(diǎn),可以得出離合器不同階段的數(shù)學(xué)模型。車輛正常起步

14、時(shí)離合器的結(jié)合過(guò)程如圖 3。123c圖 3 車輛起步時(shí)離合器的結(jié)合過(guò)程圖中 ec 為離合器主從盤的轉(zhuǎn)速差, max c T 為離合器最 大扭矩傳遞能力,x c 為離合器踏板的行程, t 為時(shí)間。 圖 3 中 AB 為空行程階段, EF 為扭矩不再增長(zhǎng)階段, BE 為傳遞扭 矩階段又分為 BC 、 CD 、 DE 三段。由此可以得到離合器在 不同工況下的數(shù)學(xué)模型?？招谐屉A段 (AB:00c c T = (6傳遞扭矩階段 (BE:其中 BC 段為克服阻力階段,此時(shí) , 0c f c T T =。 ee e c d I T T dt = (7 CD 段為車輛加速階段,有 e e e c d I T

15、T dt= (8 cv c f d I T T dt = (9 DE 段:max c c T T <, c e T T =, e c =有 (ee v e f d I I T T dt+= (10 從上面的三個(gè)階段中可以看出離合器部分結(jié)合 (BE段 時(shí)離合器主、 從動(dòng)盤滑磨及轉(zhuǎn)矩傳遞增長(zhǎng)階段。 這個(gè)階段的離合器傳遞扭矩模型分為兩類:靜態(tài)模型和動(dòng)態(tài)模型。 離合 器靜態(tài)模型認(rèn)為離合器傳遞的力矩 T c 為靜態(tài)摩擦力矩 T cs , 其表達(dá)式為:( ( ( c e c cs e c s N ce c s N c cT sign T sign F R sign K L R µµ

16、;= (110 1000 2000 3000 4000 5000 6000發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速e /r·min -150100150扭 矩 M /N ·m2009年 4月柴山, 等:基于汽車系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)的虛擬駕駛仿真模型研究 Apr., 2009·2283·式中, s µ式離合器靜摩擦系數(shù), F N 是膜片彈簧對(duì)壓盤的正壓力 (N,K N 為離合器膜片彈簧的彈簧剛度 (N/m, L c 為離合 器當(dāng)前有效行程, R c 是離合器等效半徑 (m。離合器的動(dòng)態(tài)模型認(rèn)為離合器由滑磨到完全結(jié)合的過(guò) 程中,傳遞的力矩 T c 是漸變的過(guò)程,前期主要取決于膜片 彈簧的

17、正壓力,隨著轉(zhuǎn)速差 ec 的減小,逐漸過(guò)渡到主要 取決于離合器的輸入轉(zhuǎn)矩 T e ,其表達(dá)式如下:00( 0cs c e c ds N c c eec e cs eT T sign K L R T T T T µ=+>(12N N c F K L = (13式 (12中, ds µ為動(dòng)態(tài)摩擦系數(shù), 為輸入力矩影響系數(shù)。變速器的作用是通過(guò)駕駛員換檔, 起到改變汽車速度和 扭矩的作用。這里我們作如下假設(shè): 系統(tǒng)是由無(wú)慣性、無(wú)彈性的環(huán)節(jié)組成; 忽略軸間的橫向震動(dòng); 忽略軸承和軸承座的彈性以及齒輪嚙合的彈性; 忽略系統(tǒng)的間隙和阻尼。根據(jù)上述假設(shè), 則變速器和主減速器成為一個(gè)剛

18、性傳遞 扭矩的系統(tǒng), 通過(guò)傳動(dòng)比與整個(gè)系統(tǒng)起作用。 變速器各檔傳遞扭矩的公式如下: gn c gn T T i = (14 式中, T c 為離合器傳遞轉(zhuǎn)矩 (N m ; T gn 為第 n 檔位下變速 器傳遞的扭矩 (N m 。主減速器主要起到增加扭矩和減速的作用。 根據(jù)上述假設(shè),主減速器傳遞扭矩的公式如下:0w gn T T i = (15 式中, w T 為主減速器傳遞的扭矩 (N m ; 0i 為主減速器傳 動(dòng)比; 為傳動(dòng)效率。1.3 制動(dòng)系模型制動(dòng)系模型就是要確立從踏下制動(dòng)踏板到所能產(chǎn)生的 制動(dòng)器制動(dòng)力之間的數(shù)學(xué)關(guān)系。由于制動(dòng)系結(jié)構(gòu)各不相同, 所以只有在進(jìn)行專門的制動(dòng)系研究時(shí)才運(yùn)用物

