電動(dòng)方程式賽車懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)與仿真＊

萬(wàn)大千，李天宇，劉樹民，陳松利

（內(nèi)蒙古農(nóng)業(yè)大學(xué) 能源與交通工程學(xué)院，內(nèi)蒙古 呼和浩特 010018）

前言

懸架系統(tǒng)是賽車上尤為重要的部分之一，懸架系統(tǒng)的好壞，某種程度上決定了賽車的整體性能的優(yōu)劣。懸架將車身與車輪連接起來(lái)，傳遞了一切在車輪和車軸作用的力和力矩于車身，保證了汽車的平順性和操作穩(wěn)定性，使車輪的運(yùn)動(dòng)特性平穩(wěn)[1-3]。設(shè)計(jì)中還要考慮結(jié)構(gòu)盡量緊湊、空間尺寸要較小，在降低懸架質(zhì)量的同時(shí)，也要保證懸架有足夠的強(qiáng)度。懸架系統(tǒng)在滿足良好的機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)前提下，還需要滿足汽車在行駛過(guò)程中對(duì)懸架的運(yùn)動(dòng)要求[4]。

1 懸架類型選擇

懸架的分類從結(jié)構(gòu)上可以分為獨(dú)立懸架和非獨(dú)立懸架，非獨(dú)立懸架由于車輛內(nèi)部空間的有限，鋼板彈簧長(zhǎng)度不夠（尤其是前懸架），會(huì)使其剛度變的更大，因此車輛相對(duì)不太平穩(wěn)，平順性較差。故本設(shè)計(jì)為獨(dú)立懸架。根據(jù)上臂和下臂的臂長(zhǎng)是否等長(zhǎng)，又將雙橫臂式獨(dú)立懸架分為等長(zhǎng)雙橫臂懸架和不等長(zhǎng)雙橫臂懸架兩種[5]。當(dāng)車輪上下晃動(dòng)時(shí)，同長(zhǎng)度的雙橫臂懸架的軌道長(zhǎng)度變化較大，輪胎磨損較大，目前已很少使用。因?yàn)橘愜噷?duì)于速度要求極高，所以行駛起來(lái)的穩(wěn)定性要求也很高，結(jié)合成本和結(jié)構(gòu)等各方面設(shè)計(jì)，通常都采用不等長(zhǎng)雙橫臂懸架。參考國(guó)內(nèi)外懸架設(shè)計(jì)方案，并根據(jù)懸架設(shè)計(jì)的競(jìng)爭(zhēng)規(guī)則要求，懸架的制造、裝配、可靠性和其他因素，最后確定本賽車懸架設(shè)計(jì)使用推桿不等長(zhǎng)雙橫臂式獨(dú)立懸架[6]。

2 懸架參數(shù)設(shè)計(jì)

2.1 車輪定位參數(shù)設(shè)計(jì)

車輪定位參數(shù)包括了車輪外傾角、主銷內(nèi)傾角、主銷后傾角和前束角，以確保前輪在底盤上的精確位置。它們的主要功能是保證汽車在直行和拐彎的時(shí)候擁有更好的穩(wěn)定性，拐彎時(shí)可以使前輪轉(zhuǎn)向后車輪可以自動(dòng)返回為正。同時(shí)，要求前束和外傾有的數(shù)值合理，這樣才可以使車輪在直行或拐彎的時(shí)候損傷最小[7]。

根據(jù)FSAE賽車的結(jié)構(gòu)，賽車車輪定位參數(shù)的選取范圍，如表1所示。

表1 FSAE賽車車輪定位參數(shù)范圍

現(xiàn)在通常將負(fù)的外傾角作為賽車車輪的設(shè)計(jì)，同時(shí)搭配負(fù)前束，這么搭配的原因是在賽車如果在高速轉(zhuǎn)彎的時(shí)候，負(fù)外傾可以抵消掉因離心力而加大的外輪外傾角，同時(shí)由于采用了負(fù)前束角，賽車行駛更加穩(wěn)定，轉(zhuǎn)外時(shí)也可以以更短的時(shí)間響應(yīng)[8]。通過(guò)對(duì)不同因素的綜合考慮，賽車車輪定位參數(shù)如表2所示。

表2 賽車車輪定位參數(shù)

2.2 剛度計(jì)算

懸架各種剛度可以通過(guò)選定懸架偏頻來(lái)逐步計(jì)算。汽車種類的不同，偏頻也是各不相同的，一般為表3所示。

表3 不同類型汽車的偏頻取值范圍

偏頻是表現(xiàn)汽車操控穩(wěn)定性和平順性的重要數(shù)據(jù)，一般來(lái)說(shuō)偏頻高，懸架硬度高，操控性能較好；偏頻低，懸架硬度低，行駛平順性更好[9]。

