姜俊昭 盧劍偉 李金輝 楊士欽

1.合肥工業(yè)大學(xué)汽車(chē)與交通工程學(xué)院，合肥，2300092.江淮汽車(chē)股份有限公司乘用車(chē)技術(shù)中心，合肥，230601

?

計(jì)入運(yùn)動(dòng)副間隙的汽車(chē)制動(dòng)擺振動(dòng)態(tài)響應(yīng)分析

姜俊昭1盧劍偉1李金輝1楊士欽2

1.合肥工業(yè)大學(xué)汽車(chē)與交通工程學(xué)院，合肥，2300092.江淮汽車(chē)股份有限公司乘用車(chē)技術(shù)中心，合肥，230601

建立了考慮制動(dòng)過(guò)程中參數(shù)時(shí)變特性，并計(jì)入轉(zhuǎn)向系運(yùn)動(dòng)副間隙耦合作用的七自由度非自治擺振系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型。通過(guò)MATLAB數(shù)值算例，對(duì)制動(dòng)過(guò)程中轉(zhuǎn)向輪擺振的動(dòng)態(tài)響應(yīng)進(jìn)行了分析?？疾炝溯S荷轉(zhuǎn)移、車(chē)速、間隙、軸距等因素對(duì)系統(tǒng)瞬態(tài)響應(yīng)的影響。研究結(jié)果表明：制動(dòng)過(guò)程中，軸荷轉(zhuǎn)移等時(shí)變特性及運(yùn)動(dòng)副間隙的耦合作用對(duì)擺振系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)行為有重要影響，在建模時(shí)應(yīng)予以考慮。相關(guān)規(guī)律與試驗(yàn)結(jié)果基本吻合，驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性。

擺振；制動(dòng)；間隙；軸荷轉(zhuǎn)移；瞬態(tài)響應(yīng)

0 引言

汽車(chē)制動(dòng)時(shí)，轉(zhuǎn)向輪擺振是一種較為常見(jiàn)的現(xiàn)象。轉(zhuǎn)向輪擺振會(huì)引起轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)動(dòng)載荷的增加，加劇輪胎以及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)零部件的磨損，嚴(yán)重時(shí)會(huì)對(duì)車(chē)輛的制動(dòng)性、操縱穩(wěn)定性、行駛安全性等產(chǎn)生不良影響[1-2]。

以往的理論與試驗(yàn)研究表明：制動(dòng)過(guò)程中，制動(dòng)器制動(dòng)力矩波動(dòng)與制動(dòng)力不平衡會(huì)引起制動(dòng)力的周期性變化，從而給轉(zhuǎn)向系激勵(lì)，導(dǎo)致汽車(chē)制動(dòng)時(shí)發(fā)生擺振[3-4]。這類(lèi)擺振屬于強(qiáng)迫振動(dòng)，機(jī)理明確，例如制動(dòng)鼓失圓、制動(dòng)鼓與輪輞的同軸度不良均會(huì)引起制動(dòng)力不平衡。自激型擺振則不需要周期性的激勵(lì)源，它依靠自身調(diào)節(jié)，把外部能源轉(zhuǎn)換成能夠產(chǎn)生周期性激振力的能量[5-6]，因此這類(lèi)擺振在制動(dòng)力矩平衡的情況下也會(huì)發(fā)生。汽車(chē)制動(dòng)時(shí)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)敏感度的高低[7]、軸荷轉(zhuǎn)移、輪胎側(cè)偏和縱滑的動(dòng)態(tài)變化可能會(huì)改變自激型擺振的瞬態(tài)響應(yīng)，影響汽車(chē)的操縱穩(wěn)定性，但是這方面的研究尚不夠深入。另外，工程實(shí)踐中，在役車(chē)輛由于運(yùn)動(dòng)副磨損而導(dǎo)致其擺振響應(yīng)加劇的現(xiàn)象較為常見(jiàn)。筆者發(fā)現(xiàn)間隙的存在擴(kuò)大了擺振現(xiàn)象發(fā)生的車(chē)速區(qū)間，一些原先對(duì)車(chē)輛擺振響應(yīng)不敏感的參數(shù)也會(huì)變得敏感[8-9]。擺振的發(fā)生通常表現(xiàn)為系統(tǒng)中多個(gè)部件間的耦合動(dòng)力學(xué)問(wèn)題[10]，因此，有必要對(duì)考慮制動(dòng)過(guò)程中技術(shù)參數(shù)的時(shí)變特性及其與轉(zhuǎn)向系運(yùn)動(dòng)副間隙等部件的耦合作用的擺振系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)行為進(jìn)行討論。

