adams整车操纵稳定性报告材料

目录

1任务来源 (1)

2分析目的 (1)

3模型建立 (1)

3.1整车模型的简化 (1)

3.2各子系统的简化 (1)

3.3各部件之间的运动副的施加 (10)

4前悬架轮跳仿真 (12)

5操纵稳定性分析 (16)

5.1操纵稳定性的目的与意义 (16)

5.2转向盘角阶跃仿真试验 (17)

5.3稳态回转的评价 (21)

5.4转向盘角脉冲输入试验评价 (25)

5.5转向轻便性实验： (29)

5.6转向回正性 (31)

5.7蛇形实验 (32)

6结论 (35)

1.任务来源

根据QQ车型协议书及相关输出要求，需要对QQ车操纵稳定性能进行运动学仿真分析。

2分析目的

汽车操纵稳定性是汽车的重要性能之一，通过ADAMS软件进行仿真分析，依据国家标准对QQ车的操控性能进行评分，从而对QQ整车的操控性能进行合理的评价，为设计部门提供参考。

3模型建立

3.1整车模型的简化

汽车是一个极其复杂的多体系统，要将每个零部件纳入到仿真模型中进行计算是不必要的，同时也是对计算资源的一种浪费，仿真技术一直以来只是考虑所关心的部分，对不关心的部分或对整个仿真过程影响很小的部分，一般是忽略，车辆的动力学仿真模型也同样沿用了这种思路。在ADAMS的动力学模型中，对无相对运动关系的两个部件处理为一个部件，ADAMS是一个多刚体动力学分析软件，其将变形对分析结果影响不太重要的部件一律按刚体处理，刚体计算只考虑质量特性与连接关系，刚体的形状对分析无影响。

1.除轮胎，阻尼元件，弹性元件外，其余部件全部采用刚体，为操纵稳定性及平顺性分

析所建立的动力学分析模型主要是考虑底盘各个系统之间的运动关系，对车身简化为一刚性球体。板簧与横向稳定杆等弹性元件采用柔性体处理。

2.发动机采用ADAMS自带的发动机模块，动力传动系统考虑的是半轴之后的部分。

3.底盘与车身或车架连接部分全部采用衬套连接。

3.2各子系统的简化

本次分析在ADAMS/CAR中建立得整车模型主要包括以下几个子系统：前悬架、后悬架、前轮胎、后轮胎、转向系统、动力系统、制动系统、车身。

3.2.1 前悬架系统

QQ的前悬系统是应用广泛的麦弗逊悬架，在ADAMS/CAR中，有自带的麦弗逊悬架模板，所以，在本次分析的前悬架建模过程中，将模板中的硬点数据替换为QQ的前悬硬点，即可得到所需的前悬架。简化后的前悬架系统如图：

图1前悬挂系统

前悬架系统主要包括以下部件：

○1副车架○2下摆臂○3转向横拉杆○4转向节○5前减震器上体

○6前减震器下体○7轮轴

前悬架系统的硬点数据：

表1 前悬架硬点数据统计表(左侧)

HARDPOINT X Y Z

LCA_FRONT 219.8 -290.3 -1.2

LCA_OUTER 288.5 -586.3 -102.3

LCA_REAR 550.0 -283.0 14.16 SPRING_LWR_SEAT 308.722 -515.147 285.768

STRUT_LWR_MOUNT 297.0 -577.2 95.4 TIEROD_INNER 144.3 -260.5 75.2

TIEROD_OUTER 173.4 -610.7 -28.7

TOP_MOUNT 323.0 -492.8 527.0

WHEEL_CENTER 295.8 -648.0 -15.7

图2前减阻尼曲线

图3 前悬螺簧刚度曲线

根据以上特性数据进行修改，即可完成前悬架模板文件的建立。

3.2.2后悬架系统

图4 后悬挂系统

后悬架系统主要包括以下部件：

○1桥壳○2驱动半轴○3轮轴○4钢板弹簧○5减震器上体

○6减震器下体○7板簧SHALK○8TRIPOT

后悬架系统的硬点数据：

表2 后悬架硬点统计表(左侧)

