adams整车操纵稳定性报告

1、编号： QQ-PD-PK-057 操纵稳定性报告 项目名称： QQ 编制： 日期： 校对： 日期： 审核： 日期： 批准： 日期： XX 汽车有限公司 2012 年 2 月 目目 录录 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.9 4前悬架轮跳仿真 .11 5操纵稳定性分析 .15 5.1 操纵稳定性的目的与意义.15 5.2 转向盘角阶跃仿真试验.15 5.3 稳态回转的评价.19 5.4 转向盘角脉冲输入试验评价.23 5.5 转向轻便性实验：.26 5.6 转向回正性.28 5.7 蛇形

2、实验.30 6结论 .32 1 1. .任务来源任务来源 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 2 分析目的分析目的 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 3 模型建立模型建立 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

3、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.

4、 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： 副车架 下摆臂 转向横拉杆 转向节 前减震器上体 1 2 3 4 5 前减震器下体轮轴

5、6 7 前悬架系统的硬点数据： 表 1 前悬架硬点数据统计表(左侧) HARDPOINTXYZ LCA_FRONT219.8-290.3-1.2 LCA_OUTER288.5-586.3-102.3 LCA_REAR550.0-283.014.16 SPRING_LWR_SEAT308.722-515.147285.768 STRUT_LWR_MOUNT297.0-577.295.4 TIEROD_INNER144.3-260.575.2 TIEROD_OUTER173.4-610.7-28.7 TOP_MOUNT323.0-492.8527.0 WHEEL_CENTER295.8-648.0

6、-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： 桥壳 驱动半轴 轮轴 钢板弹簧 减震器上体 1 2 3 4 5 减震器下体板簧 SHALKTRIPOT 6 7 8 后悬架系统的硬点数据： 表 2 后悬架硬点统计表(左侧) HARDPOINTXYZ AXIS_POINT3055.793-675.00 DAMPER_LOWER2989.607-401.551-148.603 DAMPER_UPPER2925.0-401.553210.602 DRIVE_I

7、N3055.793-12.0-38.316 DRIVE_OUT3055.793-600.5-38.316 KINGPIN3055.793-675-200.0 LEAF_FRONT2580.878-490.007-27.6071 LEAF_MIDDLE3059.821-490.007-80.8504 WHEEL_CENTER3055.793-655.0-38.316 LEAF_SHALK_LOWER3528.473-490.00749.91322 REAR_SUSPENSION_MIDDLE3055.7930-38.316 SHALK_UPPER3522.964-490.0113.912 后悬架

8、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

9、，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 HARDPOINTXY

10、Z POWER_RERR1673.85822.600141.759 POWER_SIDE11047.719262.36962.742 POWER_SIDE21016.569-312.182-17.750 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 DAMPER_TO_BODY：用来连接后减上体与车身 1 MOUNT_TO_BODY：板簧前后吊耳与车身 2 图 11 车身系统模型 3.

11、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： 方向盘转向管柱转向管柱安装体转向传动中间轴转向输出轴 齿 1 2 3 4 5 6 条棘轮齿条安装座 7 8 表 4 转向系统硬点统计表 HARDPOINTXYZ RACK_HOUSING_MOUNT144.3-240.575.2 TIEROD_INNER144.3-260.575.2 INTERMEDIATE_SHAFT_FRONT157.103-189.544295.822 INTERMEDIATE_SHAFT_REAR353.62-279.33611.49 PINION_PIVOT144.31-

12、131.38475.226 STEERING_WHEEL_CENTER694.815-279.33853.829 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，

13、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胡克角连接，在弹性运动学模式中通过 1 衬套进行连接，在减震器的上下体之间建立圆柱副，同时在减震器的上下体之间 2 3 建立力元(弹簧减震器)，轮轴与转向节之间通过旋转副进行连接，轮轴与驱动半 4 5 轴通过恒速副进行连接，转向节与转向横拉杆在转向横拉杆外点通过球副进行连 6 7 接，转

14、向横拉杆与代表转向齿条的哑物体(MOUNT_TIEROD_TO_STEERING)通过恒速副进 9 行连接，转向节与下摆臂在硬点 LCA_LOWER 处通过球副进行连接，下摆臂与副车架在 8 弹性运动学模式中通过衬套进行连接，在运动学模式中通过铰链进行连接，半轴 10 12 在内端通过恒速副与代表差速器动力输入端的哑物体进行连接，副车架通过固定 11 13 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，板簧的前端通过衬套与代表车架的哑物体进行连接，板簧 1 在中段通过固定副与桥壳进行连接，轮轴与桥壳通过旋转副进行连接，轮轴与

