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HOCHSCHULE MITTWEIDA

UNIVERSITY OF APPLIED SCIENCES

Maschinenbau / Feinwerktechnik

DIPLOMARBEIT

Optimierung der geometrischen Fahrwerksabmessungen

eines Formula Student Rennwagens

vorgelegt von: Marcel Funke Ottostr. 10 09113 Chemnitz Matrikel-Nr.: 15388 Erstkorrektor: Prof. Dr.-Ing. Frank Weidermann Zweitkorrektor: Dipl.-Ing. (FH) Andreas Wüstrich Abgabetermin: 8. März 2010

Bibliographische Beschreibung II

Bibliographische Beschreibung

Funke, Marcel:

Optimierung der geometrischen Fahrwerksabmessungen eines Formula Student

Rennwagens. – 2010. – 66 Seiten.

Mittweida, Hochschule Mittweida (FH), Fachbereich Maschinenbau /

Feinwerktechnik, Diplomarbeit, 2010

Referat

In der vorliegenden Arbeit wird die Auslegung und Konstruktion eines

Fahrwerkes für einen Formula Student Rennwagen beschrieben. Hierbei wird im

Vorfeld des Konstruktionsprozesses auf die benötigten Grundlagen eingegangen,

sowie die vorhandenen Fahrwerke verifiziert.

Darüber hinaus wird eine erste Erprobung der konstruierten Komponenten

durchgeführt, welche Grundlage für weitere Entwicklungen und Verbesserungen

an kommenden Rennwagen der Hochschule Mittweida (FH) sein soll.