后悬架的板簧采用柔性体模拟，但是如果仅仅用柔性体进行模拟，获取的结果刚度会与实际的板簧刚度曲线相差很大，这里有两个问题：

1.如果仅仅用一片板簧柔性化处理，刚度基本上为一线性的曲线，但众所周知，板簧的

刚度一般设计为非线性。

2.如果采用多片柔性体模拟，同时在片与片加上接触进行处理，一方面刚度同样难以保

证，另一方面计算的成本较高，本文采用的方法是刚度补偿。补偿过程如下:

图5 单片板簧柔性化处理刚度计算模型

单片板簧柔性化处理后，建立如上图所示模型，测量其刚度曲线与实际试验测量的刚度曲线对比结果如下：

图6 补偿前试验结果与仿真结果的对比

根据两曲线的对比，对单片柔性体板簧进行力的补偿，补偿的大小为对应于每一位移值，试验结果对应的力与单片柔性体板簧仿真结果对应的力的差值，不同的位移补偿不同的值。补偿后，仿真结果与试验结果的比较如下：

图7 补偿后试验结果与仿真结果的对比

通过以上的模拟与验证，可以证明补偿法可以很好的模拟板簧的刚度数据，在整车的后悬挂模型中，依然用单片板簧柔性化处理后在进行补偿处理。修改相关的特性文件及数据即可建立后悬架的模板文件。

图8 后减阻尼曲线

3.2.3 发动机模型

图9 动力系统模型

QQ发动机采用的是三点支撑，模型通过更改ADAMS/CAR中自带的发动机模型中的硬点得到。

表3 动力系统硬点统计表

HARDPOINT X Y Z

POWER_RERR 1673.858 22.600 141.759

POWER_SIDE1 1047.719 262.369 62.742

POWER_SIDE2 1016.569 -312.182 -17.750

3.2.4 制动系统模型

制动器模型完全根据自带的数据简化为钳盘式制动器。详情可以参考ADAMS的制动器模型以及帮助文档。

图10 制动系统模型

3.2.5 车身系统

车身系统是底盘其他各系统连接的基本，在自带模型中增加后悬挂需要的几个输出通讯器

○1DAMPER_TO_BODY：用来连接后减上体与车身

○2MOUNT_TO_BODY：板簧前后吊耳与车身

图11 车身系统模型

3.2.6 转向系统

转向系统模型如下：

图12 转向系统模型

在改模型中主要包括以下几个部件：

○1方向盘○2转向管柱○3转向管柱安装体○4转向传动中间轴○5转向输出轴○6齿条○7棘轮○8齿条安装座

表4 转向系统硬点统计表

HARDPOINT X Y Z

RACK_HOUSING_MOUNT 144.3 -240.5 75.2

TIEROD_INNER 144.3 -260.5 75.2

INTERMEDIATE_SHAFT_FRONT 157.103 -189.544 295.822

INTERMEDIATE_SHAFT_REAR 353.62 -279.33 611.49

PINION_PIVOT 144.31 -131.384 75.226

STEERING_WHEEL_CENTER 694.815 -279.33 853.829

3.2.7 轮胎系统

ADAMS中提供了四种用于动力学计算的轮胎模型：FIALA模型、UA模型，SMITHERS 模型、DELET模型。UA模型与FIALA模型都是属于解析模型，但UA模型相对FIALA模型具有更高的精度，SMITHERS模型与DELET模型属于试验模型，DELET模型是基于著名的魔术公式而构建的模型，通过三角函数的组合公式拟合轮胎数据。相对于解析模型，试验模型具有更高的精度，同时基于魔术公式的DELET模型具有较好的健壮性，本次分析所用的轮胎模型采用DELET轮胎模型。