15、驱 2 3 动轴通过恒速副进行连接，减震器上体与代表车身的哑物体通过衬套进行连接， 4 5 减震器上下体通过圆柱副进行连接，减震器下体通过衬套与桥壳进行连接，板簧 6 7 吊耳通过衬套与代表车架的哑物体进行连接，同时通过衬套与板簧后端卷耳进行 8 9 连接，半轴通过恒速副与 TRIPOT 进行连接，TIRIPOT 通过移动副与差速器动力输 10 11 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旋转副进行连接，转向管柱通过与车身进行连接， 1 3 1 两个运动副之间为耦合铰链，转向管柱与转向传动中间轴之间通过万向节进行 3 2 4 连接，转向传动中间轴

16、与转向输出轴之间通过万向节进行连接，转向输出轴与转向齿 5 条安装座之间为旋转副，棘轮与齿条安装座之间为旋转副，之间为耦合 6 7 67 8 副，齿条与齿条安装座之间为移动副，与为耦合副，齿条安装座与车身之 9 9 7 10 间在弹性运动学模式中通过衬套连接，在运动学模式中通过固定副连接。 12 11 4 4 前悬架轮跳仿真前悬架轮跳仿真 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-1.580

17、0，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，

18、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

19、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，

20、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

21、较小的主销偏移距，理想的主销 偏移距为-10mm30mm，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

22、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 0.170.25，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，

23、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

24、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 5. .操纵稳定性分析操纵稳定性分析 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

25、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

26、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 6323.294 汽

27、 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 13m/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 0.20.5s，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

28、 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，10151675*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

29、20s 仿真试验按左转和右转两个方向进行 表 5 左转不同侧向加速度对应的方向盘转角 侧向加速度(m/s2) 11.522.53 方向盘转角() 7.210.9114.718.722.8 图 23 左转方向盘转角随时间的变化曲线 图 24 左转侧向加速度随时间的变化曲线 图 25 左转横摆角速度速度随时间的变化曲线 图 26 左转质心侧偏角随时间的变化曲线 表 6 方向盘左转角阶跃结果数据统计 侧向加速度(m/s2) 1 1.5 2 2.5 3 横摆角速度响应时间 (s) 0.25710.2437 0.22750.22350.2180 横摆角速度峰值响应时 间(s) 0.30.30.30.30

30、.3 超调量(%) 103.4749104.6512105.6311106.0278106.4433 汽车因素 TB -0.0480-0.0675-0.0876-0.1090-0.1311 稳态侧向加速度(m/s2) 1 1.5 2 2.5 3 转向盘转角(deg) 7.210.9114.718.722.8 横摆角速度稳态值 (deg/s) 2.5873.86985.15316.46597.7578 质心稳态侧偏角(deg) -0.1601-0.225-0.2919-0.3632-0.4371 侧向加速度响应时间 (t) 0.41430.41410.39760.39680.3965 瞬态转向特

31、性评价 按照国标 GB/T 480-1999 评分标准，对该车的瞬态转向特性进行评分，将试验车速 下，侧向加速度为 2m/s2时的数据计入下表中： 表 7 瞬态特性评价参数统计表 参数左转 横摆角速度响应时间 0.2275 横摆角速度峰值响应时间 0.3 横摆角速度超调量 105.6311 侧向加速度响应时间 0.3976 汽车因素 0.0876 6010060 6040/()*() j NTTTT Nj：汽车横摆加速度响应时间的评价计分值 T60：汽车横摆加速度响应时间下限值,s T100：汽车横摆角速度响应时间上限值，s T：侧向加速度值为 2m/s2 时，汽车横摆速度响应时间的仿真值，s

32、 其中：T60=0.2，T100=0.06，T=0.2355，计算可得 Nj= 52.1429 根据以上分析数据，可知，该车的横摆加速度响应时间较长，会给驾驶员带来转向迟滞 的感觉，建议从两个方面进行改进： 适当减小车辆的转动量 适当减小后轮的侧偏刚度 5.3 稳态回转的评价 稳态转向性能评价的意义： 汽车横向动力学线性理论指出，稳态转向特性决定了汽车作为一个动力学系统在转 向输入下是否稳定的充分条件，过多转向的汽车，在车速 V 达到或大于临界车数 Vcr，即 使受到轻微的转向干扰，汽车的运动也会发生不稳定现象，在 QC/T480-1999汽车操纵 稳定性指标限值及评价方法中，明确规定，稳态转