19、理結(jié)構(gòu)建模 的方法, 建立精細(xì)的數(shù)學(xué)模型, 這種建模方法過(guò)程較為復(fù)雜。 在汽車動(dòng)力學(xué)仿真中的制動(dòng)系模型, 一般通過(guò)試驗(yàn)數(shù)據(jù), 擬 合出制動(dòng)器制動(dòng)力與制動(dòng)器踏板位移之間的關(guān)系。 本文采用 一階函數(shù)來(lái)模擬腳剎車產(chǎn)生的制動(dòng)力 F b ,即maxmaxb b b b b b k S F F F F <= (16式中, S b 為腳剎踏板行程, b k 為制動(dòng)力系數(shù), max b F 為制動(dòng) 力的最大值 (N,為汽車根據(jù)當(dāng)前地形環(huán)境產(chǎn)生的最大制動(dòng) 力附著力。1.4 速度模型直線行駛是汽車行駛過(guò)程中最基本的運(yùn)動(dòng)方式 , 在直線 行駛過(guò)程中 , 汽車速度的變化與汽車的驅(qū)動(dòng)力 F t 、滾動(dòng)阻力F f

20、、制動(dòng)力 F b 、坡度阻力 F i 、風(fēng)阻力 F W 有關(guān) , 根據(jù)汽車行駛 過(guò)程中力的平衡關(guān)系 , 汽車直線行駛過(guò)程中的動(dòng)力學(xué)方程 為:t b f i W e D g T b a dv gF F F F F dt Gg M C A i i F G f G i u G r = (17 式中 g 為重力加速度; 為旋轉(zhuǎn)質(zhì)量轉(zhuǎn)換系數(shù); G 為整車總 重量 (N; M e 為驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)矩 (N m ; T 為汽車傳動(dòng)系效率;f 為滾動(dòng)阻力系數(shù); i 為爬坡度; C D 為風(fēng)阻力系數(shù); A 為汽車迎風(fēng)面積 (m2 ; 3.6a u v =為汽車速度 (km/h。 1.5 轉(zhuǎn)向系模型汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的功能是

21、使駕駛員通過(guò)操作方向盤來(lái)使 前輪轉(zhuǎn)向, 實(shí)現(xiàn)車輛的轉(zhuǎn)向運(yùn)動(dòng)。 汽車行駛方向模型可看作 汽車轉(zhuǎn)角與方向盤轉(zhuǎn)角之間的函數(shù)關(guān)系 , 首先假設(shè)汽車轉(zhuǎn)向 系統(tǒng)為一個(gè)剛性系統(tǒng), 汽車行駛方向的改變無(wú)延遲地跟隨方 向盤轉(zhuǎn)角的控制vi = (18式中 為方向盤轉(zhuǎn)角 (rad, 為前輪轉(zhuǎn)向角 (rad, i v 為轉(zhuǎn)向系總傳動(dòng)比。若考慮轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的部分剛度和阻尼的特性, 二階轉(zhuǎn)向系 統(tǒng)模型如下:1( sv s s s d I i k k B dt= (19 式中 B s 為轉(zhuǎn)向系轉(zhuǎn)向角速度阻力系數(shù), I s 為轉(zhuǎn)向系轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 (2kg m , k s 為轉(zhuǎn)向系線性剛度系數(shù), k s 1為轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)。 通過(guò)上述兩

22、種轉(zhuǎn)向系模型, 得到了方向盤轉(zhuǎn)動(dòng) 時(shí)的前 輪轉(zhuǎn)角。 假設(shè)某時(shí)刻汽車行駛速度為 0v , 前輪轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)動(dòng) 角度,穩(wěn)態(tài)橫擺角速度為 r ,則有0201r v L Kv =+ (20 式 (20中 K 為穩(wěn)定性因數(shù) (s2/m2 , L 為汽車軸距 (m 。經(jīng)過(guò)時(shí)間 dt 后,汽車在初始方向基礎(chǔ)上轉(zhuǎn)過(guò) r d 角度 , 則有0201r r d v LdtKv =+ (21由此可以推導(dǎo)出汽車行駛方向控制模型為 : 0201r r v Ld dt dt Kv =+ (222 動(dòng)力學(xué)模型的求解速度和方向決定了汽車的運(yùn)動(dòng)。 在建立了完整的汽車系 統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型后,對(duì) (17式和 (22式進(jìn)行積分,就可得到以 駕

