河北工业大学2012届本科毕业设计说明书 第22页
低，普通乘用车偏频为0.5-1.5Hz。对于赛车而言，舒适性则显得不是那重要，所以赛车悬架的偏频要高一些，具有适中负升力的赛车偏频为1.5-2 Hz，具有高负升力的赛车，悬架的偏频为3-5 Hz。
根据赛规，悬架在坐有车手的情况下可以分别抬起和压下25.4mm。在选取前、后悬架的静挠度值fc1、fc2时，应当使之接近，并希望后悬架的静挠度值fc2比前悬架的静挠度fc1小些，这有利于防止车身产生较大的纵向角振动。理论分析证明：若汽车以较高车速驶过单个路障，n1/n2<1时的车身纵向角振动要比n1/n2>1时小，故推荐取fc2=(0.8～0.9)fc1。故设计悬架静挠度fc1= 30mm ， fc2= 28mm
前、后悬偏频与静挠度的关系可由式（2-3）求出:
n1?5/fc1 n2?5/fc2 （2-3）
代入数据可以求解得前、后悬架的偏频分别为：
n1?5/fc1?5/3?2.89Hz n2?5/fc2?5/2.8?3.00Hz
前后偏频比为n1/n2?0.96 符合FSAE高负升力赛车的标准。
估算前后轴荷为:前轴荷m1=100KG,后轴荷m2=130KG,根据式（2-4）可计算出悬架乘适刚度:
c1?m1(2?n1)2 c2?m2(2?n2)2 （2-4）
代入已知数据可以求得前、后悬架的乘适刚度分别为：
c1?m1(2?n1)2?100*(2?*2.89)2?37.21N/mm c2?m2(2?n2)2?130*(2?*3.00)2?51.25N/mm
乘适刚度是悬架和轮胎串联的等效刚度，他们之间的关系可由式（2-5）表示：
111?? （2-5） cKWKTKT 轮胎径向刚度
KW 车轮刚度，也叫悬架刚度，是弹簧在车轮处的等效刚度
河北工业大学2012届本科毕业设计说明书 第23页
取轮胎的径向刚度为KT?1800N/mm ，由式（2-6）计算：
KW?KT.c （2-6） KT?c可得KW1?38.00N/mm KW2?52.75N/mm
传递比，也叫杠杆比，是车轮行程与其产生的弹簧行程的比值 初选杠杆比MR?1。
弹簧刚度和有效行程是减振器选择的重要参数，其中弹簧刚度可由式（2-7）计算得出：
KS?KW?(MR)2 （2-7）
可得，KS1?38N/mm
KS2?52.75N/mm
减震器的有效行程ds计算式为式（2-8）：
dS?dW （2-8） MR其中dW为车轮跳动行程，取为30mm，从而求得减震器有效行程为：
dS?30?30mm 1即弹簧的有效行程为30mm。
此处估取前轮距为B1=665mm，后轮距为B2=865mm，则前后悬架的侧倾角刚度可按式（2-9）计算：
K??KWB2/2 （2-9）
由此可得前、后悬架的侧倾角刚度分别为：
K?1?16.80Nm/(?) K?2?39.47Nm/(?)
