FSCE車隊論文

1、大學生方程式賽車一.大學生方程式賽車懸架系統(tǒng)參數(shù)優(yōu)化設(shè)計 大學生方程式賽車系列賽事（Formula SAE）由美國汽車工程師協(xié)會（SAE International） 創(chuàng)辦于 1979 年。經(jīng)過了 30 年的發(fā)展，目前在全球范圍內(nèi)已經(jīng)在 11 個國家舉辦。由于其特有的教學實踐方式及賽事本身的專業(yè)性，在大學生中深受歡迎。由于該賽事除了考核賽車的動力性，也對賽車的操控性及設(shè)計方法同等重視，因此在賽車的結(jié)構(gòu)上的設(shè)計及優(yōu)化就需要相當細膩的處理。而懸架系統(tǒng)作為賽車的“四肢”，直接影響賽車的操控性及平順性，甚至賽車在賽道上的行駛姿態(tài)，因此，其優(yōu)化設(shè)計的重要性更加不可忽視。 大學生方程式賽車當前已經(jīng)風靡全球

2、。其設(shè)計形式可謂五花八門。作為一款賽車，懸架系統(tǒng)對于其整車性能的影響不可忽視。為了能夠使賽車的操控性能最優(yōu)化，對于不同的賽車，即使采用相同的懸架結(jié)構(gòu)形式，也應(yīng)該具有不同的設(shè)計參計。1賽車基本參數(shù)在進行賽車懸架系統(tǒng)的詳細參數(shù)設(shè)計之前，根據(jù)已知的發(fā)動機及其套件重量、車手體重 及其傳動系統(tǒng)重量，可以初步估算出前后軸荷分布比例 FZ1/ FZ2=44/56。通過該前后軸荷分布比例，設(shè)置賽車的穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)向性能為不足轉(zhuǎn)向，根據(jù)式 2-11，即穩(wěn)定性因數(shù) K>0,可以得到賽車前后軸荷分布的關(guān)系如式 2-2 所示，其中 a/b=56/44，則可推出前后懸架剛度之比 k1/ k2>44/56。根據(jù)規(guī)則規(guī)

3、定，為使賽車能夠通過半徑為 4.5m 的彎道，根據(jù) R=L/sin,L 為軸距，為外側(cè)車輪最大轉(zhuǎn)角，可設(shè)置賽車軸距參考值為 1600mm。除此以外，通過測量，也可確定出質(zhì)心高度 hg。試舉例整車參數(shù)如表 1 所示。 表 1 整車基本參數(shù)表軸距1600mm前后軸荷比44/56前后軸重心高度 hg152.27mm/250mm滿載質(zhì)量300kg 至此，在懸架系統(tǒng)參數(shù)優(yōu)化設(shè)計中將用到的參數(shù)已經(jīng)全部求出。接來將對懸架系統(tǒng)幾個部分的優(yōu)化設(shè)計的詳細內(nèi)容進行說明。2懸架系統(tǒng)參數(shù)優(yōu)化設(shè)計 2.1 側(cè)傾中心優(yōu)化 側(cè)傾中心作為整車前、后軸橫斷面的瞬時轉(zhuǎn)動中心，直接影響整車側(cè)傾軸線的位置，從 而確定了整車側(cè)傾力矩的大

4、小。因此，為了能夠減小賽車過彎時的側(cè)傾力矩，須要使所設(shè)計 的懸架結(jié)構(gòu)的側(cè)傾中心靠近質(zhì)心位置。但是為了避免側(cè)傾中心過高引起車輪在跳動過程中產(chǎn) 生較大的角度變化，須要找到一個最佳的側(cè)傾中心高度。由于在這里所設(shè)計的賽車上采用橫臂結(jié)構(gòu)懸架，側(cè)傾中心位置由上、下橫臂間張角決定。 若橫臂 aa與 bb平行，且都平行于地面時，側(cè)傾中心高度 hW=0，即 W 在賽車中性面與 地面的交點處。為了能夠適當?shù)纳邆?cè)傾中心，本文采用將下橫臂與車架連接點 b、d 上移， 使下橫臂上斜的方式，提高側(cè)傾中心的高度。根據(jù)式 3-12側(cè)傾中心的高度計算公式，可以 算得 hW。 式 3-1 中，B1為輪距，k 為與 ab長度相關(guān)

