安嘉晨，臧利國*，陳博文,2，錢 程，柏宇星

FSAE賽車懸架的設(shè)計與研究

安嘉晨1，臧利國*1，陳博文1,2，錢 程1，柏宇星1

（1.南京工程學(xué)院 汽車與軌道交通學(xué)院，江蘇 南京 211167； 2.北汽重型汽車有限公司，江蘇 常州 213133）

基于大學(xué)生方程式汽車大賽（FSAE）比賽規(guī)則，分析了比賽對賽車懸架性能的要求，計算了相關(guān)的動力學(xué)參數(shù)，確定了懸架系統(tǒng)的形式并使用CATIA進行建模。在ADAMS中構(gòu)建了懸架的運動學(xué)模型，并分析了懸架模型在輪跳分析時相關(guān)性能指標(biāo)參數(shù)的變化范圍。仿真結(jié)果表明，所設(shè)計的懸架系統(tǒng)滿足規(guī)則要求，但車輪定位參數(shù)隨車輪上下跳動時的變化幅度較大，不利于操縱穩(wěn)定性。然后在ADAMS/Insight中基于車輪的定位參數(shù)對模型的硬點坐標(biāo)進行試驗設(shè)計（DOE）分析優(yōu)化，優(yōu)化前后的結(jié)果對比表明，優(yōu)化后車輪跳動時車輪定位參數(shù)的變化量顯著減小，賽車的性能得到了很好的改善。

FSAE；懸架系統(tǒng)；車輛運動學(xué)仿真

懸架是大學(xué)生方程式賽車的重要組成部分之一，國內(nèi)外各大高校與汽車生產(chǎn)廠商均給出了許多不同的懸架設(shè)計布置方案。石璇等[1]在設(shè)計懸架彈簧布置方式時，選取了雙橫臂搭配第三彈簧的設(shè)計結(jié)構(gòu)，并借助第三彈簧完成解耦。劉凱華等[2]采用了互聯(lián)雙橫臂獨立懸架的結(jié)構(gòu)設(shè)計，使得車輪定位參數(shù)在一定范圍內(nèi)得到有效控制，從而保證車輛良好的操縱穩(wěn)定性。王樂等[3]使用了多連桿式懸架，該懸架的空間自由度更為靈活，能為賽車提供更大的橫向及側(cè)向剛度，給予輪胎更好的抓地力。王德朝等[4]在CATIA建立了不等長雙橫臂前懸架模型，并把模型拆解為各個運動副做剛性連接，以簡化建模過程。鄧健賢等[5]利用ADAMS/Car建立懸架系統(tǒng)模型，先利用MATLAB制作一個設(shè)計界面，得出所有懸架系統(tǒng)參數(shù)后在ADAMS中構(gòu)建最終模型。陳剛等[6]在建立前懸架運動學(xué)模型時做了若干簡化和假設(shè)，將懸架簡化為一個多連桿機構(gòu)，假設(shè)其零部件連接不考慮間隙，各運動副視為剛性連接，減震器阻尼特性為線性，車輪上下跳動時不考慮車身運動。吳振昕等[7]結(jié)合數(shù)值計算方法和空間機構(gòu)運動學(xué)建立了雙橫臂獨立懸架運動學(xué)模型，并對懸架的K&C特性進行了仿真計算。張建等[8]在分析懸架的運動響應(yīng)時，設(shè)計了一種基于車輛加速度的懸架行程解耦算法以及一種通過懸架運動行程判別路面不平度的算法，并進行了道路試驗驗證該方案的可行性。SINDHWANI等[9]借助SolidWorks自主設(shè)計搖臂和橫臂，以改善人體工程學(xué)設(shè)計，通過早期整車參數(shù)估算整車重量，并推算每個車輪所分得的質(zhì)量進而推算整車的質(zhì)心位置。BALENA 等[10]借助多系統(tǒng)耦合仿真將懸架、轉(zhuǎn)向、制動等輸入全部設(shè)置在同一物理環(huán)境下進行模擬，并將懸架與底盤視作剛體，以減少仿真時的工作量。本文以國內(nèi)外高校大學(xué)生方程式賽車懸架系統(tǒng)的研究為支點，確定一套懸架系統(tǒng)的設(shè)計和選型方案。完成設(shè)計后將模型導(dǎo)入ADAMS中進行相關(guān)的運動學(xué)仿真及優(yōu)化，以改善設(shè)計的合理性及實用性。