Inhaltsverzeichnis III

Inhaltsverzeichnis

Bibliographische Beschreibung ……………………………………………… II

Inhaltsverzeichnis…………………………………………………………… …... III

Abbildungsverzeich nis ……………………………………………………… …. V

Tabellenverzeichnis …………………………………………………………….. VII

Nomenklatur ……...……………………………….……………………………… VIII

1 Einleitung ……………………………………………………………………… 1

2 Theoretische Grundlagen der Fahrwerksgeometrie …………………... 5

2.1 Funktion …………………………………………………………………... 5

2.2 Beschreibung wichtiger Parameter ……………………………………. 6

3 Verifizierung der Fahrwerke 2008 und 2009 …………………………….. 13

3.1 Kinematische Auslegung ……………………………………………….. 13

3.1.1 Radstand und Spurweite ……………………………………………. 14

3.1.2 Spreizung …………………………………………………………….. 15

3.1.3 Lenkrollradius ………………………………………………………… 16

3.1.4 Sturz, Sturzverlauf …………………………………………………… 16

3.1.5 Nachlauf ………………………………………………………………. 17

3.1.6 Vorspur ……………………………………………………………….. 17

3.1.7 Rollzentrum …………………………………………………………... 18

3.1.8 Momentanpol ………………………………………………………… 18

3.1.9 Bremsnickausgleich …………………………………………………. 19

3.1.10 Anfahrnickausgleich …………………………………………………. 19

3.1.11 Zusammenfassung der Auslegung ………………………………… 19

3.2 Konstruktive Anbindung der Fahrwerke …………………………… 20

3.2.1 Anbindung der Pushstange hinten ………………………………… 21

3.2.2 Anbindung der Querlenker hinten ………………………………….. 22

3.2.3 Hirschmann Gelenkköpfe …………………………………………… 23

4 Auslegung des neuen Fahr werkes ………………………………………. 25

4.1 Grundsatzentscheidungen ……………………………………………... 25

4.1.1 Radstand und Spurweite ……………………………………………. 26

4.1.2 Rollzentrum und Rollachse …………………………………………. 26

4.1.3 Momentanpolabstand ……………………………………………….. 27

4.1.4 Spreizung und Lenkrollradius ………………………………………. 27

4.1.5 Nachlauf ………………………………………………………………. 28

4.1.6 Sturz …………………………………………………………………... 29

4.1.7 Vorspur ……………………………………………………………….. 29

Inhaltsverzeichnis IV

4.1.8 Anfahrnickausgleich …………………………………………………. 30

4.1.9 Bremsnickausgleich …………………………………………………. 31

4.1.10 Zusammenfassung der getroffenen Einstellungen ………………. 32

4.2 Erstellung der Kinematikpunkte ……………………………………….. 32

4.2.1 Erstellung der Rollzentren …………………………………………... 33

4.2.2 Erstellung der Radträgerpunkte ……………………………………. 34

4.2.3 Ansicht von oben …………………………………………………….. 35

4.3 Berechnung der auftretenden Kräfte ………………………………….. 35

4.3.1 Maximal auftretende Längskräfte ………………………………….. 37

4.3.2 Maximal auftretende Seitenkräfte ………………………………….. 38

4.3.3 Maximale Kräfte an Radträger Anlenkpunkten …………………… 39

4.3.4 Kräfte auf einzelne Querlenkrohre ………………………………… 42

4.3.5 Kräfte in den Spurstangen ………………………………………….. 42

4.4 Konstruktion der Querlenker …………………………………………... 43

4.4.1 Wahl der Carbonrohre ………………………………………………. 44

4.4.2 Kleben von Carbonrohren ………………………………………….. 45

4.4.3 Radträgeranbindung ………………………………………………… 46

4.4.4 Rahmenseitige Anbindung …………………………………………. 49

4.4.5 Zusammenfügen der einzelnen Komponenten …………………... 52

4.5 Überprüfung der Konstruktion ……………………………………… 53

4.5.1 FEM-Analyse der Rahmenanbindung hinten ……………………... 54

4.5.2 FEM-Analyse der Radträgeranbindung vorn unten ……………… 56

4.5.3 Zugversuch der Klebeverbindung ………………………………... 59

4.6 Ergebnisse der Fahrwerkskonstruktion ……………………………. 62

5 Beschreibung des Programms CarMaker ……………………………… 64

6 Zusammenfassung ………………………………………………………… 66

Anlage A: Fahrwerksdaten …………………………………………………….. 67

Anlage B: Technische Zeichnungen / Stückliste …………… …………….. 71

Anlage C: Technische Datenblätter …………………………………………. . 84

Literaturverzeichnis …………………………………………………………….. 88

Danksagung ………………………………………………………………………. 90

Erklärung ………………………………………………………………………….. 91

Abbildungsverzeichnis V

Abbildungsverzeichnis

Abbildung 1-1: Punkteverteilung der statischen Events ………………… 2

Abbildung 1-2: Punktverteilung der dynamischen Events ……………… 2

Abbildung 2-1: Radstand …………………………………………………… 6

Abbildung 2-2: Spurweite …………………………………………………… 6

Abbildung 2-3: Sturz, Spreizung, Nachlauf, Lenkrollradius ……………... 7

Abbildung 2-4: Nachlaufversatz …………………………………………… 9

Abbildung 2-5: Vorspur ……………………………………………………… 10

Abbildung 2-6: Momentanpol, Rollzentrum ………………………………. 11

Abbildung 3-1: Schaden am Touro bei der FSG 2009 ………………….. 21

Abbildung 3-2: Aufbau der Hinterachse des Touro von oben …………... 22

Abbildung 4-1: Sturzlauf Touro II ………………………………………….. 29

Abbildung 4-2: Bestimmung des Anfahrnickausgleichs des Touro II ….. 31

Abbildung 4-3: Bestimmung des Bremsnickausgleichs des Touro II ….. 32

Abbildung 4-4: Skizze des Rollzentrums vorn ……………………………. 33

Abbildung 4-5: Skizze des Rollzentrums hinten …………………………. 33

Abbildung 4-6: Radträgerpunkte vorn …………………………………….. 34

Abbildung 4-7: Radträgerpunkte hinten …………………………………… 34

Abbildung 4-8: Ansicht von oben …………………………………………... 35

Abbildung 4-9: Kräfte in den Gelenkpunkten ……………………………... 39

Abbildung 4-10: 3D-Skizze des Fahrwerk 2010 …………………………… 44

Abbildung 4-11: Beispiele für das Verkleben von Welle-Nabe

Verbindungen ……………………………………………….