图13 轮胎系统模型

3.3各部件之间的运动副的施加

3.3.1 前悬架系统

QQ的前悬为麦弗逊悬架，简化后的麦弗逊悬架由下摆臂、减震器、转向横拉杆，轮轴、副车架、减震器上下体组成。

图14 前悬挂系统连接关系图

减震器上体与车架在运动学模式中通过○1胡克角连接，在弹性运动学模式中通过○2衬套进行连接，在减震器的上下体之间建立○3圆柱副，同时在减震器的上下体之间建立力元○4 (弹簧减震器)，轮轴与转向节之间通过○5旋转副进行连接，轮轴与驱动半轴通过○6恒速副进行连接，转向节与转向横拉杆在转向横拉杆外点通过○7球副进行连接，转向横拉杆与代表转向齿条的哑物体(MOUNT_TIEROD_TO_STEERING)通过○9恒速副进行连接，转向节

与下摆臂在硬点LCA_LOWER处通过○8球副进行连接，下摆臂与副车架在弹性运动学模式中通过○10衬套进行连接，在运动学模式中通过○12铰链进行连接，半轴在内端通过○11恒速副与代表差速器动力输入端的哑物体进行连接，副车架通过○13固定副与代表车身的亚物体进行固定约束。

3.3.2后悬架系统

图15 后悬挂系统连接关系图

QQ后悬架为板簧悬挂，板簧的前端通过○1衬套与代表车架的哑物体进行连接，板簧在中段通过○2固定副与桥壳进行连接，轮轴与桥壳通过○3旋转副进行连接，轮轴与驱动轴通过○4恒速副进行连接，减震器上体与代表车身的哑物体通过○5衬套进行连接，减震器上下体通过○6圆柱副进行连接，减震器下体通过○7衬套与桥壳进行连接，板簧吊耳通过○8衬套与代表车架的哑物体进行连接，同时通过○9衬套与板簧后端卷耳进行连接，半轴通过○10恒速副与TRIPOT进行连接，TIRIPOT通过○11移动副与差速器动力输出端进行连接。

3.3.3转向系统

图16 转向系统连接关系图

方向盘与转管柱通过○1旋转副进行连接，转向管柱通过○3与车身进行连接，○1○3两个运动副之间为耦合铰链○2，转向管柱与转向传动中间轴之间通过○4万向节进行连接，转向传动中间轴与转向输出轴之间通过○5万向节进行连接，转向输出轴与转向齿条安装座之间为○6旋转副，棘轮与齿条安装座之间为○7旋转副，○6○7之间为○8耦合副，齿条与齿条安装座之间为○9移动副，○9与○7为耦合副○10，齿条安装座与车身之间在弹性运动学模式中通过○12衬套连接，在运动学模式中通过○11固定副连接。

4前悬架轮跳仿真

图17 前轮外倾角随车轮跳动的变化量曲线

从上图可以看出，前轮外倾角在设计状态时为1.4988，而满载状态与设计状态的悬架跳动行程为44.45，满载状态前轮外倾角为-0.3515，其变化量为1.8503,满载时上跳

40mm时外倾角为-1.5800，满载时下跳40mm时外倾角为1.2986，可见车轮在上跳的

过程中，外倾角向负外倾方向变化，而下跳时，外倾角有增大的趋势，外倾角的这种变化可满足车辆在转向时，外侧车轮压缩情况下，保证外侧车轮与地面有良好的接触状态，从而满足前轮转向时所需的侧向力，但从数据的变化来看，车辆在轮跳过程中，外倾角的变动范围还是比较大，这样可能带来车辆操纵性的变化范围过大，从而导致车辆在轮胎载荷变动范围较大的工况下行驶，不易于操纵。

图18 前悬主销后倾角随车轮跳动的变化量曲线

主销后倾角所产生的回正力矩在车辆高速实行或转向情况下对车辆的回正性能起着重要作用，其凭借地面对轮胎的侧向反作用力来实现，但是过大的主销后倾角会带来转向沉重的问题，所以一般也不希望主销后倾角在车轮的跳动过程中出现大的变化，以避免车辆在载荷变化范围较大时，出现回正力矩过大或过小的情况。一般希望车轮每跳动10mm，后倾角的变动范围在0.20°-0.67°。从上图可以看出，该车的主销后倾角在设计位置为3.1362，满载位置为3.5362，从设计位置到满载位置，主销后倾角的变动量为：0.400，满载位置上下跳动40mm，主销后倾角的值分别为3.9100，3.1743，其变动量为0.7357，从上述数据可以反映出，主销后倾角的变动范围基本满足要求。