1 懸架結(jié)構(gòu)的設(shè)計與選型

懸架系統(tǒng)在設(shè)計初期需要考慮大量因素，包括但不限于整車基本參數(shù)、各系統(tǒng)質(zhì)心分布、懸架布置形式、懸架硬點參數(shù)、懸架剛度計算、傳遞比和載荷計算、懸架零部件設(shè)計等。

1.1 懸架的基本設(shè)計思路

懸架的基本設(shè)計思路如圖1所示。

圖1 懸架設(shè)計技術(shù)路線圖

1.1.1確定基本參數(shù)

根據(jù)賽車已知的整車基本參數(shù)，在確定好發(fā)動機與傳動系的空間位置關(guān)系后，確定輪距、軸距等基本參數(shù)。取設(shè)計軸距為1 700 mm；前輪距為1 270 mm；后輪距為1 240 mm。

1.1.2確定各子系統(tǒng)質(zhì)量分布

本文借助虛擬樣機規(guī)劃整車各系統(tǒng)質(zhì)量分布和前后軸的載荷配比，最終確定各系統(tǒng)的空間位置和質(zhì)量分布。已知整車的設(shè)計滿載質(zhì)量約為330 kg，同時根據(jù)計算得到質(zhì)心距前軸距為933.53 mm，質(zhì)心距后軸距為766.47 mm。簡單計算可知前后軸載荷比分別為45%和55%，符合大學(xué)生方程式賽車的設(shè)計思路。

1.2 懸架的選型

根據(jù)大學(xué)生方程式汽車大賽（Formula Society of Automotive Engineers,FSAE）比賽規(guī)則，賽車必須裝有可自由工作、帶有減震器的懸架；且懸架行程不得小于50 mm，當(dāng)車手坐進賽車時能保證輪邊有上下25 mm的輪跳范圍[11]。綜合考慮空間布置、成本計劃等因素，雙橫臂式懸架是最理想的結(jié)構(gòu)方案。

由于賽車將采用半單體殼的設(shè)計方案，且綜合考慮到懸架系統(tǒng)的重心及彈性元件外部的空間布置等因素，前懸架擬采用雙橫臂直推式懸架，借助防傾桿來增加側(cè)傾剛度。后懸擬采用雙橫臂雙彈簧解耦懸架，用一根斜置彈簧控制側(cè)傾剛度，另一根橫置彈簧控制俯仰剛度。

1.3 懸架幾何參數(shù)設(shè)計

1.3.1車輪定位參數(shù)

車輪定位參數(shù)包括車輪外傾角、主銷后傾角、主銷內(nèi)傾角及車輪前束角。初步擬定車輪定位參數(shù)如表1所示，通過設(shè)定基本車輪定位參數(shù)來建立懸架硬點坐標(biāo)，后期根據(jù)車輪定位參數(shù)變化范圍進行懸架硬點參數(shù)優(yōu)化。

表1 初步擬定車輪定位角參數(shù) 單位：(°)

參數(shù)主銷內(nèi)傾角主銷后傾角車輪外傾角車輪前束角 前懸41-1-1 后懸1.952.4500

1.3.2剛度計算

在計算懸架剛度之前需要先確定懸架的偏頻，通常大學(xué)生方程式賽車的偏頻在2.4～4 Hz之間，并使前懸架略大于后懸架。根據(jù)公式計算并暫取前后懸架的偏頻f=3.2 Hz、r=2.8 Hz；計算前后軸單側(cè)載荷（去除車手質(zhì)量），得f=58.5 kg、r=71.5 kg；計算前后軸懸架適乘剛度，得RF= 23 649.15 N/m、RR=22 130.02 N/m。

