方程式赛车前悬架结构设计与分析

方程式赛车前悬架结构设计与分析STRUCTURALDESIGNANDANALYSISOFFRONTFORMULARACINGSUSPENSION目录摘要 方程式赛车前悬架结构设计与分析摘要：本文根据中国大学生方程式汽车大赛比赛要求，设计了赛车前悬架结构并进行仿真分析。第一步，根据大赛规则与赛事经验确定前悬架为双横臂独立悬架；第二步，计算前悬架关键性能参数并设计三维结构；第三步，为了提高赛车的操作稳定性，在ADAMS软件中对前悬架进行双轮同向跳动仿真，得到相应的结果后在Insight模块中进行优化分析，获得灵敏度较高的变量后进行二次双轮同向跳动仿真，通过对比优化前后的车轮定位参数随轮跳的变化趋势发现：优化后的车轮定位参数能在合理范围内变化，赛车操作稳定性得到一定的提高；第四步，通过ANSYSWorkbench软件对赛车前悬架立柱进行强度校核，结果显示各部件变形和应力均满足设计要求。根据优化后的参数制造了赛车前悬架，参加了2018年中国大学生方程式汽车大赛，取得了优异成绩。关键词：方程式赛车；前悬架；结构设计；仿真分析STRUCTURALDESIGNANDANALYSISOFFRONTFORMULARACINGSUSPENSIONAbstract:ThispaperdesignsandanalysisthestructureofthefrontsuspensionoftheracingcaraccordingtotherequirementsoftheChineseUniversityFormulaRacingcompetition.Thefirststepistodeterminethefrontsuspensionasadoublewishboneindependentsuspensionaccordingtotherulesofthecompetitionandtheexperienceofthecompetition;thesecondstepistocalculatethekeyperformanceparametersofthefrontsuspensionanddesignthethree-dimensionalstructure;thethirdstep,inordertoimprovetheoperationalstabilityofthecar,IntheADAMSsoftware,thefrontsuspensionissimulatedinthetwo-wheelco-directionalrunout.Afterobtainingthecorrespondingresults,theoptimizationanalysisiscarriedoutintheInsightmodule.Afterobtainingthehighsensitivityvariable,thesimulationofthesecondtwo-wheelco-directionalrunoutiscarriedout.Thewheelpositioningparameterschangewiththetrendofthewheeljump:theoptimizedwheelpositioningparameterscanbechangedwithinareasonablerange,andthestabilityoftheracingoperationisimproved.ThefourthstepistouseANSYSsoftwaretothemainforcecomponentsofthefrontsuspensionofthecar.Thefiniteelementanalysisshowsthatthedeformationandstressofeachcomponentmeetthedesignrequirements.Thefrontsuspensionofthecarwasbuiltaccordingtotheoptimizedparameters,andparticipatedinthe2018ChinaFormulaStudentCarCompetitionandachievedexcellentresults.Keywords:FormulaRacing;FrontSuspension;StructuralDesign;SimulationAnalysis1绪论1.1赛事简介及意义中国大学生方程式汽车大赛是一项面对高等院校汽车相关专业学生的比赛，由中国汽车工程学会主办，该比赛要求在校大学生自主设计并制造一辆小型方程式赛车去参加比赛，举办近十年来为国内培养了大量优秀汽车专业人才，赛事影响力也越来越大。该赛事通过8个项目进行评比，综合得分最高的学校获胜，其中各项目的内容和分值见表1所示。表1大赛项目及分值Table1Contestitemsandpoints项目分值项目分值赛车设计150八字绕环50营销报告75高速避障150成本分析100耐久测试300直线加速75效率测试100近年来，我国汽车行业得到较大发展，在中国汽车企业的大力支持下，大学生方程式赛车是一个集赛车设计、制造、组装、调试和驾驶比赛于一体的一场大型比赛项目。