基于上述分析，本文以某國(guó)產(chǎn)車(chē)型參數(shù)為基礎(chǔ)，建立了考慮制動(dòng)過(guò)程中的參數(shù)時(shí)變特性，并計(jì)入轉(zhuǎn)向系運(yùn)動(dòng)副間隙耦合作用的七自由度非自治擺振動(dòng)力學(xué)模型，依據(jù)Hertz接觸理論，描述了多個(gè)運(yùn)動(dòng)副間隙的受力情況。根據(jù)樣車(chē)輪胎六分力試驗(yàn)數(shù)據(jù)，通過(guò)設(shè)計(jì)參數(shù)辨識(shí)算法對(duì)考慮側(cè)偏縱滑的復(fù)合工況輪胎模型進(jìn)行了數(shù)據(jù)擬合，精確描述了ABS制動(dòng)過(guò)程中的輪胎側(cè)偏縱滑時(shí)變特性。通過(guò)MATLAB數(shù)值算例，仿真分析了制動(dòng)過(guò)程中擺振的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)，考察了軸荷轉(zhuǎn)移、車(chē)速、間隙、軸距等參數(shù)對(duì)系統(tǒng)瞬態(tài)響應(yīng)幅值或瞬態(tài)響應(yīng)時(shí)間的影響。相關(guān)規(guī)律與試驗(yàn)結(jié)果基本吻合，驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性。

1 汽車(chē)擺振動(dòng)力學(xué)分析模型

同時(shí)考慮轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中橫拉桿和左右梯形臂之間的兩個(gè)運(yùn)動(dòng)副間隙的擺振系統(tǒng)如圖1所示。圖2為整車(chē)橫擺結(jié)構(gòu)示意圖。整個(gè)系統(tǒng)包含7個(gè)自由度：左前輪繞主銷(xiāo)的擺角θ1、右前輪繞主銷(xiāo)的擺角θ2、前橋繞縱軸線的側(cè)擺角ψ、橫拉桿橫擺角Φ、橫拉桿質(zhì)心S1沿x方向的位移Xs、橫拉桿質(zhì)心S1沿y方向的位移Ys、汽車(chē)橫擺角速度ω。

(a)俯視圖

(b)后視圖圖1 考慮多個(gè)運(yùn)動(dòng)副間隙的車(chē)輛擺振系統(tǒng)示意圖Fig.1 Diagram for vehicle shimmy system with consideration of multi-clearance joints

圖2 汽車(chē)橫擺示意圖Fig.2 Diagram for vehicle yaw

1.1 間隙運(yùn)動(dòng)副描述

為受力分析方便，對(duì)左轉(zhuǎn)向梯形臂與橫拉桿之間的運(yùn)動(dòng)副間隙進(jìn)行放大，如圖3所示。結(jié)合圖1可知，O1、O2分別為右側(cè)軸銷(xiāo)與軸套的中心，O3、O4分別為左側(cè)軸銷(xiāo)與軸套的中心。基于Hertz接觸理論描述間隙運(yùn)動(dòng)副的受力，計(jì)入運(yùn)動(dòng)副元素接觸表面的彈性、阻尼、摩擦等，間隙運(yùn)動(dòng)副接觸點(diǎn)的法向力為

(1)

圖3 運(yùn)動(dòng)副間隙放大圖Fig.3 Enlarged drawing of the joint with clearance

考慮運(yùn)動(dòng)副接觸表面滑動(dòng)，運(yùn)動(dòng)副切向力用庫(kù)侖摩擦力模型表述為

(2)

式中，f為摩擦因數(shù)；ρ為階躍函數(shù)，ρ=sgnvt；Ct為切向阻尼系數(shù)；v2t為左側(cè)接觸點(diǎn)的切向速度；v1t為右側(cè)接觸點(diǎn)的切向速度。

