FSAE賽車雙橫臂懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)

李 飛,吳華偉,姜 杰

(1.湖北文理學(xué)院 機(jī)械與汽車工程學(xué)院, 湖北 襄陽 441053；2.純電動(dòng)汽車動(dòng)力系統(tǒng)設(shè)計(jì)與測試湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 湖北 襄陽 441053)

懸架系統(tǒng)是賽車的重要總成之一，對賽車性能有很大影響[1-2]。雙橫臂式懸架由于具有強(qiáng)度高和耐沖擊的特點(diǎn)，被廣泛應(yīng)用于FSAE賽車和乘用車。該種結(jié)構(gòu)中只要合理地設(shè)計(jì)上下橫臂長度及其與水平線之間的角度、主銷下點(diǎn)距地面的高度、主銷長度、主銷傾角等參數(shù)，就可獲得側(cè)傾中心位置和輪距、車輪定位參數(shù)等的有利變化規(guī)律。因此如何設(shè)計(jì)FSAE賽車雙橫臂懸架系統(tǒng)是一個(gè)非常重要的課題。

FSAE大賽研發(fā)周期較短，出于車隊(duì)對技術(shù)的保密需要，國內(nèi)外有關(guān)懸架系統(tǒng)詳細(xì)設(shè)計(jì)方法的文獻(xiàn)相對較少[3]。由于上述原因，本文較為全面地介紹了FSAE賽車雙橫臂懸架系統(tǒng)的設(shè)計(jì)方法，完成了懸架主要參數(shù)及其導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算，并利用CATIA建立懸架系統(tǒng)模型。在此基礎(chǔ)上，運(yùn)用ANSYA對前懸立柱、搖臂進(jìn)行有限元分析。分析結(jié)果表明：零件滿足材料的強(qiáng)度要求。

1 整車參數(shù)

在賽車設(shè)計(jì)、總布置、零件設(shè)計(jì)和裝配之前，需要跟據(jù)大賽規(guī)則和所涉項(xiàng)目設(shè)定賽車的加速性、制動(dòng)性、操縱穩(wěn)定性、耐久性等基準(zhǔn)目標(biāo)。

若已知整車質(zhì)量和質(zhì)心位置，就可以制定賽車的基本制動(dòng)性能。已知前后輪的輪胎特性和質(zhì)心位置，就可制定賽車的轉(zhuǎn)向特性[4]。由于這些參數(shù)在基準(zhǔn)目標(biāo)的設(shè)定階段還未正式確定，故可先對未定參數(shù)進(jìn)行測算或?qū)Ρ仁褂蒙洗螀①愜囕v的參數(shù)進(jìn)行假設(shè)，以使其符合基準(zhǔn)目標(biāo)。表1為賽車的整車設(shè)計(jì)參數(shù)。

2 懸架主要參數(shù)的確定

汽車在轉(zhuǎn)向過程中載荷會(huì)發(fā)生轉(zhuǎn)移,載荷轉(zhuǎn)移量過大會(huì)引起汽車的側(cè)翻。本文以保證賽車具有盡可能高的側(cè)傾加速度為出發(fā)點(diǎn)進(jìn)行懸架主要參數(shù)的確定，以提高賽車的極限過彎性能。

表1 FASE賽車整車設(shè)計(jì)參數(shù)

2.1 懸架靜撓度

2.2 懸架線剛度和車輪中心剛度

懸架線剛度是指輪胎接地面相對于車身變化單位垂直位移所需要的外力。設(shè)計(jì)輪胎跳動(dòng)行程Z為±30 mm，由前后懸輪荷計(jì)算懸架線剛度：

(1)

車輪中心剛度可等效為懸架線剛度和輪胎剛度的串聯(lián)值。根據(jù)彈簧串聯(lián)公式，得出懸架的車輪中心剛度的計(jì)算公式：

(2)

2.3 彈簧剛度及懸架傳遞比

根據(jù)現(xiàn)有彈簧規(guī)格選取彈簧，確定前后懸架的彈簧剛度及彈簧安裝長度[6-7]。前懸架取350 lb/in的彈簧，剛度Ks1=61.29 kN/m。后懸架選取300 lb/in的彈簧，剛度Ks2=52.53 kN/m。

懸架傳遞比是指車輪中心瞬間位移與減震器瞬間位移之比，由彈簧剛度和車輪中心剛度計(jì)算傳遞比：

(3)