参赛者们假想自己作为公司的设计人员，考虑如何设计出一辆符合规则要求，性能优异，并且能够赚取商业利润的赛车。在这其中，许多除与汽车及相关专业以外的同学也加入比赛，展示他们在宣传、策划营销方面的才能。大赛目的在于：为各大高校的大学生提供一个相互交流和学习的机会，培养当代大学生的自主思考与学习的能力；另一方面，面对经济全球化的快速发展，顺应时代发展潮流，让中国方程式赛车能够走出国界，与世界接轨。这个比赛更为重要的意义是让世界人民看到中国大学生们的自主创新，自主合作的能力和精神，以此推动世界汽车行业的更好更快发展。科教兴国，人才强国，提高我国大学生综合素质，为我国汽车行业健康科学发展储备后备人才。大学生通过该赛事可以学到很多课本上学不到的东西，使得大学生的眼界不再局限于理论课本，实践是检验理论知识的唯一标准。1.2国内外对赛车悬架研究现状1.2.1国外研究现状密苏里大学罗拉分校的AnthonyR.Salinas认为悬架由于受过弯速度的限制只能在汽车动力学很狭隘的一个领域内运作，正如你所知道的，过弯速度又是受到跑道尺寸的限制。因此，FSAE悬架的设计应该严格遵守比赛的要求。例如，汽车的轮距和轴距是影响操作稳定性至关重要的因素。这两个方面不仅影响着载荷转移，同时还影响着过弯半径。劳伦斯科技大学的BadihA.Jawad和JasonBaumann认为良好的悬架必须采用良好的运动学设计，以保持轮胎尽可能垂直于路面，让悬架保持最佳阻尼和弹簧刚度以使得轮胎始终与地面接触，悬架部件在大负载下不会偏转，他们利用现代软件进行设计提高了可靠性，同时缩短了设计周期。1.2.2国内研究现状华南理工大学的吴健瑜以2010年华南理工大学方程式赛车队设计的第一辆赛车为研究背景。首先，通过分析现代汽车悬架类型与优缺点来引出方程式赛车悬架的三种常用类型；然后进行赛车悬架的具体性能参数的计算；最后利用仿真分析软件和有限元软件对悬架的设计可靠性进行评估和优化。昆明理工大学的龚航以昆明理工大学第五次参加中国大学生方程式汽车大赛为研究背景，着重介绍了赛车悬架系统的制造和测试过程，他利用Mastercam软件自己编程加工悬架零部件，同时还对悬架组装过程中的干涉问题进行了优化。在对悬架的测试过程中，介绍了车轮定位参数测试方式及不足之地，采集了避震器直线位移的数据并分析了大赛各项目的具体情况。1.3本文研究的内容与步骤本文根据赛事规则及经验设计了一种双横臂式赛车前悬架，其中主要设计了悬架的导向和传力机构：立柱、双横臂、推杆和摇臂。为了提高该设计的稳定性与可靠性，本文优化了赛车前悬架的硬点坐标，同时对前悬架关键部件立柱进行了有限元分析，通过现代设计手段及相关软件缩短了设计周期。本文对赛车前悬架的设计步骤为：（1）根据总布置参数和前悬架的基本结构，利用CAD绘制前悬架二维几何图，初步确定前悬架各个硬点的位置；（2）然后通过第一步确定的前悬架参数及赛事规则，计算前悬架性能参数；（3）将前悬架的硬点坐标在动力学软件ADAMS中建立虚拟仿真模型，对悬架的性能进行仿真分析并优化悬架定位参数随轮胎跳动的变化趋势；（4）悬架的所有参数优化确定后，建立力学模型，运用理论力学、材料力学及有限元分析软件ANSYS等对前悬架关键零部件进行强度校核；（5）用Solidworks软件建立前悬架的实体三维模型，最后将三维模型导出为二维工程图纸。2前悬架结构设计2.1悬架概述悬架是车架（或承载式车身）与车桥（或车轮）之间的一切传力连接装置的总称[1]。一方面，悬架能够将地面的力和载荷通过轮胎等传递到车架，同时起到一定的缓冲作用，使汽车行驶更加平稳；另一方面，保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动特性，保证汽车的操纵稳定性，使汽车获得高速行驶能力[2]。绝大部分汽车的悬架都是由弹性部件、避震器和传力导向装置构成，同时，为了使得汽车转向时的侧倾尽可能小,通常悬架还应包括横向稳定杆。2.2悬架设计要求汽车悬架的主要要求是[3]：（1）提供良好的驾乘和操控性能。这要求悬架具有垂直顺应性来隔离底盘，同时确保车轮以最小的轮胎负载波动来沿着道路轮廓行进；（2）操纵过程中保持转向控制。这要求车轮相对于路面保持在适当的位置；（3）确保车辆能够有效地响应并控制轮胎由于纵向制动或加速以及横向制动或加速侧偏所产生的力和力矩。这要求悬架几何设计成能抵抗车身后仰、前俯和侧倾的形状；（4）提供轮胎激励产生的高频振动隔离。这需要在悬架接头处进行适当的隔离，以防止路噪传递到车身；（5）提供必要的结构强度以抵抗施加在悬架上的负荷。2.3悬架结构选型2.3.1悬架分类总的来说，现代汽车的悬架主要可分为两大类：非独立悬架图（1a）和独立悬架图（1b）。其中非独立悬架就是指的左右两边车轮连在同一根轴上，这样两边轮胎的运动会相互影响，所以舒适性和操纵性都比较差，因此该类悬架多用在货车上；独立悬架则是指的左右两边车轮分别连在不同的轴上，单边轮胎的运动不会影响另一边轮胎的运动，可减少路面传递到车架的振动，从而得到较高的舒适性，该类悬架目前广泛应用于现代汽车中。