萬大千，李天宇，劉樹民，陳松利

（內蒙古農業(yè)大學 能源與交通工程學院，內蒙古 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，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，使車輪的運動特性平穩(wěn)[1-3]。設計中還要考慮結構盡量緊湊、空間尺寸要較小，在降低懸架質量的同時，也要保證懸架有足夠的強度。懸架系統(tǒng)在滿足良好的機構運動學前提下，還需要滿足汽車在行駛過程中對懸架的運動要求[4]。

1 懸架類型選擇

懸架的分類從結構上可以分為獨立懸架和非獨立懸架，非獨立懸架由于車輛內部空間的有限，鋼板彈簧長度不夠（尤其是前懸架），會使其剛度變的更大，因此車輛相對不太平穩(wěn)，平順性較差。故本設計為獨立懸架。根據(jù)上臂和下臂的臂長是否等長，又將雙橫臂式獨立懸架分為等長雙橫臂懸架和不等長雙橫臂懸架兩種[5]。當車輪上下晃動時，同長度的雙橫臂懸架的軌道長度變化較大，輪胎磨損較大，目前已很少使用。因為賽車對于速度要求極高，所以行駛起來的穩(wěn)定性要求也很高，結合成本和結構等各方面設計，通常都采用不等長雙橫臂懸架。參考國內外懸架設計方案，并根據(jù)懸架設計的競爭規(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計使用推桿不等長雙橫臂式獨立懸架[6]。

2 懸架參數(shù)設計

2.1 車輪定位參數(shù)設計

車輪定位參數(shù)包括了車輪外傾角、主銷內傾角、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候擁有更好的穩(wěn)定性，拐彎時可以使前輪轉向后車輪可以自動返回為正。同時，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候損傷最小[7]。

根據(jù)FSAE賽車的結構，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)在通常將負的外傾角作為賽車車輪的設計，同時搭配負前束，這么搭配的原因是在賽車如果在高速轉彎的時候，負外傾可以抵消掉因離心力而加大的外輪外傾角，同時由于采用了負前束角，賽車行駛更加穩(wěn)定，轉外時也可以以更短的時間響應[8]。通過對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 剛度計算

懸架各種剛度可以通過選定懸架偏頻來逐步計算。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)，一般來說偏頻高，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，否則會發(fā)生共振現(xiàn)象，對賽車造成一定損傷。

（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，這樣汽車乘坐起來較為舒適。

（3）對于賽車來說，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。

整體參考國內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量：

后軸左右車輪簧上質量：

乘適剛度是車輪接地點單位垂直位移時受到的垂直方向的力。前軸單側懸架乘適剛度：

后軸單側懸架乘適剛度：

車輪中心剛度是車輪中心單位垂直位移時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：

前懸側傾角剛度：

后懸側傾角剛度：

側傾增益：

式中：

Ay——側向加速度；（取最大值1.6g）

Θ——車身傾側角。

因橫向加速度引起的前軸載荷轉移：

因橫向加速度引起的后軸載荷轉移：

前懸架真實上跳行程：

后懸架真實上跳行程：

依據(jù)懸架幾何，前后懸架的傳動比確定為：

前懸架彈簧剛度為：

后懸架彈簧剛度為：

前懸架彈簧實際行程：

后懸架彈簧實際行程：

將設計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 懸架重要部件設計

3.1 轉向節(jié)設計

本次賽車的設計方案為前輪需要轉向，但是后輪卻不需要轉向，所以轉向節(jié)前后采用不同的設計方式。在前轉向節(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，下邊為轉向節(jié)臂，為了安裝轉向橫拉桿外端球銷，在上邊設有安裝上了制動鉗的支架，如圖1所示。后輪由于不需要轉向，所以懸架上有兩根控制臂，轉向節(jié)上單也設有兩個安裝點位。如圖2所示。為了使懸架的總質量減輕并且能保證有要求的剛度強度，本賽車前后轉向節(jié)都采用為高強度鋁合金2024材料制造。保證強度剛度的要求下，適當在轉向節(jié)上挖一些孔，還可以有效減輕轉向節(jié)的質量。

圖1 前轉向節(jié)

圖2 后轉向節(jié)

3.2 控制臂設計

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。小鋼管內表面有紋路，用做連接球頭銷的球柄，因此控制臂可以和轉向節(jié)相連。在控制臂的內側擁有同樣的做工，以做到將控制臂安裝至車架上。因為推桿要連接到下控制臂，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。因為賽車在行駛過程中，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，以做到抗彎能力較好。上控制臂如圖4所示。

3.3 搖臂設計

因為前后懸架的防側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用為可四鉸鏈式，一個為軸銷式鉸鏈安裝到車架上，使搖臂可以環(huán)著鉸鏈轉動，一個球銷鉸鏈連到推桿，一個球銷鉸鏈連到減震器，最后一個則和防傾斜桿相連。懸架的傳動比的值受到搖臂的狀態(tài)所影響，在賽車行駛過程中導致懸架有所跳動的狀態(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 防側傾設計

前后側傾桿均為U型設計，部件的直桿部分和水平桿部分由球頭銷相連。為了方便調整賽車傾斜剛度，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

首先對前后搖臂采用進行三維建模，建模各坐標如表6所示。然后用45鋼進行制造并進行應力分析，材料屬性如表7所示。

表6 搖臂建模各點的坐標

表7 剛材料屬性

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

圖10 前搖臂應力分布圖

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

圖11 后搖臂應力分布圖

4.2 轉向節(jié)分析

對轉向節(jié)進行三維建模，前轉向節(jié)建模各坐標如表8所示。并用高強度鋁合金2024進行制造并進行應力分析，材料屬性如表9所示。

表8 前轉向節(jié)建模各點坐標

表9 材料屬性

前轉向節(jié)應力圖如12所示。其中應力最大值為55.5MPa，發(fā)生在制動卡鉗連接點處，此處與制動鉗相連，安裝制動卡鉗的螺栓孔由于受到制動力的沖擊，造成了此處承受較大應力，但應力遠低于2024高強度鋁合金的極限應力，所以整個轉向節(jié)的結構剛度為安全的范圍。

圖12 前轉向節(jié)應力分布圖

5 總結

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