2.7 车轮定位参数
四轮定位参数：
河北工业大学2012届本科毕业设计说明书 第24页
1) 主销后倾角
主销在汽车的纵向平面内有向后的一个倾角，即主销轴线和地面垂直线在汽车纵向平面内的夹角，能够形成稳定的回正力矩。现代高速汽车由于轮胎气压降低弹性增加，从而，引起稳定力矩的增加，因此，主销后倾角可以减小，甚至为零。
2) 主销内倾角
主销在汽车的横向平面内有向内倾斜的一个角度，即主销轴线和地面垂直线在汽车横向断面内的夹角，该角也有使车轮产生自动回正的作用。主销内倾角是在前立柱的设计中得到的，由机械加工实现。
3) 前轮外倾角
前轮外倾角是指通过车轮中心的汽车横向平面与车轮平面的交线与地面垂线之间的夹角[30]。若空车时车轮正好垂直于路面，则满载时，车桥会因为受载而产生变形，从而出现车轮内倾，这样将会加速轮胎的偏磨。由于FSAE赛车非载货汽车，因此在设计时可以根据有驾驶员乘坐时的整车质量来设计，因此，前轮外倾角可以设计的很小，甚至为零度。
4) 前轮前束
汽车的两前轮的前边缘距离B小于后边缘距离A，A-B之差即称为前轮前束。这样的设计可以使车轮在每一瞬时滚动方向接近于正前方，从而很大程度上减轻和消除了由于车轮外倾而产生的不良后果。前束可以通过改变横拉杆的长度来调整[31]。
各参数如表2-2所列。
表2-2 悬架车轮定位参数 单位：（°）
前悬架 后悬架 主销内倾角 4 0 主销后倾角 2 0 车轮外倾 0 0 车轮前束 0 0 2.8 弹性元件、减震器的选择与布置
汽车的弹性元件包括钢板弹簧、螺旋弹簧、扭杆弹簧和气体弹簧等。钢板弹簧主要用在非独立悬架中，且布置需要较大空间。扭杆弹簧由于适合的弹簧刚度所要求的扭杆长度过长，不宜布置。气体弹簧成本较高，结构设计复杂，占用空间比较大。螺旋弹簧安置所需的纵向空间不大，质量较轻，且成本不高。考虑到弹性元件布置所需空间和成本，最终决定选用螺旋弹簧，并加装减振器。布置形式为减震器套在螺旋弹
河北工业大学2012届本科毕业设计说明书 第25页
簧内部。减振器与拉杆通过摇臂连接，以改变传力方向，并将弹簧减振器布置在车身下部，从而可以达到降低整车质心高度的目的，从而提高赛车的稳定性。结构形式如图2.16：
图2.16 减震器布置方案
2.9 A臂材料与尺寸
在选取A臂材料及尺寸的时候就涉及到了悬架每根杆的受力情况。
在受力方面，前悬架需要考虑静态时车重、制动时的地面制动力和质心的惯性力引起的前轮负荷加大；后悬架需要考虑静态时的车重、制动、加速时的地面制动力和加速时引起的后轮负荷加大，另外还要考虑弯道行驶时，离心力引起的外侧悬架负荷加大。
静态时，按质量分配，可计算出前后轮垂向载荷，进而计算出前后悬架静态受力。 加速或制动时，最大加速度或最大减速度都是由轮胎的附着系数决定，根据轮胎的特性，可以计算赛车的最大加速度或减速度，得到前后轮纵向载荷；由此加速度引起的负荷转移，需要考虑赛车的重心高度，继而转化为前后轮的垂向载荷变化值。
赛车在弯道行驶，离心力作用于质心，离心力的大小取决于弯道的半径和赛车的速度，也要受车轮附着系数的制约，这里需要对弯道和车速进行估计，算出合理的加速度数值，进而得出车轮横向载荷；根据质心高度，可以计算出内外侧垂向载荷变化值。
河北工业大学2012届本科毕业设计说明书 第26页
简化分析：横臂上的杆件可以认为是受到横向拉力的作用，而受力最大的杆件应该为通过摇臂与减震器连接的拉杆，通过摇臂1:1的改变力的方向，可以认为是拉杆直接受到螺旋弹簧垂直方向的弹力。本次设计估取的整车质量为280Kg，前后轴荷分配为45:55，则后轮减震器静载受力最大为280x（55/100）/2=77Kg，再加之1.7g的最大运动加速度可以求得减震器受力约为1300N，考虑到加速或减速时的载荷转移，估取减震器最大受力为2100N。
在设计中悬架采用美标SAE4130钢管。SAE4130钢管屈服强度为1000Mpa，受力最大的杆件为减震器拉杆，为2100N，计算钢管横截面积如下：
A?2100mm2?2.100mm2 1000由于钢管材料性能优异，所需截面积很小，考虑到悬架的刚度，选取钢管规格为φ12mmx1.65mm与φ12mmx2.65mm的钢管。
A臂的安装如图2.17所示，规格为φ12mmx1.65mm的管与A臂的尖端接头焊接，另一端与一段30mm长的φ12mmx2.65mm管焊接，其中管φ12mmx2.65mm内部有M8的螺纹，焊接完成后端部与SA8E的关节轴承安装。
图2.17 A臂的安装
2.10 连接件及轴承的选择
2.10.1 连接件的选择
根据大赛规则要求，螺纹连接件的强度等级不得低于8.8级，同时要有必要的防松装置。本次设计中螺栓全部采用的是8.8级，配以弹簧垫圈和防松螺母，以使强度与防松方面都达到规则要求。具体的型号规格见表2-3。