（a）非独立悬架（b）独立悬架图1汽车悬架类型Fig1Carsuspensiontype独立悬架有多种类型，这里我们着重讨论一下横臂式悬架。横臂式悬架，顾名思义，就是指的在横向平面内的运动，通常有单横臂和双横臂之分。其中单横臂式的结构十分简单，但是其侧倾中心往往较高，在汽车高速行驶时稳定性较差，而且还会使得轮胎加速磨损，因此目前来说该类悬架应用较少；双横臂式悬架按上下横臂是否等长，又分为等长双横臂式和不等长双横臂式两种悬架图（2a，b）:等长双横臂式悬架在车轮上下跳动时，能保持主销倾角不变，但轮距变化大(与单横臂式相类似)，造成轮胎磨损严重，现已很少用[4]；不等长臂式的外倾几何关系通过抵消车身侧倾造成的外倾，能够改善外侧车轮的外倾角，但是内侧车轮通常产生不利的外倾角（等长平行的臂可消除内测车轮的不利状况，但失去外侧车轮的外倾补偿），同时，必须优化几何设计以使跳动和回弹时的轮距变化最小，避免轮胎过度磨损[5]。（a）等长（b）不等长图2双横臂式独立悬架Fig2Doublewishboneindependentsuspension2.3.2悬架选型由于赛车对操纵性能要求较高，为了保证高速行驶的稳定性，赛车离地间隙一般要求设计的尽可能小，同时考虑到赛车的制造成本及尺寸结构，赛车一般都采用不等长双横臂式独立悬架。大学生方程式赛车的悬架设计通常有两种方案:推杆不等长双横臂悬架（图3）和拉杆不等长双横臂悬架（图4），判别推杆和拉杆的方法：赛车静止在水平路面上时，推杆承受压缩力，拉杆承受拉伸力。图3推杆不等长双横臂悬架Fig3Pushrodunequallengthdoublewishbonesuspension图4拉杆不等长双横臂悬架Fig4Tierodunequallengthdoublewishbonesuspension采用推杆则减震器布置在车架中上部分，方便调节阻尼及更换弹簧，但同时会使得赛车重心上移且不利于车身流线型设计和安装；采用拉杆则减震器布置于车架底部，不方便调节阻尼或更换弹簧，但重心降低提高了赛车操纵稳定性，同时使得赛车布置更加紧凑。推、拉杆采用的材料是合金结构钢。合金钢、工具钢等高强度钢材，屈服极限较高，但塑性性能较差[6]（材料力学[6]表2-1可知合金结构钢的屈服极限很高而伸长率较低可证实）。在拉伸试验中，试样被拉伸，可能出现颈缩现象并且最终发生断裂；当材料被压缩时，它在侧面向外凸出并变成桶形，因为样品和端板之间的摩擦阻止了横向膨胀，随着载荷的增加，试样变平且进一步阻碍压缩（这意味着应力-应变曲线变得非常陡峭）[7]。因此，对于合金钢材质的杆件结构的抗压强度极限应大于抗拉强度极限，且拉杆在极限工况下可能会出现断裂现象而推杆则不会。综合考虑下，本文确定前悬架采用推杆不等长双横臂式独立悬架。2.4悬架定位参数2.4.1轴距与轮距由大赛规则2.3赛车的轴距至少为1525mm[8]。对于赛车而言，轴距越长则高速稳定性越好，但是快速转弯的机动性会变差；轴距越短则会导致前后轴荷转移变大。针对赛道弯道较多的特点，较短的轴距适应性更好，本文把轴距L定为1600mm。方程式赛车多为后轮驱动，若前轮距大于后轮距，则趋向于转向不足，这种转向特性在弯道中更安全。该赛事各车队主流上轮距选在1200mm左右，前轮距比后轮距大不超过50mm[9]。综合考虑下把前轮距B1定为1220mm。2.4.2车轮定位参数车轮定位参数主要包括车轮外倾角、车轮前束角、主销内倾角和主销后倾角。定位参数是悬架必不可少的重要参数，其数值直接影响轮胎受力，从而影响到整车的动力学特性[10]。（1）车轮外倾角由车前方看,轮胎中心平面与垂直线所成的角度即为外倾角，其中向外为正，向内为负，如图（5a）。汽车空载时，一定的外倾角搭配前束角使得汽车保持直线行驶；汽车满载时，外倾角的变化能够在一定程度上减缓悬架变形，同时还能避免轮胎偏磨。静态车轮外倾角的取值通常为-3°-0°，FSAE赛车一般采取垫片的形式使车轮外倾角可调，并在实车调试中寻找最佳的内倾值[9]。（2）车轮前束角由车正上方向下看，轮胎中心线与汽车纵向轴线所成的角度即为前束角，其中前束角为正时呈“内八字”，前束角为负时呈“外八字”，如图（5b）。前束角的主要作用便是搭配外倾角让汽车保持直线行驶状态，同时防止汽车向内或向外滚动，提高汽车的行驶稳定性。车轮前束角过大会导致直行不稳，其值通常取为0°-0.5°[9]。（3）主销内倾角由车前方看，转向轴中心线与垂直线所成的角度即为主销内倾角，如图(5c）。主销内倾角的主要作用便是是汽车产生回正力矩，当汽车在外力作用下偏离直线行驶时，主销内倾角便可利用汽车的自重来产生一定的力矩使得汽车回到直线行驶轨道上来；此外，一定的主销内倾角有利于转向的轻便性。若主销内倾角取值过大同样会引起转向沉重，一般取3°-7°[9]。（4）主销后倾角由车侧方看，转向轴中心线与垂直线所成的角度即为主销后倾角，其中向后为正，向前为负，如图(5d）。主销后倾角可以产生回正力矩，过小会使车辆直行不稳定，过大将导致转向沉重，在赛车上一般取值为0°-4°[9]。