2.4 懸架側(cè)傾角剛度

側(cè)傾角剛度即在車架側(cè)傾單位轉(zhuǎn)角時(shí)懸架系統(tǒng)給車架總的彈性恢復(fù)力矩[8]。懸架側(cè)傾角剛度計(jì)算公式為

(4)

2.5 偏頻

懸架偏頻是指汽車簧上質(zhì)量無阻尼情況下的固有頻率。偏頻的高低對應(yīng)懸架的軟硬程度。懸架偏軟，可以減緩路面對車輛的沖擊，提高車輛行駛中的平順性；懸架偏硬，更利于車手操縱，提高車輛的操縱穩(wěn)定性。偏頻計(jì)算公式為

(5)

式中m為懸架簧上質(zhì)量。

2.6 側(cè)傾增益

側(cè)傾增益是指賽車側(cè)傾加速度Ay為1g時(shí)車架或車身的側(cè)傾轉(zhuǎn)過角度，其計(jì)算公式如下：

(6)

式中：H為質(zhì)心到側(cè)傾軸線的距離；KφF、KφR分別為前后懸架側(cè)傾角剛度。

根據(jù)此懸架主要參數(shù)的計(jì)算方法設(shè)計(jì)的雙橫臂懸架系統(tǒng)具有處于極限的側(cè)傾加速度和較好的轉(zhuǎn)向特性。由式(1)～(6)得到的懸架主要參數(shù)計(jì)算值如表2所示。

3 懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)及CATIA三維建模

3.1 車輪定位參數(shù)

考慮 FSAE 賽車的行駛穩(wěn)定性、轉(zhuǎn)向性能以及賽車偏離直線行駛時(shí)的自動(dòng)回正力矩等影響[9]，確定出FSAE賽車的車輪定位參數(shù)，如表3所示。

表2 懸架主要參數(shù)計(jì)算值

表3 FSAE賽車車輪定位參數(shù) (°)

3.2 側(cè)傾中心高度

雙橫臂獨(dú)立懸架的側(cè)傾中心由圖1中w點(diǎn)位置所示。圖1所示P點(diǎn)位置即為轉(zhuǎn)動(dòng)瞬心，P點(diǎn)的高度影響賽車行駛過程中輪距的變化。設(shè)定側(cè)傾中心離地高度的初始值為:前輪 10～15 mm;后輪 20～25 mm。根據(jù)賽車的總布置方案，設(shè)定的車輪定位參數(shù)及懸架空間尺寸需滿足大賽規(guī)則等要求。通過CATIA幾何作圖方法，約束初選的側(cè)傾中心高度，可初步確定雙橫臂內(nèi)點(diǎn)位置坐標(biāo)、外傾變化率、主銷偏置距、上下橫臂長度及其與水平線之間的角度、橫臂安裝位置等參數(shù)。

雙橫臂獨(dú)立懸架的側(cè)傾中心高度為

(7)

3.3 縱傾中心和抗俯仰角

縱傾中心如圖2(a)中的O點(diǎn)位置所示，對于雙橫臂式懸架系統(tǒng)，當(dāng)縱傾中心位置高于驅(qū)動(dòng)橋車輪中心位置時(shí)，可實(shí)現(xiàn)抗驅(qū)動(dòng)縱傾性。

懸架彈簧在壓縮時(shí)主銷后傾角增大，伸縮時(shí)主銷后傾角減小，會(huì)造成制動(dòng)時(shí)因主銷后傾角變大而在控制臂支架上產(chǎn)生防止制動(dòng)前俯的力矩，增強(qiáng)制動(dòng)穩(wěn)定性[10]。懸架下橫臂的抗前俯角為0°，上橫臂的抗前俯角為β2，如圖2(b)所示。為達(dá)到上述主銷后傾角的變化規(guī)律目標(biāo)，β2值設(shè)為-5°，其值的正負(fù)號按照右手法則確定。

圖1 側(cè)傾中心的幾何圖

圖2 縱向平面內(nèi)上下橫臂軸布置和抗俯角

3.4 CATIA三維建模

設(shè)計(jì)的FSAE賽車為雙橫臂推桿式懸架系統(tǒng),懸架左右對稱布置在車架上，裝有橫向穩(wěn)定桿且上下橫臂不等長。在CATIA創(chuàng)成式外形設(shè)計(jì)模塊中建立懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)模型，各零件模型導(dǎo)入裝配模塊中進(jìn)行懸架總裝配，懸架系統(tǒng)裝配模型如圖3所示。