图19 前悬主销内倾角随车轮跳动的变化量曲线

主销内倾角的存在也会产生回正力矩，同时由于主销内倾角的存在，会使得主销轴线与地面的交点到车轮平面与地面的交线的距离减小，该距离的减小会使得造车轮转向的地面切向力的作用力臂的减小，从而使转向轻便性增加，但是过大的主销内倾角会使减小路面给驾驶员的反馈，即丧失路感，同时过大的主销内倾角会使得车轮在转向时，路面与轮胎之间将产生较大的滑动，增加了轮胎与路面之间的摩擦阻力，一般主销内倾角不大于8°，主销偏移距为40-60mm。由上图可知，主销内倾角在设计状态的值为8.4512，满载时为10.1625，在满载情况下，轮跳上下40mm的主销内倾角分别为8.6414，11.3000，其变动范围为，主销内倾角的正常变动范围是在每10mm的轮跳量下，主销内倾角的变化范围为2.6586。从以上数据来看，该车的主销内倾角的变化速率较大，主销内倾角在车轮上跳时增加，下跳时减小，这一变化趋势符合车辆对主销内倾角的变动需求。

图20 前悬主销偏移距随车轮跳动的变化量曲线

从上图可以知道，主销偏移距在设计状态为24.4624，在满载情况下为26.1625，满载下，轮跳上下40mm时，主销偏移距的大小分别为24.6427，27.6000，转向回正力矩的大小取决于主销偏移距的大小，主销偏移距越大，回正力矩也越大，但前桥的纵向力敏

感性也越强，为了获得良好的制动的稳定性，最好采用较小的主销偏移距，理想的主销偏移距为-10mm~30mm，从以上数据可以反映出，该车的主销偏移距基本满足要求，但悬架压缩行程的主销偏移距的快速变化使得车辆在制动时的操纵稳定性趋于恶化，这一点需要引起重视。

图21 前束角随车轮跳动的变化量曲线

从上图可以看出，车辆在设计状态的前束值为0.1045。满载情况下的前束值为-0.3998，满载情况下，轮跳正负40mm时前束值分别为0.0605，-0.8630，前束值的主要作用是防止后束，因为后束会导致行驶稳定性的恶化，一般取正的前束值。前束值一般情况下需要其变动量在一个比较小的范围，但汽车设计者也经常将前束值设计为具有一定的变化特性，以满足车辆的操纵稳定性的需要。从上面的前束值的变化曲线可以知道，悬架处于压缩行程时，前束值向负值方向发生变化，而在伸张行程时，前束值向正值方向变化，这样的前束值变化特性使得车辆在转向时，外侧车轮前束值向负值方向变化，而内侧车轮的前束值向正值方向变化，这样的变化特性使汽车具有一定的不足转向特性。通常在40mm的轮跳范围内，前束值的变化量在0.17°~0.25°，按照这样的设计准则，该车的前束值变动特性还有一定的调整空间。

图22 轮距随车轮跳动的变化量曲线

在设计位置，前轮轮距为1280，满载时轮距为1320，在满载情况下，轮跳正负40mm 时，轮距分别为1284.3，1330，在悬架的设计中，对轮距变化有两个方面的要求,一是轮距的变化尽可能的小，以减小由于轮距变化而带来的轮胎的磨损，二是要使轮胎产生侧偏角，从而产生侧向力的输入，使操纵稳定性发生变化。值得注意的是，轮距的变化趋势的不同，特别是在转向时，会引起轮间载荷的变化量的变动趋势的不同，大的轮距在相同的侧向加速度下，轮间的载荷转移量就小，小的轮距，则情况相反，轮胎载荷在垂向的分量可直接影响轮胎的侧偏刚度，大的轮间载荷的变动会造成同一轴两轮胎的平均侧偏刚度减小，这种情况发生在后轴，或则是前轴，会导致截然相反的稳态转向特性的变化。一般情况下，会要求车辆的轮距的变化量尽可能小，以避免由于轮距变化过大而造成的操纵的不稳定。上跳轮距变化量一般在5mm左右，而下跳行程轮距变化量可适当大些，一般在轮胎下降40mm时，轮距减小不超过10mm。