（a)车轮外倾角（b)车轮前束角（c)主销内倾角（d)主销后倾角图5车轮定位参数示意图Fig5Wheelalignmentparameterdiagram由于赛车运动的特殊性，其前轮外倾角和前束角通常取负值，这样赛车在高速过弯时可以一定程度的减缓切向力的作用，保证赛车不至于过度滑移；同时，前束角取负值可以使得赛车在入弯时更加快速高效，为比赛赢得时间。综上所述，本文选定前轮定位参数如表2所示。表2前轮定位参数Table2Frontwheelpositioningparameter定位参数车轮外倾角车轮前束角主销内倾角主销后倾角角度-1°-1°4°4°2.4.3侧倾中心高赛车在纵轴方向上的转动时叫做赛车的侧倾，该纵轴线叫做赛车的侧倾轴线，该轴线通过汽车左、右车轮（前后两对车轮）垂直横断面上的瞬时转动中心，这两个瞬时中心称为侧倾中心。综合考虑下，本文选定前悬架侧倾中心高为40mm。2.5悬架几何2.5.1概述当我们谈论悬架几何时，它意味着车辆的非簧载质量如何连接到簧载质量的广泛主题，这些连接不仅决定了相对运动的路径，还控制着它们之间传递的力[11]。悬架几何即通过二维平面的方式直观展示悬架的基本特征与各硬点的定位，本文着重从正面和侧面来研究前悬架，根据大赛规定利用CAD软件画出前悬架几何图，然后再进一步研究悬架的其他性能。2.5.2正视几何悬架正视几何是从汽车横向垂直平面来研究悬架几何关系,前悬架正视几何如图6所示。图6前悬架正视几何Fig6Frontsuspensionfrontviewgeometry（1）转动瞬心IC根据轮距和侧倾外倾系数（Rollcamber）求得前视摆臂长度Lfvsa，见式（1）：（1）其中，Rollcamber为车厢侧倾引起的外倾角变化率，称为侧倾外倾系数。轿车的前侧倾外倾系数为0.61-0.88°/（°）（不足）,后侧倾外倾系数为0-0.88°/（°）（过多）[12]。本文Rollcamber取0.75，由Lfvsa作垂线A-A，再结合前面选定的悬架侧倾中心高RCH，连接轮胎中心接地点和侧倾中心RC并延长交垂线A-A于点IC，IC即为前悬转动瞬心。（2）横臂等效长度设计汽车悬架时，希望轮距变化要小，以减少轮胎磨损，提高其使用寿命，因此应选择L1/L2在0.6附近；为保证汽车具有良好的操纵稳定性，希望前轮定位角度的变化要小，这时应选择L1/L2在1附近[2]。本文取L1/L2=0.75，结合选定的13寸轮辋结构以及车架空间尺寸的布置，本文下横臂等效长为350mm，上横臂等效长为280mm。2.5.3侧视几何侧视几何即从侧面看赛车时的形状，反映赛车在前、后自由度下的状态，侧视几何如图7所示。图7前悬侧视几何Fig7Frontsuspensionsideviewgeometry（1）纵倾中心纵倾中心是悬架在纵向平面内的瞬心，纵倾中心的位置决定了一系列抗反特性。大学生方程式汽车大赛采用后轮驱动的形式，因此对于赛车前悬架而言，主要考虑制动时的抗前俯特性。（2）抗制动前俯即赛车刹车时前半部分往下垂和后半部分往上抬的量降低（图8）。抗前俯率由式（2）确定，取值为0时表示完全没有这种特性，取值为100%时表示制动时完全没有点头现象。本文确定为0。（2）式中：为前制动分配比；为轴距；为重心高度；为抗前俯角。图8抗前俯效应Fig8Anti-frontaleffect2.6偏频的选取悬架静挠度fc是指赛车满载静止时悬架上的载荷FW与此时悬架线刚度KW之比。赛车偏频指的是赛车前后部分车身的固有频率，可由式（3）计算:（3）式中：n为前悬架偏频；fc为前后悬架静挠度。根据赛事6.1.1规定：赛车所有车轮必须安装有功能完善的、带有减震器的悬架。在有车手乘坐的情况下，轮胎的跳动行程至少为50.8mm（2英寸），其中向上25.4mm（1英寸），向下25.4mm（1英寸）[8]。在选取前、后悬架静挠度值时，应当使之接近，故设计前、后悬架静挠度fc1=fc2=30mm，从而前、后悬架理论偏频值为n1=n2=2.887。悬架偏频较低时，轮胎可以获得更好的抓地力，但响应速度变慢；偏频较高时，底盘离地间隙设计值可以减小。FSAE赛车的偏频经验值为2.5-4Hz，且一般前悬偏频大于后悬[9]。前偏频高，可以建立起更快的入弯响应；后偏频低，对于后驱赛车来说可以在出弯时得到更大的牵引力。本文前偏频选取为3.0Hz。2.7悬架刚度的计算在进行悬架刚度相关计算前，首先预估整车部分参数如下表3所示。表3整车部分参数Table3Vehiclepartparameters参数数值总质量m（载人60kg）320kg簧载质量ms260kg非簧载质量mu60kg前后轴荷比45:55轴距L1.6m前轮距B11.22m质心高度hg0.3m质心到前轴水平距a0.88m前悬侧倾中心高hwf0.04m2.7.1适乘刚度适乘刚度定义为：前悬架在竖直方向上的力和轮胎接地面关于车架移动的比值。前悬架适乘刚度按式（4）计算得20785N/m。（4）2.7.2轮胎刚度轮胎刚度定义为：以单个轮胎为研究对象，垂直加载力与轮胎垂直形变位移的比值。根据选定的轮胎型号为Hoosier20.5*7-13R25B，由Hoosier官网知轮胎参数如表4所示：由图10可知轮胎在14psi（0.96个大气压）、200lbs（90.72kg）下的径向刚度为168190N/m。