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 ZLCA_FRONT 219.8 -290.3 -1.2LCA_OUTER 288.5 -586.3 -102.3LCA_REAR 550.0 -283.0 14.16 SPRING_LWR_SEAT 308.722 -515.147 285.768STRUT_LWR_MOUNT 297.0 -577.2 95.4 TIEROD_INNER 144.3 -260.5 75.2TIEROD_OUTER 173.4 -610.7 -28.7TOP_MOUNT 323.0 -492.8 527.0WHEEL_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 ZPOWER_RERR 1673.858 22.600 141.759POWER_SIDE1 1047.719 262.369 62.742POWER_SIDE2 1016.569 -312.182 -17.7503.2.4 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 ZRACK_HOUSING_MOUNT 144.3 -240.5 75.2TIEROD_INNER 144.3 -260.5 75.2INTERMEDIATE_SHAFT_FRONT 157.103 -189.544 295.822INTERMEDIATE_SHAFT_REAR 353.62 -279.33 611.49PINION_PIVOT 144.31 -131.384 75.226STEERING_WHEEL_CENTER 694.815 -279.33 853.8293.2.7 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。