45

Abbildung 4-12: Aufbau einer Klebung Welle/Nabe ………………………. 46

Abbildung 4-13: Bsp. einer Radträgeraufnahme oben ……………………. 48

Abbildung 4-14: Bsp. einer Radträgeraufnahme unten……………………. 48

Abbildung 4-15: Schnittansicht obere Radträgeraufnahme komplett……. 49

Abbildung 4-16: Schnittansicht Aufnahmehülse komplett…………………. 50

Abbildung 4-17: Querlenkeraufnahme……………………………............... 51

Abbildung 4-18: Querlenker-, Spurstangenaufnahme hinten……………... 51

Abbildung 4-19: Fahrwerk ohne CFK-Rohre……………………………….. 52

Abbildung 4-20: Fahrwerk komplett………………………………………….. 53

Abbildung 4-21: Vernetzung und Randbedingung ………………………… 54

Abbildung 4-22: Maximale Deformation der Rahmenanbindung ………… 55

Abbildung 4-23: Vergleichsspannung nach von Mises der

Rahmenanbindung …………………………………………

56

Abbildungsverzeichnis VI

Abbildung 4-24: Einspannung der Radträgeranbindung …………………. 57

Abbildung 4-25: Vernetzung und Kraftanbringung der

Radträgeraufnahme ………………………………………..

58

Abbildung 4-26: Vergleichsspannung nach von Mises der

Radträgeraufnahme ………………………………………..

58

Abbildung 4-27: Bereich der maximalen Spannungen nach von Mises … 59

Abbildung 4-28: Aluminiumhülse aus Zugversuch 1 ..…………………….. 60

Abbildung 4-29: Aluminiumhülse aus Zugversuch 2 ……………………… 61

Abbildung 4-30: Aluminiumhülse aus Zugversuch 3………………………. 61

Abbildung 4-31: CFK-Rohre nach Zugversuch ……………………………. 62

Tabellenverzeichnis VII

Tabellenverzeichnis

Tabelle 3-1: Vergleich Kinematikdaten …………………………………….. 14

Tabelle 4-1: Radstand/Spurweite führender Teams ……………………… 26

Tabelle 4-2: Zusammenfassung der Kinematikdaten des Touro II ……... 32

Tabelle 4-3: Maximale Kräfte in den Querlenkerrohren ………………….. 42

Tabelle 4-4: Längen der CFK-Rohre……………………………………….. 52

Tabelle 4-5: Ergebnisse Zugversuch ………………………………………. 59

Nomenklatur VIII

Nomenklatur

Formelzeichen

A Flächeninhalt [mm²]

aY Querbeschleunigung [m/s²]

bm mittlere Spurweite [mm]

EC E-Modul CGK [N/mm²]

FK Knicklast [N]

FKl Auspresskraft der Klebestelle [N]

FR angenommene Scherkraft 2009 [N]

FT Kraft in der Spurstange hinten [N]

FX,W maximal übertragbare Längskraft [N]

FY,W maximal übertragbare Querkraft [N]

FZ,W Normalkraft des Wagens [N]

F4 Kraft in Querlenkerrohr 4 [N]

∆FW,Z maximale Radkraftänderung [N]

fGes Einflussfaktor beim Kleben [-]

g Erdbeschleunigung [m/s²]

hV Höhe des Fahrzeugschwerpunktes [mm]

I Flächenmoment 2.Ordnung [mm4]

Kε,f Bremsnickausgleich vorn [%]

Kε,r Bremsnickausgleich hinten [%]

Kκ Anfahrnickausgleich [%]

lS Bremskrafthebelarm [mm]

l4 Länge Querlenkerrohr 4 [mm]

Mb Biegemoment [Nm]

MZ,W,b maximales Bremsmoment hinten [Nm]

mV,t Masse des Rennwagens inkl. 80kg Fahrer [kg]

RA Außendurchmesser der CFK-Rohre [mm]

RI Innendurchmesser der CFK-Rohre [mm]

S Knicksicherheit [-]

W Flächenmoment [mm3]

µX,W maximaler Reibwert in Längsrichtung [-]

µY,W maximaler Reibwert in Querrichtung [-]

σb Biegespannung [N/mm²]

Nomenklatur IX

σv Vergleichsspannung [N/mm²]

τ Schubspannung [N/mm²]

τD2 Druckscherfestigkeit [N/mm²]

Abkürzungen

CAD Computer Aided Design

CFK Kohlenstofffaserverstärkter Kunststoff

DIN Deutsches Institut für Normung

FSG Formula Student Germany

PKW Personenkraftwagen

SAE Society of Automotive Engineers

TMM Technikum Mittweida Motorsport

VDI Verein Deutscher Ingenieure

1 Einleitung 1

1 Einleitung

„Ob Rekordweltmeister Michael Schumacher oder Rallyelegende Walther Röhrl,

ob 24 Stunden von Le Mans oder Rallye Paris-Dakar, ob Formel 1-Bolide oder

schwerer Renntruck“1 – alle haben eines gemeinsam, die Faszination Motorsport.