由于载荷越小轮胎刚度越小，我们估算轮胎满载（320kg）后轮胎径向刚度取为：前轮KT1=170000N/m。表4Hoosier轮胎参数Table4Hoosiertireparameters大气压实际载荷/Ibs轮胎刚度/N*m14Psi2001681903001896394001932652.7.3轮心刚度轮心刚度定义为：前悬架在竖直方向上的力和轮胎中心关于车架移动的比值。轮心刚度与适乘刚度的不同在于前者测量车轮中心的位移，后者测量轮胎接地面的位移。前轮心刚度按式（5）计算得23680N/m。（5）2.7.4侧倾角刚度侧倾角刚度指车身单位侧倾转角下，悬架系统给车身总的弹性恢复力矩，单位Nｘm/deg。前悬架侧倾角刚度按式（6）计算得（6）2.8悬架传递比2.8.1悬架传递比悬架传递比是指悬架跳动时车轮中心垂直位移和减振器弹簧轴向位移之比。该传递比主要和悬架的布置形式、摇臂的尺寸以及避震器弹簧等有关，在悬架跳动时根据杠杆效应，传递比可以把车轮跳动量传递为减振器弹簧的运动。其中弹簧主要规格参数见下表5：表5主要弹簧型号Table5Mainspringmodel弹簧规格（lb/in）200250300350400弹簧刚度Ks（N/mm）3543.7552.5061.2570.00本文前悬架选取规格为300lb/in的弹簧，对应弹簧刚度Ks为52.50N/mm。根据公式（7）计算前悬架传递比得1.49。（7）2.8.2摇臂传递比在通常情况下，特别是现代赛车上，摇臂用于将悬架系统的基础部分与弹簧和减震器连接起来，由于包括拉杆或推杆和摇臂，弹簧和减震器能够更好的定位，可以在车内垂直布置，或就像现在普遍使用的、水平放置在车体的顶部[13]。在系统中采用摇臂，只需调整摇臂就能容易的调整悬架传递比。查《减震器手册》知摇臂传递比设计见图10：abab图10摇臂传递比平面示意图Fig10Rockertransmissionratioplanediagram上图中的参数为：A,B,C为摇臂的三个端点，其中C点为固定在车架上的一定点，A,B为空间两动点；输入摇臂杆AC长为L1，输出摇臂杆BC长为L2，AC与BC夹角为；推杆a和推杆b的运动速度沿推杆，方向如上图所示，其中v1是输入，v2是输出；推杆a和推杆b的夹角为；输入摇臂杆和输出摇臂杆各自的偏置角度为和，为推杆与垂直于对应摇臂杆半径的切线之间的角度；摇臂的角度位置，通常在正常的乘坐位置；摇臂的角速度为;为推杆a与竖直线夹角，为推杆b与水平线夹角。由摇臂角速度可得A点的切线速度为,方向垂直于AC，将A点切线速度投影到推杆a上可得，同理B点的切线速度为，从而。本文摇臂传递比根据公式（8）计算得1.22。（8）2.9零部件结构设计2.9.1前立柱设计前立柱采用7075航空铝制作，上部分通过一个分体吊耳来连接上横臂，下部分就直接在立柱主体上开孔，通过塞打螺栓连接横臂；立柱侧边为了安装制动卡钳也设计了对应的耳板，前立柱设计模型如图11所示。图11前立柱设计图Fig11Frontcolumndesign2.9.2前摇臂设计前摇臂主要有三个定位孔，分别对应车架、避震器和推杆铰接点，其中固定在车架上的铰接点中间装有轴承，便于摇臂绕该铰接点转动以实现力的传递。本文前摇臂采取分体式结构，两片臂板利用线切割加工技术制作，为了保证足够的强度，加之材料采用的是高强度且轻量化的7075航空铝，因此本文摇臂不做进一步镂空处理。前摇臂设计如图12所示。图12前摇臂设计图Fig12Frontrockerdesign2.9.3前横臂和推杆设计前悬架横臂采用4130钢管制作，首先把两根外径14mm、壁厚1.5mm的4130钢管与轴承套的焊接端磨好对应的坡口，以便于焊接时留下更少的焊渣同时保证足够的强度，为了降低焊接变形造成的误差，专门设计了一种横臂焊接夹具，使得定位更加精准，本文采用的是向心关节球轴承，强度更大，但不可调节长度，前上、下横臂分别如图13（a）、（b）所示。前推杆同样的采用4130钢管制作，先将一个内螺纹套塞进外径为14mm、壁厚1.5mm的4130钢管中，然后将其接口焊接好，本文推杆采取杆端关节球轴承，因此最后便可将杆端关节球轴承套入内螺纹套中去，通过正反牙螺母来调节杆端长度，从而调节悬架传递比及整车离地间隙，前推杆设计如图13（c）所示。（a）前上横臂(b)前下横臂(c)前推杆（左、右）图13前悬架横臂与推杆Fig13Frontarmandpushlever2.9.4前悬架总装配本文在设计了前悬架相关零部件的三维结构后，再结合部分采购件进行前悬架总装配工作。首先，根据赛车前轮距可把左、右立柱作为装配基准；然后，把前悬架上、下横臂分别铰接在立柱的上、下点，这样得到的上、下点连线称为虚拟主销；紧接着，装配前悬架传力机构：前推杆和前摇臂，其中推杆是焊接在下横臂上，摇臂起到连接推杆和避震器的作用，将轮胎处传来的力最终到达避震器处；最终得到前悬架总装配如图14所示。图14前悬架总装配图Fig14Frontsuspensionassemblydrawing3前悬架仿真分析3.1ADAMS软件概述ADAMS是一款十分优秀的仿真软件，本文主要用到其ADAMS/Car模块,该模块广泛应用于悬架K&C和整车操稳、平顺性分析中。