5.操纵稳定性分析

5.1操纵稳定性的目的与意义

操纵稳定性是指在驾驶员不感觉过分紧张，疲劳的条件下，汽车能按照驾驶员给定的方向行驶，且当收到外界干扰时，汽车能抵抗干扰而保持稳定行驶的能力。汽车操纵稳定性包括两个方面的内容：操纵性和稳定性，操纵性是指汽车及时准确地执行驾驶者指令的能力，稳定性是指汽车收到外界干扰后，维持或迅速恢复原运动状态的能力，反映了汽车运动状况的稳定性。操纵性与稳定性有密切关系，操纵性不好会导致车辆侧滑，甩尾甚至侧翻，而稳定性不好会造成车辆失控。汽车操纵稳定性最关键是考量汽车的方向稳定性。汽车的方向稳定性可以用车辆的转向特性来表征，车辆的转向特性根据转向过程的不同阶段进行考量又可以分为稳态转向特性与瞬态转向特性。稳态转向特性即车辆的不足，中性和过多转向，而瞬态转向特性主要是考察车辆作为一个系统，响应驾驶员操作的一个动态

特性。

驾驶中经常遇见的发飘，以及反映迟钝，制动加速响应迟滞或则过猛，转向沉重或丧失路感等都是属于操纵稳定性讨论的范畴。操纵稳定性分析对高速行驶车辆的安全性具有很重要的意义。

5.2转向盘角阶跃仿真试验

操纵稳定性良好的汽车应该具有适当的不足转向特性，对转向盘角阶跃下的稳态响应的分析，可确定汽车是属于不足转向、中性转向还是过多转向，汽车的操纵稳定性同汽车行驶的瞬态响应有密切关系。常用转向盘角阶跃下的瞬态转向特性表征汽车的操纵稳定。

评价指标的选取

●响应时间：第一次达到稳态值的时间，也可用达到稳态值90%时的时间来定义

●峰值响应时间：达到最大响应值的时间

●超调量：响应最大值域稳态值之比，用百分数表示

●稳定时间：首次达到在稳态响应值正负5%范围内摆动所需的时间

●汽车因素TB：峰值响应时间与稳态响应时汽车质心处侧偏角的乘积

仿真试验方法及条件设置

本车仿真试验完全按照国标执行，对转向角阶跃试验，有国标《GB/T 6323.2—94汽车操纵稳定性试验方法》可以参考，该准适用于轿车、客车、货车及越野汽车，其他类型汽车可参照执行。试验车速按被试汽车最高车速的70％并四舍五入为10的整数倍确定。按稳态侧向加速度值1～3m/s2确定，从侧向加速度为1m/s2做起，每间隔0.5m/s2进行一次试验。汽车以试验车速直线行驶，先按输入方向轻轻靠紧转向盘，消除转向盘自由行程并开始记录各测量变量的零线，经过0.2～0.5s，以尽快的速度(起跃时间不大于0.2s或起跃速度不低于200°/s转动转向盘。

试验按照国标要求，设置仿真条件如下：

●试验车辆按厂定最大总质量和轻载两种进行试验，但是如果轻载状态总质量大于

最大总质量70%，则不进行轻载状态试验

●本仿真试验车满载总质量为1675kg，空载为1080kg，1015<1675*0.7，所以

需要进行满载和空载试验，但由于时间关系，我们这里只做轻载状态下的试验。

●本文分析目标车最高车速为120km/h,按国标计算，仿真车速设置为80Km/h。

●方向盘转角的预选位置，按稳态侧向加速度值1-3m/s2确定，从侧向加速度1 m/s2

开始，每隔0.5m/s2进行一次仿真试验

●汽车以直线行驶，进过0.5s，以尽快的速度，启越时间不大于0.2s，转动方向盘，

是其达到预先选好的位置并固定数秒，从第2秒开始转动方向盘，启越时间0.1s，仿真时间设置为20s