Sospensioni anteriori di una monoposto

Cagnin Fabio e Fontolan Andrea

Obiettivo del presente lavoro è la modellazione delle sospensioni anteriori di una monoposto e l’analisi dinamica dell’intera vettura, considerando in particolare il comportamento in curva.

Descrizione del modello

La modellazione delle sospensioni e l’analisi dinamica del veicolo è stata eseguita tramite il software LMS VirtualLab.

Per la modellazione della monoposto è stato seguito un criterio di modularità: è stato definito il modello principale, contenente lo chassis e la strada, nel quale vengono eseguite le analisi, quindi sono state definite le sospensioni come sottomodelli che vengono importati nel modello principale; questo approccio garantisce la possibilità di sostituzione dei sottomodelli senza elevati costi, inoltre permette di apportare modifiche alle parti senza dover intervenire sul modello principale.

Il modello è composto di chassis, sospensioni anteriori, sospensioni posteriori fornite dal gruppo di competenza, e pneumatici.

La massa dello chassis è stata posta pari a 440 Kg e il baricentro dello chassis è stato posizionato in modo che il peso sia ripartito 60% posteriore e 40 % anteriore.

Le forze di contatto pneumatico-strada sono state simulate tramite la funzione Simple Tire presente nel Software; il valore di rigidezza degli pneumatici è stato assunto pari a 130000 N/m.

Il motore è stato simulato tramite l’applicazione di una velocità angolare alle ruote posteriori mentre lo sterzo imponendo l’angolo di rotazione dei mozzi anteriori rispetto allo chassis.

Modellazione delle sospensioni anteriori

Per le sospensioni anteriori è stato adottato lo schema a quadrilatero,il quale permette alla ruota di traslare verticalmente rispetto allo chassis.

Ciascuna sospensione è costituita di:

– Plate: piastra di supporto per la sospensione che viene fissata allo chassis tramite bracket joint

– Top wishbone e lower wishbone: bracci superiore e inferiore del quadrilatero, modellati ciascuno tramite 2 aste collegate a plate e ad hub tramite spherical joint, dedicati alla traslazione verticale della ruota rispetto allo chassis.

– Pushrod: asta collegata ad hub e a rocker tramite spherical joint preposta alla trasmissione della forza del TSDA (Translational Spring Damper Actuator) al mozzo

– Rocker: bilancere collegato al plate tramite revolute joint dedicato al rinvio della forza del TSDA al pushrod.

– TSDA: Translational Spring Damper Actuator caratterizzato da costante elastica, costante di smorzamento e da lunghezza libera a riposo.

– Hub: mozzo collegato alla ruota tramite revolute joint. Lo sterzo è comandato da un vincolo che regola la rotazione attorno all’asse verticale del mozzo rispetto allo chassis.

– Antiroll bar: la barra antirollio è stata spezzata in 2 parti per poter essere inserita all’interno del submeccanismo della sospensione, è incernierata al plate tramite un revolute joint, e, per ripristinarne la continuità, nel modello principale è stata bloccata la rotazione relativa attorno all’asse delle 2 parti.

Top wishbone, lower wishbone e pushrod, modellati inizialmente come elementi solidi, sono stati in seguito sostituiti con vincoli di distanza al fine di snellire computazionalmente il modello, ciò permesso dalla trascurabilità della massa degli stessi rispetto allo chassis.

Bilanciamento delle sospensioni

Si considerano gli spostamenti dei mozzi rispetto allo chassis: per essi si è ipotizzata tollerabile una escursione massima di 40 mm nel caso di applicazione al pneumatico di una forza normale di reazione variabile tra Fn e 2.5 Fn (stimato come campo di normale sollecitazione delle sospensioni), dove Fn è la forza normale a cui è soggetto lo pneumatico nel caso in cui il veicolo sia appoggiato su di un piano con pendenza nulla.

Per controllare tali spostamenti si interviene sulla rigidezza del TSDA e sulla geometria del rocker e viene eseguita una prova bloccando lo chassis al GlobalFixedToGround dell’ambiente analisi e applicando contemporaneamente sui mozzi delle forze crescenti rivolte verso l’alto, variabili nel campo sopra citato, dalla quale si ricavano gli spostamenti al variare della forza.

Per le sospensioni posteriori si è considerata una forza compresa tra 1300N e 3250N, mentre per le sospensioni anteriori una forza compresa tra 1000N e 2500N

Una volta ottenuta la configurazione desiderata, si modificano i punti di attacco delle sospensioni allo chassis e la lunghezza dei pushrod in modo da ottenere un angolo di beccheggio nullo in condizioni statiche.

Si riportano le curve caratteristiche delle sospensioni così determinate.

Prove eseguite

Al fine di verificare le prestazioni delle sospensioni sono state eseguite prove con angolo di sterzo costante pari a 10° a velocità crescente fino a sbandamento e con rigidezza della barra antirollio variabile tra rigidezza nulla (barra antirollio disattivata) e rigidezza infinita ( i TSDA vengono sostituiti con vincoli di distanza).

Osservazioni

Si osserva innanzitutto come la presenza della barra induce una riduzione dell’angolo di rollio tramite l’accoppiamento delle sospensioni destra e sinistra nel caso di sollecitazione antisimmetrica.

Rigidezza nulla della barra antirollio comporta totale disaccoppiamento tra le sospensioni, mentre rigidezza infinita della barra antirollio implica uguaglianza di spostamenti verticali tra le sospensioni destra e sinistra.

La riduzione del rollio in curva, ottenuta tramite irrigidimento della barra antirollio, implica una redistribuzione dei carichi sugli pneumatici : la differenza delle forze normali tra ruote esterna ed interna diminuisce al posteriore ed aumenta all’anteriore.

Al fine di verificare la tenuta di strada si fa riferimento al modulo della velocità valutato rispetto all’accelerazione laterale dello chassis:

Si nota che il veicolo senza barra antirollio raggiunge l’accelerazione laterale che porta alla sbandata a circa 120 Km/h, mentre aumentando la rigidezza della barra antirollio tale valore di accelerazione laterale viene raggiunto a velocità più elevate e per barre molto rigide non si arriva alla sbandata.

Effetti collaterali dovuti all’aumento della rigidezza della barra antirollio sono:

– la riduzione della capacità sterzante del veicolo: con barre antirollio più rigide il rapporto tra i raggi di curvatura reale R e teorico R0 si discosta dall’unità più rapidamente.

– l’aumento del lavoro richiesto da parte degli pneumatici anteriori

Comments are closed.