ADAMS/Car是ADAMS的专业版，专业性更强，该模块主要针对各类汽车；ADAMS/Car可准确建立汽车动力学模型，实现车辆动力学研究；同时，ADAMS/Car也是一个开放式的软件工具，不但能满足用户的一般分析需要，还能为用户提供高级的开发。本文利用该软件进行前悬架双轮同步跳动仿真，然后根据仿真结果进一步优化了前悬架硬点坐标，结果表明赛车综合的性能得到提升。3.2前悬架的建模与仿真分析3.2.1前悬架的建模在用ADAMS做悬架仿真前，我们首先得根据前文得到的悬架硬点坐标建立简化的悬架模型，建模步骤如图15所示：图15前悬架虚拟模型建立步骤Fig15Frontsuspensionvirtualmodelestablishmentsteps本文采用的坐标系是：以前悬架左右车轮中心连线在车架底部平面的投影和整车纵向对称平面的交点为原点，以汽车纵向为X轴，向后为正，汽车横向为Y轴，向右为正；汽车垂向为Z轴，向上为正[14]。前悬架主要硬点坐标如表6。表6前悬架主要硬点坐标Table6Frontsuspensionmainhardpointcoordinates硬点名称X/mmY/mmZ/mm硬点名称X/mmY/mmZ/mm下横臂前点-150.0-210.0-105.0上横臂前点-160.0-269.979.5下横臂外点-8.7-568.7-104.7上横臂外点6.0-554.0104.7下横臂后点150.0-210.0-105.0上横臂后点160.0-269.979.5推杆内连接点-6.0-316.8361.4推杆外连接点-6.0-527.2-54.8前悬架与仿真平台装配图如图16：图16前悬架仿真平台Fig16Frontsuspensionsimulationplatform3.2.2前悬架的仿真分析在进行仿真分析前，先定义相关参数数值如：轮胎半径和刚度、簧载质量、质心高度、轴距等。根据比赛规则：赛车所有车轮必须安装有功能完善的、带有减震器的悬架,在有车手乘坐的情况下，轮胎的跳动行程至少为50.8mm，其中向上25.4mm，向下25.4mm[8]。因此本文在ADAMS/Car模块中做前悬架双轮同向激振仿真，并设置轮跳行程为±30mm，仿真步长为100步，采取交互式仿真方式，如图17所示是利用ADAMS/PostProcessor模块得到的仿真后变化规律。各定位角度仿真前后的变化量如表7所示。车轮跳动时外倾角的变化对车辆的稳态响应特性等有很大的影响[15]。前束角的主要作用是配合外倾角让汽车保持直线行驶状态，还可防止赛车向内或向外滚动，因此变化不能过大，较大的主销内倾角变化不利于转向的轻便性。通过分析曲线图及相关仿真数据，本文将优化前三个悬架定位角度。表7前轮定位参数变化情况Tab7Frontwheelpositioningparameterchanges车轮外倾角车轮前束角主销内倾角主销后倾角变化下限值-1.7571°-1.5452°3.3915°4.0129°变化上限值-0.4155°-0.4426°4.8119°4.0168°总的变化量1.3416°1.1026°1.4204°0.0039°(a)外倾角仿真结果(b)前束角仿真结果(c)主销内倾角仿真结果(d)主销后倾角仿真结果图17车轮定位参数仿真结果Fig17Wheelpositioningparametersimulationresults3.3悬架的优化设计本文通过ADAMS/Insight平台并采用Multi-objective方式对前悬架进行优化仿真。在多目标优化分析中，目标通常会出现冲突现象，例如某个优化目标性能的改良可能会造成另一个优化目标性能的降低，因此只能找一个折中的处理方案来使尽可能多的目标达到最佳解。本文优化仿真流程如图18所示。图18优化仿真流程图Fig18Optimizesimulationflowchart本文涉及的悬架结构受车轮定位参数的影响较明显，而上下叉臂的相关参数在该仿真中起主导作用，因此在设计上下叉臂参数时要注意考虑其对前悬架定位参数的影响。如果车轮定位参数变化较大，会加剧轮胎磨损并且降低整车操控性能，因此，四轮定位参数的变化量不能太大[16]。由上文仿真结果知道需要优化前三个定位参数角度，由于采用的是Multi-objective方式，因而前三个定位参数角度会影响到第四个定位参数角度即主销后倾角的变化，所以本文考虑将其作为辅助优化目标，这样保证了优化的可靠性。影响车轮定位参数的变量有控制臂内点和外点坐标、横拉杆内点和外点坐标、弹簧刚度、减振器阻尼比、防侧倾杆刚度等[17]。由于横拉杆外点的设计受转向特性影响，为避免“牵一发而动全身”的现象，本文把上、下横臂前后点及横拉杆内点坐标作为优化变量；再者，X坐标方向即车辆纵向坐标对双轮同向激振仿真影响很小，故综合考虑下把上、下横臂前后点及横拉杆内点y、z方向共计10个坐标作为优化变量，为防止优化过程中造成干涉现象，故设定变化范围为±8mm。根据选择的优化目标、定义的优化变量及建立优化设计矩阵，一共需要进行210=1024次迭代计算，各参数的灵敏度如图19所示(Effect%表示参数灵敏度百分比值，阴影面积越大则灵敏度越高)。