左右兩側(cè)接觸力在x向和y向的分力分別為

(3)

(4)

式中，β1為O1O2和x軸的夾角；β2為O3O4和x軸的夾角。

基于上述分析，間隙運(yùn)動(dòng)副對(duì)左右兩側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)的力矩推導(dǎo)可得

M1=l2(F2ycosΦ2-F2xsinΦ2)+

R1(F2ycosβ2-F2xsinβ2)+F2ye2x-F2xe2y

(5)

M2=l3(F1xcosΦ1-F1ysinΦ1)+

R1(F1xcosβ1-F1ysinβ1)

(6)

式中，R1為軸銷(xiāo)半徑；l2、l3分別為左右梯形臂長(zhǎng)度；Φ2、Φ1分別為轉(zhuǎn)向梯形左右底角。

1.2 輪胎力學(xué)模型描述

胎體的彈性特性對(duì)轉(zhuǎn)向輪擺振有重要影響[1]。制動(dòng)時(shí)，汽車(chē)會(huì)發(fā)生瞬態(tài)的軸荷轉(zhuǎn)移，輪胎側(cè)偏特性會(huì)因縱向滑移率的變化而變化。因此復(fù)合工況下輪胎動(dòng)態(tài)特性的準(zhǔn)確描述是進(jìn)行制動(dòng)擺振動(dòng)力學(xué)建模分析的前提。本文采用PAC2002模型[8]對(duì)其進(jìn)行描述。復(fù)合工況下的側(cè)偏力表達(dá)式為

Fy=Dyκcos(Cyκarctan(Byκκs-

Eyκ(Byκκs-arctan(Byκκs))))+SVyκ

(7)

κs=κ+SHκsCyκ=rCy1

Byκ=rBy1cos(arctan(rBy2(α-rBy3)))

Cyκ=Fy0/cos(Cyκarctan(ByκSHκs-

Eyκ(ByκSHκs-arctan(ByκSHκs))))

Eyκ=rEy1+rEy2dFz

SHyκ=rHy1+rHy2dFz

SVyκ=DVyκsin[rVy5arctan(rVy6κ)]

DVyκ=μyFz(rVy1+rVy2dFz+

rVy3γ)cos(arctan(rVy4α))

式中，κ為縱向滑移率；γ為外傾角；Fz為垂向載荷；α為側(cè)偏角。

純工況側(cè)向力Fy0為復(fù)合工況側(cè)向力Fy的加權(quán)基準(zhǔn)，其表達(dá)式如下：

Fy0=Dysin(Cyarctan(Byαy-Ey(Byαy-

arctan(Byαy))))+SVy

(8)

αy=α+SHyCy=pCy1λCyDy=μyFzζ2

Ey=(pEy1+pEy2dFz)(1-(pEy3+pEy4γy)sgnαy)γEy

By=Ky/(CyDy)

SHy=(pHy1+pHy2dFz)λHy+pHy3γyζ0+ζ4-1

SVy=Fzλμyζ4((pVy1+pVy2dFz)λVy+

(pVy3+pVy4dFz)γy)

式(7)、式(8)中，pCy1、pDy1、pDy2、pDy3、pEy1、pEy2、pEy3、pEy4、pKy1、pKy2、pKy3、pHy1、pHy2、pHy3、pVy1、pVy2、pVy3、pVy4、rBy1、rBy2、rBy3、rCy1、rEy1、rEy2、rHy1、rHy2、rVy1、rVy2、rVy3、rVy4、rVy5、rVy6為待辨識(shí)的32個(gè)參數(shù)。本文根據(jù)樣車(chē)輪胎六分力試驗(yàn)數(shù)據(jù)，通過(guò)設(shè)計(jì)Nelder-Mead法與隨機(jī)值法相結(jié)合的參數(shù)辨識(shí)算法對(duì)公式進(jìn)行數(shù)據(jù)擬合，得到上述32個(gè)參數(shù)。基于上述分析，復(fù)合工況側(cè)向力Fy為α、κ、Fz、γ的函數(shù)，因此左右輪胎側(cè)向力為