4 懸架前立柱、搖臂設(shè)計(jì)和有限元分析

4.1 前立柱

根據(jù)主銷長度、主銷傾角和考慮立柱受力、定位及裝配關(guān)系等因素設(shè)定立柱的尺寸?；谳p量化的設(shè)計(jì)理念，對零件進(jìn)行合理選材及部分鏤空處理。

圖3 懸架系統(tǒng)裝配模型

計(jì)算賽車在急加速、急轉(zhuǎn)向工況下立柱上下端及轉(zhuǎn)向、制動(dòng)耳片的受力，將立柱模型導(dǎo)入ANSYA/Workbench有限元分析環(huán)境中。對前立柱相應(yīng)位置添加載荷和約束，分析立柱的應(yīng)力水平。前立柱設(shè)計(jì)模型及強(qiáng)度校核分析結(jié)果如圖4所示。由圖4可以得出：前立柱最大應(yīng)力、應(yīng)變發(fā)生在上橫臂與立柱連接點(diǎn)及其下端位置；最大應(yīng)力為151.41 MPa,最大應(yīng)變?yōu)?.002 111 7。根據(jù)7075鋁材的強(qiáng)度分析滿足材料的要求，設(shè)計(jì)合理。

圖4 立柱應(yīng)力分析

4.2 前搖臂

搖臂結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中，綜合考慮受力、輕量化和滿足懸架傳遞比的要求，計(jì)算搖臂4個(gè)連接孔的受力，運(yùn)用ANSYA分析相應(yīng)位置的應(yīng)力水平。搖臂設(shè)計(jì)模型及強(qiáng)度校核分析結(jié)果如圖5所示。圖5表明：最大應(yīng)力、應(yīng)變發(fā)生在搖臂與車架鉸鏈連接孔及其周邊位置；最大應(yīng)力為168.17 MPa,最大應(yīng)變?yōu)?.002 345 4。根據(jù)所選7075鋁材的強(qiáng)度分析，滿足材料的要求。

圖5 搖臂應(yīng)力分析

5 實(shí)車驗(yàn)證

為驗(yàn)證提出的賽車懸架主要參數(shù)和懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)方法的可靠性，以及前懸立柱、搖臂鏤空設(shè)計(jì)的合理性，使用湖北文理學(xué)院飛飏賽車對懸架系統(tǒng)穩(wěn)定性能進(jìn)行試驗(yàn)。試驗(yàn)用大學(xué)生方程式賽車如圖6所示。

圖6 試驗(yàn)用大學(xué)生方程式賽車

為便于對試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行分析，可通過賽車完成整圈穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)的最短時(shí)間來計(jì)算賽車的極限側(cè)向加速度，進(jìn)而評估賽車的操縱穩(wěn)定性。雖計(jì)算結(jié)果為平均側(cè)向加速度，但不影響所設(shè)計(jì)的懸架系統(tǒng)用于整車操縱穩(wěn)定性能的分析驗(yàn)證。整車試驗(yàn)結(jié)果見表4。

表4 整車試驗(yàn)結(jié)果

轉(zhuǎn)彎半徑/m 最大側(cè)向加速度計(jì)算值/g 最大側(cè)向加速度試驗(yàn)值/g41.1830.98281.2411.104121.3471.149151.4071.195201.4811.203

由表4可知:整圈穩(wěn)態(tài)回轉(zhuǎn)試驗(yàn)的最大側(cè)向加速度數(shù)據(jù)低于計(jì)算值。這是由多種因素綜合所致，包括懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的定位誤差、裝配誤差、試驗(yàn)員駕駛水平以及試驗(yàn)結(jié)果取平均值等。由試驗(yàn)結(jié)果可知:在不同的轉(zhuǎn)彎半徑下，設(shè)計(jì)的懸架系統(tǒng)在實(shí)車上獲得較高的極限側(cè)向加速度，說明賽車具有較好的操縱穩(wěn)定性。

6 結(jié)束語

本文以保證賽車具有盡可能高的側(cè)傾加速度為出發(fā)點(diǎn)進(jìn)行懸架主要參數(shù)的確定和導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)，以提高賽車的極限過彎性能。該方法使得賽車具有較好的平順性。

運(yùn)用ANSYA對前懸立柱、搖臂進(jìn)行有限元分析，分析出其應(yīng)變、應(yīng)力的最大值及其最大受力位置。仿真結(jié)果和實(shí)車經(jīng)驗(yàn)結(jié)果表明：鏤空處理后的零件滿足材料的強(qiáng)度要求，體現(xiàn)了輕量化設(shè)計(jì)的可靠性。

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