33、向不及格的车辆，其操纵稳定性的 总评价为不及格。 评价指标的选取： 转向盘角阶跃输入的稳态响应通常用稳态横摆角速度与前轮转角之比来评价，这个 比值为稳态横摆角速度增益，也称转向灵敏度。 1）定方向转角试验 仿真试验参考 GB T6323.6-1994 进行，驾驶员操纵汽车以最低稳定速度沿所画圆周 行驶，待安装于汽车纵向对称面上车速传感器在半圈内能对准地面所画圆周时，固定转 向盘不动，停车并开始记录，记下各变量的零线，然后，汽车起步，缓缓而均匀加速 （纵向加速度不超过 0.25m/s2） ，直至汽车侧向加速度达到 6.5m/s2为止，记录整个过程。 图 27 汽车前进速度随时间变化曲线 图 28

34、 汽车侧向加速度随时间变化曲线 图 29 方向盘转角随时间的变化趋 图 30 汽车左右方向转向质心轨迹图 图 31 前后轴侧偏角之差（A1-A2）与加速度的关系曲线图 图 32 侧倾角与侧向加速度关系曲线 2）稳态车速法 试验时，汽车以极低的速度绕圈行驶，其初始的半径可以根据场地大小选用，选好 后将转向盘转角固定不动，打开喷水开关，喷针往地上喷水，绘出前后轴中点的轨迹， 汽车转完一圈后，驶出圈外，用皮尺量出半径，以后在相同的转向盘转角下，用稳定车 速 V1、V2、V3转圈行驶，对速度分别为 20m/s、18m/s、15 m/s、13 m/s、10 m/s 进行仿 真，仿真结果如下： 图 33

35、车速与时间的关系曲线图 图 34 各车速下汽车质心轨迹图 稳态转向特性的评价： 侧向加速度 an定义为前后桥侧偏角之差与侧向加速度关系曲线上，斜率为零的侧向 加速度值，在所测试的侧向加速度范围内，未出现中性转向点时，an值用最小二乘法按 无常数项的三次多项式拟合曲线进行计算。 不足转向度 U 按前后桥侧偏角差值与侧向加速度关系曲线上侧向加速度值为 2m/s2处 的平均斜率值（纵坐标值处以横坐标值）计算。 侧向侧倾角按侧向加速度关系曲线上侧向加速度值为 2m/s2处的平均斜率计算。 表 8 稳态转向特性评价参数统计表 参数左转右转平均 侧向加速度 an（m/s2） 0.7630.7520.757

36、5 不足转向度 U() 0.1310.1300.1305 侧向侧倾度()K0.4530.4590.4560 按照国标 QC/T 480-1999 稳态回转试验标准，对稳态转向特性进行评价计分，侧向 加速度 ay的计分公式： Nan=60+40/(an100-an60)*(an-an60) 其中 an100=9.8，an60=5，an=0.7575*9.8 计算可得 Nan= 80.1958 不足转向度的计算按国标QC/T 480 一 1999进行计算 不足转向度U，按前、后桥侧偏角差值与侧向加速度关系曲线上侧向加速度值为 2ms2处的平均斜率（纵坐标值除以横坐标值）计算。 其中 U60=0.6

37、，U100=0.24，U=0.1305，计算可 6010060100100 2*/(/2)*UUUUU 得 Nu=89.8036 车身侧倾度，按车身侧倾角与侧向加速度关系上侧向值为 2m/s2处的平均斜率K （总坐标值处以横坐标值）计算，评价按下式计算： 6010060 6040/()*()NKKKK =1.2, =0.7, =0.4560 60 K 100 KK 计算可得，= 119.5200,取 100N 以上三项的综合得分是： = （80.1958+89.8036+100）/3= 89.9998 分()/3 WanU NNNN 5.4 转向盘角脉冲输入试验评价 性能评价的意义 通常以汽车

38、横摆角速度频率特性来表征汽车的动态特性，因此，频率特性的测量成为 一个重要的试验，这个实验要确定给转向盘正弦角位移输入时，输出与输出的振幅比与 相位差。转向盘角脉冲试验在平坦的场地上进行。试验车速为最高车速的 70%，汽车以试 验车速行驶，然后给转向盘一个叫脉冲转角输入，转向盘转角输入脉冲宽度为 0.30.5s，输入转向盘角脉冲时，汽车行驶方向发生摆动，经过不长时间回复到直线行 驶。记录实验过程中的时间 t，转向盘转角，车速 u，横摆加速度 wr和侧向加速度 sw ay，对实验结果进行处理，变得到汽车的频率特性。 仿真实验方法及条件设置 在 GB /T6323.3-1994转向盘角脉冲输入方法