(9)

1.3 汽車(chē)ABS數(shù)學(xué)模型描述

汽車(chē)ABS數(shù)學(xué)模型描述如下

(10)

(11)

Fx=Fx0Gxα(α,κ,Fz)=Fx0·

(12)

式中，mi為1/4整車(chē)質(zhì)量；I為車(chē)輪繞其轉(zhuǎn)動(dòng)軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；R為輪胎滾動(dòng)半徑；v為車(chē)速；ωr為車(chē)輪角速度；Tb為制動(dòng)器制動(dòng)力矩；Fx為復(fù)合工況縱向力；Fx0為純工況縱向力；Bxα為剛度因子；Cxα為形狀因子；Exα為曲率因子；αs為復(fù)合工況側(cè)偏角；SHxs為復(fù)合工況水平漂移值。

縱向滑移可表示為

κ=(v-ωrR)/v

(13)

其最佳滑移率采用PID算法[11]進(jìn)行控制。垂向軸荷更新為

Fz=G(b+zhg)/Lz

(14)

式中，G為汽車(chē)重力；b為后軸到質(zhì)心的距離；z為制動(dòng)強(qiáng)度；hg為汽車(chē)質(zhì)心高度；Lz為前后軸軸距。

對(duì)比式(9)、式(13)與式(14)可見(jiàn)，制動(dòng)造成的縱向滑移與軸荷轉(zhuǎn)移會(huì)影響輪胎側(cè)向受力。

1.4 擺振數(shù)學(xué)模型

根據(jù)第二類(lèi)拉格朗日方程，并結(jié)合所建的子系統(tǒng)模型，可以推得汽車(chē)擺振數(shù)學(xué)模型。

系統(tǒng)的動(dòng)能

(15)

式中，It為前輪繞主銷(xiāo)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；If為前橋側(cè)擺繞其縱軸線的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；Iz為汽車(chē)橫擺轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；Is為橫拉桿繞質(zhì)心的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；m1為橫拉桿質(zhì)量。

系統(tǒng)的勢(shì)能

Ep=(kw(Lθ1αr+ψB/2)2+

(16)

式中，kw為輪胎的垂直剛度；L為主銷(xiāo)延長(zhǎng)線與地面交點(diǎn)至車(chē)輪平面的距離；αr為主銷(xiāo)后傾角;B為前輪距;kv為換算到繞主銷(xiāo)的轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)角剛度。

系統(tǒng)的耗散能

(17)

式中，ct為車(chē)輪繞主銷(xiāo)轉(zhuǎn)動(dòng)的當(dāng)量阻尼系數(shù)；cv為換算到繞主銷(xiāo)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的當(dāng)量阻尼系數(shù)。

對(duì)應(yīng)于系統(tǒng)的7個(gè)自由度，系統(tǒng)受到的廣義力分別為

T1(Rα+ln)+M1

T2(Rα+ln)+M2

Q4=l1((F1x+F2x)sinΦ-(F1y+F2y)cosΦ)/2+

F1xe1y+R1(F1xsinβ1+F2xsinβ2-F1ycosβ1-

F2ycosβ2)-F1ye1x

Q5=F1x-F2xQ6=F1y-F2y

Q7=aFyf-bFyr

式中，mt為車(chē)輪質(zhì)量；Ix為前輪繞與其轉(zhuǎn)軸垂直的質(zhì)心主軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；T1、T2分別為左右輪側(cè)向力；M1、M2分別為間隙運(yùn)動(dòng)副接觸力對(duì)左側(cè)和右側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)的力矩；ln為輪胎拖矩；l1為橫拉桿長(zhǎng)度；a為前軸到質(zhì)心的距離；Fyf、Fyr分別為前后輪胎受到地面的側(cè)向力。