由图中可以知，各优化变量对优化目标的影响均不同，其中上、下横臂前后点及横拉杆内点的z坐标对前轮四个定位参数的影响最明显。因此，在后续优化过程中将影响较小的优化变量y坐标固定，着重研究优化目标对优化变量z坐标的灵敏程度。（a）车轮外倾角灵敏程度（b）车轮前束角灵敏程度（c）主销内倾角灵敏程度图19车轮定位参数对优化变量的灵敏程度Fig19Thesensitivitytooptimizationvariablesofwheelpositioningparameters在软件中进行灵敏度测试后，选择在仿真前后变化比较明显的定位角度进行优化，设置定位角度变化范围以及硬点坐标，开始第二次仿真，将最终得到的结果与第一次的结果对比如图20所示。通过分析对比曲线图及相关仿真数据可知，外倾角随轮跳的变动量减小明显，使得赛车转弯工况下的车轮附着力大大提高；前束角变动量减少0.4132，有利于赛车直线行驶工况；主销内倾角优化效果也比较明显，能够提高赛车转弯时的稳定性。各定位角度两次仿真结果对比见表8：表8定位参数二次仿真结果及对比Tab8Secondarysimulationresultsofpositioningparametersandcomparison外倾角前束角主销内倾角变化下限值-1.6198°-1.361°3.556°变化上限值-0.5598°-0.6716°4.6545°总的变化量1.06°0.6894°1.0985°变化减少量0.2816°0.4132°0.3219°(a)外倾角两次仿真结果对比(b)前束角两次仿真结果对比(c)主销内倾角两次仿真结果对比图20车轮定位参数两次仿真结果对比Fig20Comparisonoftwosimulationresultsofwheelalignmentparameters4零部件有限元分析4.1ANSYS软件概述ANSYS（安世亚太）是一款优秀的仿真软件，它能把工程师们从繁杂的计算工作中解放出来，现在最新是ANSYSWorkbench，其界面更加通俗易懂且操作方便，使得工程师不需要过多关注理论知识，而是把重点放在解决工程问题上去，大大节省了时间提高工作效率。通常来说，一般的三维建模软件也会自带有限元分析模块，但这种自带的分析模块往往比较局限，尤其对于较为复杂的模型，其计算结果的可靠性不高；而ANSYSWorkbench作为一款专业的有限元分析软件，计算过程更为严谨和专业，因此不管模型的复杂程度如何，都能得到比较可靠的分析结果，与此同时，ANSYSWorkbench现在已经在多个三维软件中设置了交互接口，从而达到信息交互的作用，让不同类型的软件各尽其长。ANSYS软件主要包括三大部分:前处理模块、求解模块和后处理模块，前处理模块主要是建立模型和划分网格，求解模块包括对载荷的施加和边界条件的约束，后处理模块则包括结果的分析、显示结果曲线和结果评价等[18]。4.2前悬架力学分析针对FSC的比赛形式，赛车频繁工作于制动、加速、过弯等工况，因此在对赛车悬架杆件进行受力分析时，首先需要估算轮胎在各工况下的受力情况[19]。4.2.1轮胎受力分析本节首先需要确定以下三种极限工况下：即制动、转弯及制动加转弯的工况下的悬架受力情况，根据计算结果判断出最为恶劣的工况并进行最后的受力与校核。以下各式下标中：x、y、z分别表示纵向、侧向、垂向；1、2分别表示前、后轴；l、r分别表示左、右轮；b表示制动工况，w表示转弯工况，d表示制动、转弯联合工况。根据公式（9）计算赛车静放在地面对前轮的力大小是1440 N，则单边前轮所受的力是。(9)（1）赛车制动工况下当车手踩下刹车时应该不计空气的阻力以及相关的力偶矩，在这种半理想状况下的时候才符合计算条件，制动时的汽车受力图如图21所示。图21制动时的汽车受力图Fig21Carforcediagramduringbraking制动时，令，式中：（为赛车减速度，单位是；为制动强度，取z=1.4；为重力加速度）根据公式（10）可计算地面法向作用力。（10）（式中为质心高，为轴距长，为满载重量，为质心到后轴的距离）根据公式（10）可计算前轮单个轮胎法向作用力为1140N，此时车轮侧向力很小，而车轮纵向力达到最大，根据公式（11）可计算前轮单个轮胎纵向力为1596N。（11）（2）赛车转弯工况下（以左转弯为例）考虑由于转向的作用，载荷转移后的车轮垂直反力为，则前轮单个轮胎受力根据公式（12）计算得：左前轮144N，右前轮1281.6N。（12）通常来说，赛车在过弯的过程中会产生一个向外滑移的切向力，此时的侧向力会上升至一个峰值，根据公式（13）计算得：左前轮230.4N，右前轮2050.56N。（13）（其中为侧滑时路面附着系数，考虑到赛车使用的是热熔胎，这里取1.6）（3）赛车转弯和制动联合工况下（以左转为例）此时侧向加速度取，制动减速度取。载荷增量根据公式（14）计算得：左前轮-566.6N，右前轮566.6N。（14）令分别为纵向、侧向路面附着系数，由于制动状态下转向，纵向制动力下降，故取：，根据公式（15）、（16）计算可得=573.4N，=458.72N。同理可得=1706.6N，=1365.28N。