5、。通過代入數(shù)值計算得到，當下橫臂傾斜角 度為 7.07°時，hW 為 104mm。前文已經(jīng)提到，通過測量前軸處質(zhì)心高度為 152.27mm。根 據(jù)中國大學生方程式賽車大賽規(guī)則中描述3，在進行 8 字繞環(huán)項目時，側(cè)向加速度大小為 0.9g。則此時前軸所產(chǎn)生的側(cè)傾力矩為3-2 ，與 TW相反方向的力矩 T1阻止賽車側(cè)傾。通過計算， TW< T1。 可見經(jīng)過調(diào)整后的側(cè)傾中心高度合理。 采用相同方法求得后側(cè)傾中心高度為 123.1mm，而后軸質(zhì)心高度為 250mm，通過計算 驗證是合理的。通過大量的實驗證明1，側(cè)傾軸線前低后高的整車性能較好。通過本文優(yōu)化設(shè)計后前后軸側(cè)傾中心符合前低后高

6、的合理設(shè)計。 2.2 懸架減震性能優(yōu)化計算 根據(jù)公路輸入-車輛平度表示方法4，這里選取 A 級公路路面激勵頻率作為目標對象。 該級別公路路面激勵波長期望值為 0.625m，根據(jù)規(guī)則中描述，在進行復雜賽道比賽時，賽 車最高平均速度為 48km/h，根據(jù)計算可知頻率期望值為 21.3Hz。因此在進行懸架剛度設(shè)計 時，應(yīng)該盡量使懸架偏頻避免與路面激勵頻率發(fā)生共振。 前文通過計算求得前后軸荷分布 Mf=132kg，Mr=168kg。則前輪單輪載荷為 66kg，后輪 單輪載荷為 84kg。懸架偏頻計算如式 3-3傳統(tǒng) Formula 1 賽車采用懸架剛度為 175N/mm，減震器阻尼為 0.7 整備質(zhì)量

7、不得低于 600kg5。由于大學生方程式賽車的整備質(zhì)量為 200 至 250kg，為了避免懸架剛度過大，本文 中進行優(yōu)化設(shè)計時選取前懸剛度 k1=70N/mm。則前懸偏頻 n1=0.52Hz。則后懸剛度 k2<89.1N/mm，取 k2=89N/mm，n2=0.52Hz，則 n1=n2，未在路面激勵頻率的共振范圍。 除此以外，為了保證懸架系統(tǒng)能夠具有上下至少各 25.4mm 跳動能力，還需要對計算得 到的懸架剛度利用 ADAMS 進行仿真驗算。如圖 4 所示為所用輪胎的剛度曲線。輪胎的徑 向剛度為 128N/mm。在仿真模型中將輪胎等效為彈簧減震器，并設(shè)置其阻尼為 1，懸架減 震器阻尼為

8、 0.7。通過在車上加載一個階躍力，得到如圖 5 所示的衰減的位移震蕩圖。該位 移為車架中性面的一個節(jié)點。可見，最大位移完全滿足 25.4mm 的要求。并且由于減震器阻 尼作用，振動并沒有一直持續(xù)而是迅速衰減，有助于提高賽車的操控性、平順性和舒適性。2.3 橫臂長度比例校核仿真及車輪外傾角和主銷內(nèi)傾角變化范圍 隨著懸架跳動，車輪的外傾角也會發(fā)生變化。上下橫臂的長度關(guān)系將直接影響外傾角的 變化范圍。因此，為了盡可能縮小車輪外傾角的變化范圍，需要對上下橫臂的長度比例進行 優(yōu)化設(shè)計。 在 ADAMS 中將懸架三維模型簡化為 YZ 平面內(nèi)的二維模型進行仿真計算，得到如圖 610 所示的曲線圖。計算時設(shè)

9、置懸架跳動范圍為-30mm30mm，所設(shè)計的上橫臂（L1）與 下橫臂（L2）長度之比：前懸 L1/L2=0.89，后懸 L1/L2=0.853 結(jié)論 通過上述的計算與仿真工作，賽車的懸架系統(tǒng)基本結(jié)構(gòu)參數(shù)能夠得到優(yōu)化設(shè)計。最終確 定懸架基本參數(shù)如下： 前懸剛度 k1=70N/mm，前懸上橫臂傾角1=0，前懸下橫臂傾角1=7.07°，前輪外傾 角1=2°，前懸橫臂長度比 L1/L2=0.89； 后懸剛度 k2=89N/mm，后懸上橫臂傾角2=0，后懸下橫臂傾角2=7.18°，后輪外傾 角2=1°，后懸橫臂長度比 L1/L2=0.85。 優(yōu)化后的懸架系統(tǒng)能夠有