39、中，规定车速为被试验车辆最高车 速的 70%。 按照 GB/t6323.3-1994 的转向盘脉冲光输入试验的要求： 5.4.1 试验车速按试验车辆最高车速 70%并四舍五入为 10 的整数倍，此次仿真取 80Km/h。 5.4.2 汽车以试验车速直线行驶，使其横摆角速度为 0+_0.5()/s。 记下转向盘中间位置，然后给转向盘一个三角脉冲转角输入，试验时向左或右转动 方向盘，并迅速转回原处保持不动，记录全过程，直至汽车回复到直线行驶位置，转向 盘转角输入脉冲宽度为 0.30.5s，其最大转角应使实验车辆在试验过渡过程中的最大侧 向加速达到 4m/s2,实验按左右方向进行。绘制幅频特性和相频

40、特性图，横坐标为 03Hz 仿真分析： 图 35 侧向加速度随时间变化曲线 图 36 转向盘转角输入与时间关系曲线 图 37 横摆角速度与时间关系曲线 图 38 左右方向脉冲转向幅频特性与相频特性曲线 方向盘角脉冲输入横摆角速度频率响应特性评价 按照国标 QC/T 480-1999 中的规定，对方向盘角阶跃输入仿真试验结果进行评价 分析： 谐振频率的定义：转向盘脉冲输入实验中，幅频特性谐振锋所对应的频率，当不 存在明显的谐振锋时，按 70%横摆角速度的通频带宽除以 sqrt(2)计算 fp值。 谐振锋水平 D 的定义: D=20*lg(Ap/A0) Ap：f=fp处的横摆角速度增益 A0：f=

41、0 处的横摆角速度增益 相位滞后角：在相应频率下，相位滞后角的实验值。其参考频率请参考GB480- 1999 表 9 方向盘角脉冲输入仿真试验评价参数统计表 参数左转右转平均 谐振频率 f(Hz) 2.12542.12132.1234 谐振峰水平 D(dB) 3.27413.2527 3.2634 相位滞后角 a() 23.421323.421123.4212 谐振频率 f(Hz)的评价标准为： Nf=60+40/(f100-f60)*(fp-f60) Nf ：谐振频率的评价计分值 f100 ：谐振频率上限值 Nf ：谐振频率下限值 fp ：转向盘转角脉冲输入试验中，幅频特性谐振峰所对应的频率

42、 Hz，当不存在明显 的谐振峰时，按 70%横摆角速度增益的通频带宽处以计算 fp2 上式中，f100=1.3，f60=0.7，fp=2.1234 计算可得 Nf的值为 154.8933，按 100 进行处理 谐振峰水平 D(dB)的评分标准为： ND=60+40/(D60-D100)*(D60-D) 谐振峰水平的定义： D=20*lg(Ap/A0)= 3.2634 D：谐振峰水平 Ap：f=fp 处横摆角速度增益，1/s A0：f=0 处的横摆角速度增益，1/s D60=5,D100=2 计算可得 D=83.1547 相位滞后角 a()的评分标准为： Na=60+40/(a60-a100)*

43、(a60-a) 式中,a60=60,a100=200, a=23.4212 计算可得 Na=49.5489 根据下式对三项指标综合评分：NM=(Nf+ND+Na)/3= 77.5679 5.5 转向轻便性实验： 图 39 Matlab 中设置的路径曲线 图 40 纵向位移与侧向位移关系曲线 图 41 方向盘转角随时间变化关系曲线 图 42 方向盘作用力矩随时间变化曲线 图 43 试验车速随时间变化曲线 转向轻便性实验是评价驾驶员操纵汽车转向盘轻重程度的一种方法，转向系的运动 阻力包括：转向系各零部件之间的摩擦力，轮胎与路面之间的摩擦力，运动速度变化时 零部件的惯性力和轮胎和前轮定位而引起的回正力矩等，这些力与力矩的测量一般是在 汽车低速行驶时进行，测量的参数包括：转向盘力矩、转向盘转角、转向盘直径和车速， 它与操纵稳定性其他实验项目一起，共同评价汽车的操纵稳定性。 仿真条件根据国标 GB/T 6323.5-1994汽车操纵稳定性试验方法-转向轻便性实验 规定，路面为干燥、平坦而清洁的水泥混泥土或沥青路面,取路面摩擦系数为 0.95，双扭 线轨迹的极坐标方程为： *(cos(2* )ldsqrt 轨迹上任意点的曲率半径 R 按下式进行计算： /( *(2* )Rds