將上述能量與廣義力代入第二類(lèi)拉格朗日方程，得到系統(tǒng)微分方程：

T1(Rα+ln)-M1=0

kwLαB/2(θ1+θ2)+(T1+T2)R=0

F1xe1y-R1(F1xsinβ1+F2xsinβ2-F1ycosβ1-

F2ycosβ2)+F1ye1x=0

2 數(shù)值算例及結(jié)果討論

基于上述所建分析模型，利用MATLAB數(shù)值算例對(duì)制動(dòng)過(guò)程中擺振系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)進(jìn)行分析，考察制動(dòng)過(guò)程中擺振系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)行為特征。本文推導(dǎo)的微分方程為含時(shí)變參數(shù)的剛性方程，具有很強(qiáng)的非線性。計(jì)算迭代時(shí)，考慮ABS制動(dòng)過(guò)程，計(jì)入車(chē)速、縱向滑移率、垂向載荷等時(shí)變參數(shù)之間的數(shù)據(jù)傳遞，采用基于二階Rosenbrock算法的改進(jìn)算法對(duì)系統(tǒng)方程進(jìn)行求解。

圖4所示為擺振系統(tǒng)動(dòng)態(tài)響應(yīng)的一個(gè)算例。假設(shè)左前輪受到0.01 rad的初始激勵(lì)，仿真初始車(chē)速v0=60 km/h，運(yùn)動(dòng)副間隙r=0.1 mm?？梢?jiàn)轉(zhuǎn)向輪擺振的同時(shí)伴隨一定的橫擺，整個(gè)制動(dòng)過(guò)程中，擺振響應(yīng)先增大后減小，最后逐漸衰減至零。汽車(chē)橫擺與轉(zhuǎn)向輪擺振響應(yīng)有相似的變化規(guī)律。

(a)左輪擺角時(shí)間歷程

(b)橫擺角速度時(shí)間歷程圖4 考慮軸荷轉(zhuǎn)移的擺振動(dòng)態(tài)響應(yīng)(v0=60 km/h)Fig.4 Dynamic response of vehicle shimmy with consideration of load transfer(v0=60 km/h)

(a)左輪擺角時(shí)間歷程

(b)橫擺角速度時(shí)間歷程圖5 忽略軸荷轉(zhuǎn)移的擺振動(dòng)態(tài)響應(yīng)(v0=60 km/h)Fig.5 Dynamic response of vehicle shimmy without consideration of load transfer(v0=60 km/h)

另外,對(duì)相同車(chē)型參數(shù)下，忽略制動(dòng)過(guò)程中軸荷轉(zhuǎn)移的擺振動(dòng)態(tài)響應(yīng)進(jìn)行仿真，如圖5所示。對(duì)比圖4可以發(fā)現(xiàn),轉(zhuǎn)向輪擺角與汽車(chē)橫擺響應(yīng)均大幅減小,因此制動(dòng)過(guò)程中的軸荷轉(zhuǎn)移會(huì)加劇擺振。

改變初始車(chē)速發(fā)現(xiàn),系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)峰值與響應(yīng)時(shí)間都有較大的變化。對(duì)比圖4、圖6與圖7可見(jiàn)，初始車(chē)速越大，擺振瞬態(tài)響應(yīng)時(shí)間越長(zhǎng)。

圖6 左輪擺角時(shí)間歷程(v0=100 km/h)Fig.6 Time history of left wheel(v0=100 km/h)

圖7 左輪擺角時(shí)間歷程(v0=40 km/h)Fig.7 Time history of left wheel(v0=40 km/h)

圖8 左輪擺角最大值隨初始車(chē)速變化曲線Fig.8 Diagram for the response amplitude of left wheel with different vehicle speed

圖8所示為間隙r為0.1 mm、0.05 mm兩種情況下左輪擺角最大值隨初始車(chē)速的變化曲線，可以看出，在整個(gè)車(chē)速范圍內(nèi)，車(chē)輛都會(huì)發(fā)生擺振現(xiàn)象，擺角幅值隨車(chē)速先增大后減小。車(chē)速在40～80 km/h范圍內(nèi)的振動(dòng)相對(duì)劇烈，與圖9所示的試車(chē)情況基本吻合，這在一定程度上驗(yàn)證了模型的正確性。另外，對(duì)比不同間隙大小時(shí)的系統(tǒng)響應(yīng)可以看出，間隙較大時(shí)，擺振振幅也較大。