偏頻的選取規(guī)則：

（1）前懸架和后懸架的偏頻不能一樣，否則會(huì)發(fā)生共振現(xiàn)象，對(duì)賽車造成一定損傷。

（2）在日常的普通汽車上，前懸架的偏頻一般比較低，后懸架的偏頻則一般比較高，這樣汽車乘坐起來(lái)較為舒適。

（3）對(duì)于賽車來(lái)說(shuō)，為了使賽車在高速行駛下操作性比較好，所以一般前懸架偏頻比較高，后懸架偏頻則低一些。

整體參考國(guó)內(nèi)外賽車前后偏頻一般在2.4Hz-3.4Hz，且前高后低。初定偏頻為：

初定整車基本參數(shù)如表4所示。

表4 整車參數(shù)

前軸左右車輪簧上質(zhì)量：

后軸左右車輪簧上質(zhì)量：

乘適剛度是車輪接地點(diǎn)單位垂直位移時(shí)受到的垂直方向的力。前軸單側(cè)懸架乘適剛度：

后軸單側(cè)懸架乘適剛度：

車輪中心剛度是車輪中心單位垂直位移時(shí)受到的垂直方向的力。已知輪胎剛度KT=103546N/m。

前懸車輪中心剛度：

后懸車輪中心剛度：

前懸側(cè)傾角剛度：

后懸側(cè)傾角剛度：

側(cè)傾增益：

式中：

Ay——側(cè)向加速度；（取最大值1.6g）

Θ——車身傾側(cè)角。

因橫向加速度引起的前軸載荷轉(zhuǎn)移：

因橫向加速度引起的后軸載荷轉(zhuǎn)移：

前懸架真實(shí)上跳行程：

后懸架真實(shí)上跳行程：

依據(jù)懸架幾何，前后懸架的傳動(dòng)比確定為：

前懸架彈簧剛度為：

后懸架彈簧剛度為：

前懸架彈簧實(shí)際行程：

后懸架彈簧實(shí)際行程：

將設(shè)計(jì)所得的懸架基本參數(shù)全部匯總于表5中，如表5所示。

表5 懸架基本參數(shù)

3 懸架重要部件設(shè)計(jì)

3.1 轉(zhuǎn)向節(jié)設(shè)計(jì)

本次賽車的設(shè)計(jì)方案為前輪需要轉(zhuǎn)向，但是后輪卻不需要轉(zhuǎn)向，所以轉(zhuǎn)向節(jié)前后采用不同的設(shè)計(jì)方式。在前轉(zhuǎn)向節(jié)上控制臂外端的球頭銷分別安裝上下端螺栓孔，中間為軸承孔和軸肩，下邊為轉(zhuǎn)向節(jié)臂，為了安裝轉(zhuǎn)向橫拉桿外端球銷，在上邊設(shè)有安裝上了制動(dòng)鉗的支架，如圖1所示。后輪由于不需要轉(zhuǎn)向，所以懸架上有兩根控制臂，轉(zhuǎn)向節(jié)上單也設(shè)有兩個(gè)安裝點(diǎn)位。如圖2所示。為了使懸架的總質(zhì)量減輕并且能保證有要求的剛度強(qiáng)度，本賽車前后轉(zhuǎn)向節(jié)都采用為高強(qiáng)度鋁合金2024材料制造。保證強(qiáng)度剛度的要求下，適當(dāng)在轉(zhuǎn)向節(jié)上挖一些孔，還可以有效減輕轉(zhuǎn)向節(jié)的質(zhì)量。

圖1 前轉(zhuǎn)向節(jié)

圖2 后轉(zhuǎn)向節(jié)

3.2 控制臂設(shè)計(jì)

圖3 下控制臂

圖4 上控制臂

用兩根鋼管以一定的角度焊接而形成控制臂，在兩根鋼管的交叉處再焊接一根短鋼管。另外還有一根外徑更低一些的短鋼管焊接至短鋼管內(nèi)。小鋼管內(nèi)表面有紋路，用做連接球頭銷的球柄，因此控制臂可以和轉(zhuǎn)向節(jié)相連。在控制臂的內(nèi)側(cè)擁有同樣的做工，以做到將控制臂安裝至車架上。因?yàn)橥茥U要連接到下控制臂，所以在兩鋼管連接的上方安裝了有螺栓孔的鋼板支架，如圖3所示。因?yàn)橘愜囋谛旭傔^(guò)程中，下控制臂往往受到更大的力，所以鋼板支架一般安裝在懸架控制臂的交匯點(diǎn)，以做到抗彎能力較好。上控制臂如圖4所示。

3.3 搖臂設(shè)計(jì)