車輪中心剛度指的是車輪中心相對車架垂直位移所受的垂向力，賽車擬采用13英寸輪胎，取徑向剛度T=100 700 N/m，根據(jù)式（1）、式（2）求解前后懸架車輪中心剛度WF、WR：

根據(jù)計算結(jié)果，選取前后車輪中心剛度WF、WR分別為30 909 N/m、28 363 N/m。

為研究整車在轉(zhuǎn)彎時懸架的運動場景，需要計算車身在經(jīng)過單位轉(zhuǎn)角扭轉(zhuǎn)時總的彈性恢復(fù)力矩，根據(jù)式（3）、式（4）計算前后懸架側(cè)傾角剛度KF、KR：

式中，f為前輪輪距，取1.27 m；r為后輪輪距，取1.24 m。計算得出前后懸架側(cè)傾角剛度KF、KR分別為435.1 Nm/(°)、380.58 Nm/(°)。

考慮到賽車在場地內(nèi)轉(zhuǎn)彎工況的模擬，假設(shè)賽車以=40 km/h的速度過彎，轉(zhuǎn)彎半徑為9 m，根據(jù)式（5）計算轉(zhuǎn)向時橫向加速度A為1.4。

A=2/() （5）

但在很多情況下，賽車轉(zhuǎn)彎工況貼近以1的橫向加速度過彎，賽車其以1的橫向加速度過彎時車架和車身側(cè)傾轉(zhuǎn)角的大小被稱之為側(cè)傾增益，根據(jù)式（6）計算側(cè)傾增益。

式中，為車身側(cè)傾角；為質(zhì)心到側(cè)傾軸線距離，取0.25 m，代入?yún)?shù)計算得側(cè)傾增益為-1.11 (°)/g；一般大學(xué)生方程式賽車的側(cè)傾增益約在1.0～1.8(°)/g，計算得出的1.11(°)/g在目標(biāo)參數(shù)合理置信區(qū)間內(nèi)，考慮到前懸架采用直推式懸架，會需要更多的側(cè)傾角剛度，故擬添加防傾桿。

由于轉(zhuǎn)彎產(chǎn)生了橫向加速度，從而導(dǎo)致側(cè)向發(fā)生了力的偏移，稱為載荷轉(zhuǎn)移。根據(jù)式（7）、式（8）計算前后軸因橫向加速度所引起的載荷轉(zhuǎn)移。

式中，RF、RR分別為前后懸架靜態(tài)側(cè)傾中心高度，分別取-6.4×10-3m、-4.4×10-3m；計算載荷轉(zhuǎn)移F、R分別為468 N、436 N。至此，根據(jù)載荷轉(zhuǎn)移反算懸架適乘剛度和懸架偏頻以證明擬定偏頻設(shè)計合理。

通過懸架幾何結(jié)構(gòu)確定前后懸架的傳遞比1=1.2、2=1.3；計算前后懸架的彈簧剛度得SF=44 508.96 N/m、SR=47 933.47 N/m；計算前后懸架彈簧的實際行程得SF=SR=0.02 m。

根據(jù)上述行程、剛度等計算挑選減震器彈簧，擬選擇型號RCP2S-190的山地車減震器，可調(diào)磅數(shù)550 lbs，磅數(shù)調(diào)節(jié)范圍方便后懸架解耦策略，需實車落地后調(diào)節(jié)預(yù)載荷來實現(xiàn)完全解耦。