圖9 擺振試驗(yàn)結(jié)果曲線Fig.9 Diagram for the shimmy experimental data

制動(dòng)過(guò)程中，減小擺振的瞬態(tài)響應(yīng)時(shí)間有利于提高汽車(chē)操縱穩(wěn)定性。通過(guò)仿真分析，從理論上考察系統(tǒng)各參數(shù)對(duì)瞬態(tài)響應(yīng)時(shí)間的影響。以圖4所示工況為基準(zhǔn)，圖10所示為減小前軸中心線至汽車(chē)質(zhì)心距離時(shí)的擺振時(shí)間歷程。通過(guò)對(duì)比看出，減小前軸距可以縮短擺振的瞬態(tài)響應(yīng)時(shí)間，這對(duì)抑制擺振是有利的。

圖10 左輪擺角時(shí)間歷程Fig.10 Time history of left wheel

3 結(jié)論

(1)轉(zhuǎn)向輪擺振的同時(shí)伴隨一定的橫擺，整個(gè)制動(dòng)過(guò)程中，擺振響應(yīng)先增大后減小，最后逐漸衰減至零。制動(dòng)過(guò)程中的軸荷轉(zhuǎn)移會(huì)加劇擺振。

(2)初始車(chē)速對(duì)系統(tǒng)的瞬態(tài)響應(yīng)時(shí)間與響應(yīng)峰值都有較大的影響。初始車(chē)速越大，擺振瞬態(tài)響應(yīng)時(shí)間越長(zhǎng)。擺振瞬態(tài)響應(yīng)峰值隨車(chē)速先增大后減小，中等車(chē)速范圍內(nèi)的振動(dòng)程度相對(duì)劇烈，與試驗(yàn)結(jié)果基本吻合，這在一定程度上驗(yàn)證了模型的正確性。

(3)間隙的增大會(huì)加劇擺振。減小前軸中心線至汽車(chē)質(zhì)心的距離可以縮短擺振的瞬態(tài)響應(yīng)時(shí)間，這有利于抑制擺振，提高汽車(chē)操縱穩(wěn)定性。

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(編輯 張 洋)

Dynamic Response of Shimmy Systems under Braking Conditions with Consideration of Clearances in Joints

JIANG Junzhao1LU Jianwei1LI Jinhui1YANG Shiqin2

1. School of Automotive and Transportation Engineering,Hefei University of Technology,Hefei,2300092.Research Center of Passenger Car,Jianghuai Automobile Co.,Ltd.,Hefei,230601

A 7-DOF dynamic model under braking conditions was established, where time-varying characteristics of parameters and dynamic coupling among movement pairs with clearances were taken into account. Dynamic response analysis of shimmy system under braking conditions was carried out through numerical examples with MATLAB. Moreover, influences of load transfers, vehicle speeds, clearances and wheelbases on transient response of shimmy system were discussed. It is concluded that the time-varying characteristics of parameters under braking conditions and dynamic coupling in joints with clearances may have great influences on dynamic behaviors of shimmy, which should be taken into account in system modeling. The conclusions agree with the experimental results in general, which may verify the accuracy of the dynamic model.

shimmy; braking; clearance; load transfer; transient response

2016-09-20

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(50975071)；教育部新世紀(jì)優(yōu)秀人才支持計(jì)劃資助項(xiàng)目(NCET-10-0358)；安徽省高校省級(jí)自然科學(xué)研究重大項(xiàng)目(KJ2014ZD06)

U461.61;TH132

10.3969/j.issn.1004-132X.2017.14.004

姜俊昭，男，1987年生。合肥工業(yè)大學(xué)汽車(chē)與交通工程學(xué)院博士研究生。主要研究方向?yàn)槠?chē)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)。發(fā)表論文3篇。E-mail:chlgch.2006@163.com。盧劍偉，男，1975年生。合肥工業(yè)大學(xué)汽車(chē)與交通工程學(xué)院教授、博士研究生導(dǎo)師。李金輝，男，1991年生。合肥工業(yè)大學(xué)汽車(chē)與交通工程學(xué)院碩士研究生。楊士欽，男，1973年生。江淮汽車(chē)股份有限公司乘用車(chē)研究院院長(zhǎng)。