（15）（16）4.2.2悬架受力分析由上文可知，赛车在第三种联合工况下，右前轮的受力比较恶劣，因此主要针对这一工况下的前悬架杆件进行受力校核。前悬架杆件受力简图如图23所示，根据公式（17）计算得。（17）由上式结果知，上横臂和推杆为正值，表明上横臂和推杆受力方向即为图22示方向，受压力；下横臂为负值，表明下横臂受力分析为图示的相反方向，受拉力。图22前悬架杆件受力简图Fig22Forcediagramoffrontsuspensionrod4.3前下横臂有限元分析4.3.1建立几何模型在进行分析前需要导入分析的模型立体结构图，这里有两种形式，其一是通过相关的CAD制图软件创建立体结构，然后通过专有接口或者转为step、iges等中间格式导入有限元分析软件中；直接在有限元软件中利用自带的三维模块（例如ANSYSWorkbench中的DesignModeler及Spaceclaim）建立几何模型。本文采用第一种方式，首先通过三维CAD软件Catia创建立体结构，然后把立体结构转为step文件转入ANSYSWorkbench中。在建立有限元模型时，尽量采用尽可能简单的模型，无需保留实物模型的所有细节特征，常用做法是：去掉非关键位置的小孔和槽，用圆孔代替螺纹孔，用直角代替圆角及倒角[20]。4.3.2定义材料属性本文前悬架下横臂采用的是美标4130钢管制作，对应到国内的标准为30CrMo材料，其相关属性见表9所示。表930CrMo材料属性Tab9Materialattributof30CrMo材料密度（g/mm3）弹性模量E(GPa)泊松比抗拉强度(MPa)屈服强度(MPa)30CrMo7.852110.279930785确定好材料属性后，在ANSYSWorkbench的EngineeringData中创建新的材料并定义相关属性，最后在Mechanical模块中给模型赋予材料属性。4.3.3网格划分与边界条件定义ANSYSWorkbench拥有非常智能的自主划分网格能力，整个计算甚至颠覆了常用有限元软件的流程，不用把划分网格作为一个必要的操作[20]。出于简单而不失准确的考虑，本文利用AutomaticGrid方式得到网格模型图如图23所示。为了得到准确的结论，本文遵循真实情况的约束与受力对前悬架下横臂进行相关分析，考虑到极限工况下横臂内向心球轴承为卡死状态，因此给下横臂与车架的两个铰接点定义FixedSupport约束；由前文4.2.2计算所得结果可知，下横臂与立柱铰接点的受力方向大致沿水平向上，因此给该点定义一个Force载荷，分别在Y、Z方向有力的分量；最后给予推杆支座与推杆的两个螺栓孔定义远程载荷RemoteForce，方向如图22所示沿推杆轴向。前下横臂边界条件图24所示。图23前下横臂网格图Fig23Frontlowercrossarmgrid图24前下横臂边界条件定义Fig24Frontlowercrossarmboundaryconditiondefinition4.3.4后处理结果分析软件计算求解结束后进入后处理Solution模块，本文对前下横臂的结果分析主要考虑两方面，一方面为下横臂等效应力结果分析，最终得到EquivalentStress大小是186.31Mpa（如图25所示），远小于所用材料30CrMo的屈服强度785Mpa，满足极限工况条件；另一方面为前下横臂总体变形结果分析（如图26所示），最大变形量为3.3349mm，相比较轮胎上下跳动25.4mm来说变形量较小，满足设计要求；最后是前下横臂的安全系数云图（如图27所示），其最小SafetyFactor为2.0328，满足一般机械设计最小安全系数1.5以上的要求。图25前下横臂等效应力云图Fig25Frontlowercrossarmequivalentstresscloud图26前下横臂总体变形云图Fig26Frontlowercrossarmgeneraldeformationcloud图27前立柱安全系数云图Fig27Frontlowercrossarmsafetyfactorcloudmap4.4前立柱有限元分析4.4.1定义材料属性本文立柱采用高强度航空铝7075铝制作，表10所示为7075铝的相关属性。表107075材料属性Tab10Materialattributof7075材料密度（g/mm3）弹性模量E(GPa)泊松比抗拉强度(MPa)屈服强度(MPa)7075航空铝2.8171.70.33560505确定好材料属性后，在ANSYSWorkbench的EngineeringData中创建新的材料并定义相关属性，最后在Mechanical模块中给模型赋予材料属性。4.4.2网格划分与边界条件定义本文利用AutomaticGrid方式对前立柱划分网格得到网格模型图（如图28所示）。为了得到准确的结论，本文遵循真实情况的约束与受力对立柱进行相关分析，主要在上面的吊耳孔及下方塞打孔处施加Force载荷，同时在中间轴承孔面上添加Displacement约束（如图29所示）。图28前立柱网格图Fig28Frontcolumngrid图29前立柱边界条件定义Fig29Frontcolum