1.3.3阻尼計算

在選擇好目標(biāo)減震器彈簧后，根據(jù)其設(shè)計生產(chǎn)參數(shù)計算減震器的阻尼系數(shù)：

2s=4s（9）

式中，為相對阻尼系數(shù)；s為簧上質(zhì)量，kg；為懸架偏頻，Hz。

減震器的相對阻尼系數(shù)決定了其減震效果，一般彈簧在設(shè)計時會把壓縮時的相對阻尼系數(shù)b取得更小，回彈時的相對阻尼系數(shù)r取得更大，即減震器在壓縮過程中的減震效果不如回彈時的減震效果明顯；在取b、r的時候，取平均相對阻尼系數(shù)a討論取值范圍。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取a=0.25～0.35，而在有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，a會取得略大；綜合考慮后，確定壓縮和回彈阻尼相對系數(shù)a=0.3、r=0.4。

根據(jù)式（10）－式（13）計算前后懸壓縮、回彈阻尼系數(shù)BF、RF、BR、RR：

將之前計算的前后軸單側(cè)載荷f、f，前后懸架偏頻f、r代入方程計算可得：前懸壓縮回彈阻尼系數(shù)分別為705 Ns/m、941 Ns/m；后懸壓縮回彈阻尼系數(shù)分別為617 Ns/m、823 Ns/m。

1.4 懸架零部件設(shè)計

1.4.1桿系設(shè)計

1.橫臂、推桿設(shè)計

在設(shè)計懸架橫臂時，需考慮桿系的尺寸選擇以及連接方式：從不同工況下懸架橫臂的應(yīng)力和變形情況以及加工的難易程度來考慮桿件的尺寸設(shè)計；綜合考慮后，擬采用外徑16 mm壁厚1.5 mm的鋼管作橫臂，配合螺紋焊接套、桿端軸承及吊耳焊接。并用12.9級M8塞打螺栓配合M6防松螺母對橫臂與立柱、車架安裝點進行裝配與連接。

因前懸架為直推式，當(dāng)賽車靜置于地面時，推桿多受到軸向力，故可適當(dāng)減小推桿尺寸來減少懸架系統(tǒng)的整體質(zhì)量；采用外徑14 mm壁厚1.5 mm鋼管配合螺紋焊接套進行焊接。

2.防傾桿、搖臂設(shè)計

擬通過設(shè)計U形防傾桿增加前懸架側(cè)傾角剛度。防傾桿通過搖臂與連接桿、扭臂、扭桿把左右懸架連接，將防傾桿布置在車內(nèi)底板，借助預(yù)埋件進行吊裝，合理布置空間。防傾桿的裝配如圖2所示。

圖2 防傾桿裝配模型

根據(jù)空間硬點圖設(shè)計搖臂外形，借助塞打螺栓和防松螺母連接各點，并根據(jù)有限元軟件仿真分析，在保證搖臂基本結(jié)構(gòu)性能的情況下適當(dāng)減料，以達到懸架系統(tǒng)輕量化的目的。

3.桿系裝配

桿系設(shè)計完成后在CATIA中進行整體裝配，并在運動模擬分析模塊（DMU）驗證懸架桿系運動范圍以及合理性。將減震器模型、搖臂、防傾桿、扭桿、推桿、橫臂、吊耳等依次連接，最終得到桿系裝配如圖3所示。

圖3 前懸架桿系裝配模型

1.4.2輪邊零部件設(shè)計

輪邊的正向設(shè)計思路為優(yōu)先考慮制動系，并計算發(fā)動機至差速器、傳動軸極限轉(zhuǎn)速來對軸承尺寸選型；同時考慮轉(zhuǎn)向系，確定立柱的大致輪廓和關(guān)鍵節(jié)點，在確定好上下橫臂的安裝點后設(shè)計其安裝方式；通過查閱資料確定軸承類型及型號，方便后期端蓋、保護罩、缸套的選型和設(shè)計；然后是轉(zhuǎn)向吊耳位置的設(shè)計，轉(zhuǎn)向吊耳的高度應(yīng)優(yōu)先考慮轉(zhuǎn)向梯形的布置；最后再考慮輪速傳感器的安裝位。