10、效的提升賽車性能。然而由于大學生方程式賽車本身的特殊 性，基于仿真和計算結(jié)果所設(shè)計制造出的懸架系統(tǒng)仍然需要通過實驗加以深入的校核。 除此以外，懸架系統(tǒng)的設(shè)計不僅需要本文中所優(yōu)化的基本結(jié)構(gòu)參數(shù)，還需要更加細節(jié)的 結(jié)構(gòu)設(shè)計。因此，根據(jù)以上基本參數(shù)的優(yōu)化結(jié)果，對懸架的力學結(jié)構(gòu)、機械傳動結(jié)構(gòu)、輕量 化、工藝性分析等方面仍然還有許多因素需要考慮。綜合這些設(shè)計之后才能實現(xiàn)比較理想的 完整的懸架系統(tǒng)的設(shè)計。2 大學生方程式賽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要由轉(zhuǎn)向操作機構(gòu)，轉(zhuǎn)向器，轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)三大部分組成。它的作用：保持或改正汽車行駛反向的機構(gòu)，在汽車轉(zhuǎn)向行駛時，保證各轉(zhuǎn)向輪之間有協(xié)調(diào)的轉(zhuǎn)角關(guān)系。 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計

11、應(yīng)著眼于：在狹窄的賽道中行駛需要精確的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)來傳達車手的意圖，減輕駕駛強度，使駕駛員盡量少的碰到筒樁。制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇1液壓制動系統(tǒng)液壓制動系在轎車和輕型貨車上得到了廣泛應(yīng)用。液壓制動系的傳力介質(zhì)是制動油液，利用制動油液將駕駛?cè)俗饔糜谥苿犹ぐ迳系牧D(zhuǎn)換為油液壓力，通過管路傳至車輪制動器，再將油液壓力轉(zhuǎn)換為使制動蹄張開的機械推力。其優(yōu)點是作用滯后時間短（0.1-0.3s),工作壓力大（可達10MPa-12MPa),缸徑尺寸小，可布置在制動器內(nèi)部作為制動蹄的張開機構(gòu)或制動塊的壓緊機構(gòu)，使之結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、質(zhì)量小、造價低。但其有限的力傳動比限制了它在汽車上的適用范圍。另外，液壓管路在過渡

12、受熱時會形成氣泡而影響傳輸，即產(chǎn)生所謂“氣阻”使制動效能降低甚至失效；而當氣溫過低時，由于制動液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及當有局部損壞時，使整個系統(tǒng)都不能繼續(xù)工作。 2氣壓制動系 氣壓制動系是動力制動系最常見的型式，其制動原能是空氣壓縮機產(chǎn)生的壓縮空氣，由于可獲得較大的制動驅(qū)動力，且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅(qū)動系統(tǒng)的連接裝置結(jié)構(gòu)簡單、連接和斷開均很方便，因此被廣用于總質(zhì)量為8t以上尤其是15t以上的載貨汽車和客車。氣壓制動系必須采用空氣壓縮機、儲氣筒、制動閥等裝置，使其結(jié)構(gòu)復雜、笨重、輪廓尺寸大、造價高，管路中氣壓的產(chǎn)生和撤除均較慢，作用滯后時間較長,故當制動閥到制動氣室

13、和儲氣罐的距離較遠時，有必要加設(shè)啟動的第二控制元件-繼動閥，及快放閥；管路工作壓力較低。因而制動器室的直徑達，只能置于制動器之外，在通過桿件及凸輪或鍥塊驅(qū)動制動蹄，使非簧載質(zhì)量增大，另外制動氣室排氣時也有較大噪聲。3全液壓動力制動系 全液壓動力制動系除具有一般液壓制動系統(tǒng)的優(yōu)點外，還具有操作輕便、制動反應(yīng)快、制動能力強、受氣阻影響較小、易于采用制動力調(diào)節(jié)裝置和防滑移裝，及可與動力轉(zhuǎn)向、液壓懸架、舉升機構(gòu)及其他輔助設(shè)備共同液壓泵和儲油等優(yōu)點。其結(jié)構(gòu)復雜、精密件多，對系統(tǒng)的密封性要求也較高，故并未得到廣泛應(yīng)用，目前僅用于某些高級轎車、大型客車以及極少數(shù)的重礦用自卸汽車上。 4伺服制動系 伺服制動系是在人力液壓制動系的基礎(chǔ)上加設(shè)一套除其他能源提供的助力裝置，使人力與動力可兼用，即兼用人力和發(fā)動機動力作為制動能源的制動系，在正常情況下，其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)產(chǎn)生而在動力伺服系統(tǒng)失效時，仍可全由人力驅(qū)動液壓系統(tǒng)產(chǎn)生一定程度的制動力。因此，在中級以上的轎車及輕、中型客、貨汽車上得到了廣泛的應(yīng)用。按伺服系統(tǒng)能源的不同，又有真空伺服制動系、氣壓伺服制動系和液壓伺服制動系之分，其伺服能源分別為真空能負氣壓能、氣壓能和液壓能。 綜合考慮以往經(jīng)驗以及經(jīng)費、效能等各方面因素，可以選擇簡單液壓制動系統(tǒng)。 安全考慮，還可加上一個防抱死系統(tǒng)。 防抱死制動系統(tǒng)ABS全