23、駛員控制的油門、 離合器、 制動(dòng)器踏板位置和變速器檔位 為參數(shù)的汽車行駛速度以及以方向盤轉(zhuǎn)角為參數(shù)的汽車行 駛方向。2009年 4月 系 統(tǒng) 仿真 學(xué) 報(bào) Apr., 2009 ·2284·2.1 汽車速度仿真模型的求解在汽車速度仿真模型中 , 傳統(tǒng)的方法是采用經(jīng)典歐拉法 來(lái)仿真計(jì)算,首先假設(shè)汽車的加速度在一個(gè)仿真時(shí)間步長(zhǎng)T s 內(nèi)保持不變 , 可求得 ( dv k dt ,即汽車行駛加速度 ( a k 。則汽車行駛速度的離散化模型為:(1 ( ( ( ( ( ( (ss t b f i W v k v k a k T Tv k F k F k mF k F k F k +

24、=+=+ (23 為提高計(jì)算精度, 本仿真模型采用四階 Runge-Kutta 法。 采用四階 Runge-Kutta 法的汽車速度的離散仿真模型為:1( ( ( ( ( (ss t b f i W C a k T TF v k F k F k F k F v k m= 2111(1 ( 2 ( ( ( ( 2ss t b f i W C a k T TF v k K F k F k mF k F v k K =+=+ 3222(1 ( ( ( ( ( 2ss t b f i W C a k T TF v k K F k F k mF k F v k K =+=+ 4333(1 ( ( ( (

25、 ( s s t b f i W C a k T TF v k K F k F k mF k F v k K =+=+ 1234(1 ( 6(22 v k v k C C C C +=+ (24根據(jù)穩(wěn)定行駛時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)和行駛速度關(guān)系, 行駛速度的變 化將引起發(fā)動(dòng)轉(zhuǎn)速的變化從而會(huì)導(dǎo)致輸出轉(zhuǎn)矩的不同, 同時(shí) 速度的改變后行駛阻力也會(huì)隨著改變,加速度也隨之改變, 所以采用 Runge-Kutta 法的汽車速度仿真模型在一次仿真過(guò)程中將計(jì)算四次加速度值,從而得到較為真實(shí)的仿真結(jié)果。2.2 汽車方向仿真模型的求解在方向控制模型式 (22中 , v 0為初始速度, 某一仿真時(shí)刻 的汽車速度 v (k , 由此

26、可得汽車行進(jìn)方向在每個(gè)離散的時(shí)間周期內(nèi)轉(zhuǎn)過(guò)的角度為: 22( ( ( ( 1( 1( r s sv v k L v k L k k T k T Kv k Kv k i =+ (25 式中, ( k 為 k 采樣時(shí)刻的方向盤轉(zhuǎn)角 (rad, ( k 為 k 采樣時(shí)刻的汽車前輪轉(zhuǎn)角 (rad,( r k 為在 k 仿真時(shí)刻一個(gè)仿 真時(shí)間步長(zhǎng)內(nèi)汽車的前進(jìn)方向在方向盤的操縱下改變的角度。3 仿真實(shí)驗(yàn)基于以上汽車動(dòng)力學(xué)模型和求解算法, 開發(fā)了一個(gè)汽車 駕駛仿真系統(tǒng), 該系統(tǒng)較好地模擬了汽車駕駛操作及其在三 維場(chǎng)景行駛, 能夠體現(xiàn)出駕駛員的操作過(guò)程, 可模擬出駕駛 員某些不正確操作對(duì)汽車行駛狀況的影響,

27、例如汽車起步過(guò)程中由于檔位設(shè)置不當(dāng)或者離合器踏板放開速度過(guò)快將引 起汽車向前竄動(dòng)并且導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)熄火情況, 對(duì)駕駛?cè)藛T的換 檔操作中的錯(cuò)誤也能夠予以提示和糾正。 通過(guò)對(duì)動(dòng)力學(xué)模型 進(jìn)行的測(cè)試表明,本動(dòng)力學(xué)模型能夠很好地模擬汽車的起 步、加速、制動(dòng)和轉(zhuǎn)向等操作過(guò)程。圖 4表示的是運(yùn)用此動(dòng)力學(xué)模型的駕駛模擬仿真結(jié)果。 該圖是汽車在城市中平整路面上行駛時(shí)截取的, 圖中顯示了 汽車模擬駕駛所在的場(chǎng)景以及汽車當(dāng)前的行駛速度、 所處檔 位、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和輸出扭矩等信息。圖 4 城市道路模擬駕駛仿真參考文獻(xiàn) :1 蔡忠法 , 章安元 . 汽車模擬駕駛模型與仿真的研究 J. 浙江大學(xué) 學(xué)報(bào) (工學(xué)版 , 2002

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