1.立柱及輪轂設(shè)計

立柱在輪邊零部件中最為重要，其具備為轉(zhuǎn)向拉桿提供連接點、為制動卡鉗提供安裝點、設(shè)置軸承安裝座、保證懸架橫臂硬點的安裝、設(shè)置傳感器安裝點等多項功能。立柱屬于簧下質(zhì)量部分，在設(shè)計中對其進行空間拓?fù)鋬?yōu)化分析，可去掉部分結(jié)構(gòu)以適當(dāng)減小其質(zhì)量。輪轂通過螺栓和輪輞連接，其運動規(guī)律與輪輞相互綁定；同時還具有安裝制動盤的功用。其中后輪轂需借助三球銷和花鍵軸傳遞半軸的力和力矩，同時可設(shè)計鋼套減少三球銷與輪轂的直接磨損。

2.輪邊裝配

完成設(shè)計后，用CATIA的DMU模塊檢查無機械干涉即可。將輪邊所有零部件進行裝配，包括但不限于：立柱、輪轂、端蓋、剎車盤、輪輞、輪胎、軸承等，具體裝配效果如圖4所示。

圖4 輪邊總裝模型

2 懸架系統(tǒng)的動力學(xué)建模與仿真

2.1 懸架系統(tǒng)運動學(xué)建模

在確定好懸架系統(tǒng)的總體設(shè)計后，在ADAMS/ Car模塊中建立懸架模型并添加運動副，最終建立的模型如圖5所示。

圖5 解耦懸架模型

2.2 懸架系統(tǒng)運動學(xué)仿真

FSAE規(guī)則規(guī)定：在有車手乘坐的情況下，賽車輪胎的跳動行程至少為50 mm[11]。所以在建模完成后切換至ADAMS/View模塊，預(yù)設(shè)輪胎空載時的車輪自由半徑為250 mm；車輪胎端面寬度為200 mm；扁平率為45%；垂向剛度為200 kN/m；徑向剛度為190 kN/m。分別對懸架進行靜載、平行輪跳、單側(cè)輪跳分析。

進入靜態(tài)載荷仿真模塊，由靜載仿真結(jié)果可知當(dāng)空載時，輪邊立柱受到的力約為570 N，方向垂直地面向上，符合預(yù)期，受力分析如圖6(a)所示。

為模擬賽車在起步或制動時的后仰和點頭情況，對賽車進行平行輪跳仿真；根據(jù)規(guī)則要求設(shè)計輪跳行程為±25 mm的仿真條件，觀察減震器和搖臂的運動狀況。受力以及力矩情況如圖6(b)所示。

當(dāng)賽車以1.4的加速度過彎時，需要驗證懸架系統(tǒng)的可靠性，設(shè)置單側(cè)輪跳工況分析來模擬過彎時的懸架運動過程。觀察懸架運動規(guī)律并分析解耦懸架中彈簧的實際運動方式。單側(cè)輪跳分析時，單側(cè)輪處于+25 mm位置時立柱的受力及力矩情況如圖6(c)所示，結(jié)果證明懸架系統(tǒng)可靠性良好。

2.3 輪胎定位參數(shù)分析

將硬點參數(shù)進行平行輪跳仿真試驗的數(shù)據(jù)進行后處理并利用ADAMS/Insight模塊作圖分析，橫坐標(biāo)為輪跳行程，縱坐標(biāo)為對應(yīng)車輪定位參數(shù)角變化；因車輪上下跳動工況一致，為優(yōu)化仿真設(shè)置并減少計算步驟，主要以正輪跳部分作為仿真行程設(shè)置，具體分析如圖7所示。

如圖7(a)所示，懸架設(shè)計硬點參數(shù)在平行輪跳時引起的車輪外傾角變化為0～?1°。處于靜平衡位置時外傾角為0°，變化率為0.9(°)/25 mm。

如圖7(b) 所示，懸架設(shè)計硬點參數(shù)在平行輪跳時引起的主銷后傾角變化為2.4～?2.95°。處于靜平衡位置時主銷后傾角為2.45°，變化率為0.5(°)/ 25 mm。