因?yàn)榍昂髴壹艿姆纻?cè)傾桿和推桿等的安裝地方不同，所以前、后搖擺的整體樣子也不相同。前搖臂和后搖臂都應(yīng)用為可四鉸鏈?zhǔn)剑粋€(gè)為軸銷式鉸鏈安裝到車架上，使搖臂可以環(huán)著鉸鏈轉(zhuǎn)動(dòng)，一個(gè)球銷鉸鏈連到推桿，一個(gè)球銷鉸鏈連到減震器，最后一個(gè)則和防傾斜桿相連。懸架的傳動(dòng)比的值受到搖臂的狀態(tài)所影響，在賽車行駛過(guò)程中導(dǎo)致懸架有所跳動(dòng)的狀態(tài)下，搖臂受到的力很大，為了保證搖臂的剛度和安裝的精密，則制作材料選用45鋼進(jìn)行制造加工。前、后搖臂分別如圖5、6所示。

圖5 前搖臂

圖6 后搖臂

3.4 防側(cè)傾設(shè)計(jì)

前后側(cè)傾桿均為U型設(shè)計(jì)，部件的直桿部分和水平桿部分由球頭銷相連。為了方便調(diào)整賽車傾斜剛度，扭力桿制作為可以替換的方式。如圖7所示。

圖7 防傾斜桿

圖8 前懸架裝配圖

利用CATIA軟件的旋轉(zhuǎn)和部分隱藏功能，可以直觀地了解零部件的尺寸[1]，將懸架所有零件裝配，可得到如圖所示的前后懸架裝配模型。如圖8和9所示。

圖9 后懸架裝配圖

4 懸架重要部件仿真分析

4.1 搖臂分析

首先對(duì)前后搖臂采用進(jìn)行三維建模，建模各坐標(biāo)如表6所示。然后用45鋼進(jìn)行制造并進(jìn)行應(yīng)力分析，材料屬性如表7所示。

表6 搖臂建模各點(diǎn)的坐標(biāo)

表7 剛材料屬性

前搖臂的應(yīng)力分布如圖10所示。最大范式應(yīng)力為161.74MPa，發(fā)生在了前搖臂和減震器連接點(diǎn)處。但是最大應(yīng)力值小于45鋼的應(yīng)力最大值，所以前搖臂的結(jié)構(gòu)處于正常范圍內(nèi)。

圖10 前搖臂應(yīng)力分布圖

后搖臂的應(yīng)力分布圖如11所示。最大應(yīng)力為241.8MPa，發(fā)生在肋板的邊緣處，可以考慮增大倒圓的半徑來(lái)減少應(yīng)力[2]，但此應(yīng)力依然小于45鋼應(yīng)力最大值，所以后搖臂的結(jié)構(gòu)也在安全范圍內(nèi)。

圖11 后搖臂應(yīng)力分布圖

4.2 轉(zhuǎn)向節(jié)分析

對(duì)轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行三維建模，前轉(zhuǎn)向節(jié)建模各坐標(biāo)如表8所示。并用高強(qiáng)度鋁合金2024進(jìn)行制造并進(jìn)行應(yīng)力分析，材料屬性如表9所示。

表8 前轉(zhuǎn)向節(jié)建模各點(diǎn)坐標(biāo)

表9 材料屬性

前轉(zhuǎn)向節(jié)應(yīng)力圖如12所示。其中應(yīng)力最大值為55.5MPa，發(fā)生在制動(dòng)卡鉗連接點(diǎn)處，此處與制動(dòng)鉗相連，安裝制動(dòng)卡鉗的螺栓孔由于受到制動(dòng)力的沖擊，造成了此處承受較大應(yīng)力，但應(yīng)力遠(yuǎn)低于2024高強(qiáng)度鋁合金的極限應(yīng)力，所以整個(gè)轉(zhuǎn)向節(jié)的結(jié)構(gòu)剛度為安全的范圍。

圖12 前轉(zhuǎn)向節(jié)應(yīng)力分布圖

5 總結(jié)

首先按照電動(dòng)方程式賽車制作要求，進(jìn)行電動(dòng)方程式賽車的懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)，通過(guò)綜合比較各個(gè)類型的懸架及其特點(diǎn)，最終選擇不等長(zhǎng)雙橫臂懸架進(jìn)行設(shè)計(jì)，根據(jù)制定的整車參數(shù)，以及車輪定位參數(shù)設(shè)計(jì)，計(jì)算懸架的剛度，確定懸架的基本參數(shù)。然后對(duì)懸架的重要零部件選取合適的材料，進(jìn)行規(guī)劃設(shè)計(jì)，并用CATIA軟件進(jìn)行建模，對(duì)各重要部分進(jìn)行懸架裝配。最后通過(guò)ANSYS軟件對(duì)懸架的重要零部件進(jìn)行仿真分析，得出所受應(yīng)力最大值未超過(guò)材料所能承受的極限應(yīng)力值，說(shuō)明本懸架設(shè)計(jì)參數(shù)均在安全的范圍內(nèi)，能滿足賽事要求。研究成果將為今后的電動(dòng)方程式賽車懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)提供一定的參考。