圖7 平行輪跳下車輪定位參數(shù)變化示意圖

如圖7(c)所示，懸架設(shè)計硬點參數(shù)在平行輪跳時引起的主銷內(nèi)傾角變化為1.9～?2.7°。處于靜平衡位置時主銷內(nèi)傾角為1.945°，變化率為0.83(°)/ 25 mm。

如圖7(d)所示，懸架設(shè)計硬點參數(shù)在平行輪跳時引起的前輪前束角變化為0～0.17°。處于靜平衡位置時車輪前束角為0°，變化率為0.17(°)/ 25 mm。

3 懸架系統(tǒng)運動學(xué)優(yōu)化

在進行輪胎定位參數(shù)的分析后，需進一步利用ADAMS/Insight模塊進行試驗設(shè)計（Design Of Experimen, DOE）優(yōu)化分析，通過設(shè)置優(yōu)化參數(shù)、目標(biāo)參數(shù)以及優(yōu)化方法和權(quán)重來實現(xiàn)對懸架的目標(biāo)參數(shù)優(yōu)化。

3.1 目標(biāo)參數(shù)優(yōu)化設(shè)置

通過修改懸架硬點坐標(biāo)來進行車輪定位參數(shù)的優(yōu)化，考慮到懸架系統(tǒng)與車架的連接點已經(jīng)確定，車輪輪距、軸距等參數(shù)基本無法修改。因此，在設(shè)置的過程中，不會對硬點的坐標(biāo)進行修改。因為左右懸架對稱設(shè)計，故選取單邊作為研究對象，擬挑選上下橫臂前點和后點的坐標(biāo)及坐標(biāo)、導(dǎo)向桿內(nèi)點坐標(biāo)及坐標(biāo)作為參數(shù)優(yōu)化的變量，四個車輪定位參數(shù)作為目標(biāo)優(yōu)化值。

設(shè)置參數(shù)后即可進入Insight模塊進行參數(shù)優(yōu)化，設(shè)定變量變化范圍在±3 mm之內(nèi)，計算方式采用線性計算，初步擬定4個目標(biāo)參數(shù)優(yōu)化權(quán)重均為1.0。優(yōu)化前后四個定位角參數(shù)如表2所示。

表2 優(yōu)化前后車輪定位角參數(shù)對比 單位：(°)

參數(shù)主銷內(nèi)傾角主銷后傾角車輪外傾角車輪前束角 優(yōu)化前1.952.4500 優(yōu)化后2.712.720.770.05

3.2 優(yōu)化后硬點參數(shù)DOE分析對比

將優(yōu)化后硬點參數(shù)進行單側(cè)輪跳仿真試驗的數(shù)據(jù)進行后處理，直接在原車輪定位參數(shù)的數(shù)據(jù)圖上添加優(yōu)化后的變化曲線，如圖8所示。

如圖8(a)所示，優(yōu)化后的懸架設(shè)計硬點參數(shù)在單側(cè)輪跳時引起的車輪外傾角變化為?0.7～0.75°。處于靜平衡位置時，車輪外傾角為0°，變化率為1.45(°)/50 mm。經(jīng)DOE分析優(yōu)化后，整體變化范圍減小，實現(xiàn)參數(shù)優(yōu)化目標(biāo)。

如圖8(b)所示，優(yōu)化后的懸架設(shè)計硬點參數(shù)在單側(cè)輪跳時引起的主銷后傾角變化為2.2～2.7°。處于靜平衡位置時，主銷后傾角為2.45°，變化率為0.5(°)/50 mm。經(jīng)DOE分析優(yōu)化后，整體變化范圍減小，實現(xiàn)參數(shù)優(yōu)化目標(biāo)。

如圖8(c)所示，優(yōu)化后的懸架設(shè)計硬點參數(shù)在單側(cè)輪跳時引起的主銷內(nèi)傾角變化為1.25～2.75°。處于靜平衡位置時，主銷內(nèi)傾角為1.95°，變化率為1.5(°)/50 mm。經(jīng)DOE分析優(yōu)化后，整體變化范圍減小，實現(xiàn)參數(shù)優(yōu)化目標(biāo)。

如圖8(d)所示，優(yōu)化后的懸架設(shè)計硬點參數(shù)在單側(cè)輪跳時引起的車輪前束角變化為?0.15～0.15°。處于靜平衡位置時，車輪前束角為0°，變化率0.3(°)/50 mm。因后懸架無轉(zhuǎn)向機構(gòu)，僅設(shè)置導(dǎo)向桿用于約束車輪隨動轉(zhuǎn)向，圖中縱坐標(biāo)表示的束角變化范圍變化值小于0.5°，屬于合理變化范圍。

4 總結(jié)

1）基于FSAE比賽規(guī)則并采用正向設(shè)計思路提出了一套大學(xué)生方程式賽車懸架系統(tǒng)的設(shè)計方案，根據(jù)整車的布置特點確定了懸架具體的幾何參數(shù)，進行了懸架設(shè)計參數(shù)的計算及構(gòu)件選型，并在CATIA中進行了建模。

2）在ADAMS/Car和ADAMS/View中建模并分析了懸架的運動學(xué)性能，仿真的結(jié)果表明，所設(shè)計的懸架系統(tǒng)滿足比賽規(guī)則要求。

3）在ADAMS/Insight中基于車輪的定位參數(shù)對懸架的硬點坐標(biāo)進行了DOE分析優(yōu)化。優(yōu)化前后仿真結(jié)果的對比表明，優(yōu)化后車輪跳動時賽車的性能得到了很好的改善。

4）在后期懸架的實際制造及調(diào)試過程中已對模型構(gòu)建方法及仿真分析數(shù)據(jù)進行了相關(guān)驗證，證明了本文所述內(nèi)容的合理性。

[1] 石璇,葉胤欣,彭育輝.基于第三彈簧結(jié)構(gòu)的前懸架俯仰運動分析[J].時代汽車,2020(8):79-82.

[2] 劉凱華,王慶,李強.裝有互聯(lián)雙橫臂獨立懸架的方程式賽車仿真分析[J].浙江科技學(xué)院學(xué)報,2019,31(3): 239-246,252.

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Design and Research of FSAE Racing Suspension

AN Jiachen1, ZANG Liguo*1, CHEN Bowen1,2, QIAN Cheng1, BAI Yuxing1

( 1.School of Automobile and Rail Transit, Nanjing Institute of Technology, Nanjing 211167, China; 2.BAIC Heavy Truck Company Limited, Changzhou 213133, China )

Based on the formula society of automotive engineers(FSAE) competition rules, the requirements of the race on the suspension performance of the racing car are analyzed, the relevant dynamic parameters are calculated, the form of the suspension system is determined and modeled in CATIA. In ADAMS, the kinematics model of the suspension is constructed, and the variation range of the relevant performance index parameters of the suspension model during the wheel jump analysis is analyzed. The simulation results show that the designed suspension system meets the requirements of the rules, but the wheel alignment parameters change greatly with the vertical displacement of the wheel, which is not conducive to the handling stability. In ADAMS/Insight, the design of experimen (DOE) analysis and optimization of the hard point coordinates of the model are carried out based on the positioning parameters of the wheels. The comparison results show that the amount of change in wheel alignment parameters when the wheel runout after optimization is significantly reduced, and the performance of the car is well improved.

FSAE; Suspension system; Vehicle kinematics simulation

U469.6+96

A

1671-7988(2023)20-51-08

10.16638/j.cnki.1671-7988.2023.020.011

安嘉晨（2000－），男，研究方向為汽車動力學(xué)，E-mail:1426547879@qq.com。

臧利國（1986－），男，博士，教授，研究方向為車輛系統(tǒng)動力學(xué)與控制，E-mail:zangliguo1986@163.com。

江蘇省大學(xué)生實踐創(chuàng)新訓(xùn)練計劃項目（202111276027Z）；南京工程學(xué)院科研基金（CKJA202205）。