Seit dem Jahr 2008 teilt nun auch die Hochschule Mittweida (FH) mit ihrem

Motorsport Team TMM diese Faszination. Grundlage hierfür bildet die im Jahr

1981 durch die amerikanische Gesellschaft der Automobilingenieure gegründete

Formula SAE. Es handelt sich hierbei um einen Konstruktionswettbewerb dessen

Ziel es ist einen Formel Rennwagen zu konstruieren und zu bauen. Dieser

Wettbewerb bietet den teilnehmenden Studenten die einmalige Möglichkeit ihr

vorhandenes Wissen einzubringen, sich weiter zu entwickeln und zusammen mit

dem Team große Ziele zu erreichen. Es dauerte nicht lange bis dieser

Wettbewerb auch außerhalb der Vereinigten Staaten auf großes Interesse stieß,

was dazu führte das sich Schritt für Schritt weitere Events rund um den Globus

dazu gesellten. Seit 2006 ist auch Deutschland mit der Formula Student

Germany unter Leitung des VDI in dieser Rennserie vertreten [1]. Mittlerweile gibt

es neun Veranstaltungen dieser Art, welche zu einer Weltrangliste

zusammengefasst werden. An deren Spitze befinden sich mittlerweile auch

einige Deutsche Teams.

Zur Beurteilung der geleisteten Arbeit wurde ein Bewertungssystem eingeführt,

dass in allen Austragungsländern annähernd gleich ist und darauf bedacht ist

eine Chancengleichheit aller Teams zu gewährleisten. In den beiden folgenden

Diagrammen ist die Punktevergabe der einzelnen Disziplinen der FSG genauer

erläutert [1]. Im ersten Diagramm ist die Punkteverteilung der statischen Events

erfasst.

1 http://www.zf.com/media/media/de/document/corporate/company/tradition/Faszination_

Motorport.pdf

1 Einleitung 2

Abbildung 1-1: Punkteverteilung der statischen Events [1]

Bei diesen ist es möglich auch ohne großen finanziellen Aufwand viele Punkte zu

erreichen, da es hier darauf ankommt ein gutes Gesamtkonzept vorzustellen und

alle getroffenen Entscheidungen anhand selbst erstellter Unterlagen begründen

zu können. Es soll hierbei gezeigt werden, dass man sich mit der jeweiligen

Thematik intensiv auseinander gesetzt und sie auch verstanden hat. Im zweiten

Diagramm sind die dynamischen Events aufgeführt.

Abbildung 1-2: Punktverteilung der dynamischen Events [1]

75

100

150

Statische Events

Business Plan Presentation Cost Event Engineering Design Event

75

75

100

100

325

Dynamische Events

Skid Pad Acceleration Autocross Fuel Efficiency Endurance

1 Einleitung 3

Dabei kommt es auf die Leistungsfähigkeit des konstruierten Rennwagens an.

Bei der Acceleration und der Fuel Efficiency kommt es vorwiegend auf eine gute

Motorabstimmung und ein geringes Fahrzeuggewicht an. In den anderen drei

Events, welche mit 500 Punkten 50% aller erreichbaren Punkte beinhalten,

kommt es auf ein gutes Gesamtpaket aus Antriebsstrang, Reifen und Fahrwerk

an. Auch die Ausbildung der Fahrer spielt eine wesentliche Rolle.

Die FSG gilt unterdessen als am besten organisierte, aber auch härteste

Veranstaltung. Diese wartet mit einer sehr hohen Leistungsdichte auf, die

nirgends anders so vorhanden ist. Dies haben wir in den letzten beiden Jahren

leider auch zu spüren bekommen und mit den Plätzen 65 in 2008 und 66 in 2009

unsere eigenen Erwartungen leider deutlich unterschritten. Gerade im Jahr 2009

haben viele der Verbesserungen nicht das gebracht, was wir uns davon erwartet

hatten. Ein Grund hierfür war die schlechte Dokumentation des ersten

Rennwagens, wodurch keine Weiterentwicklung möglich war, sondern eine

komplette Neuentwicklung durchgeführt werden musste. Leider ist es dabei zu

Fehlern gekommen die am ersten Auto nicht gemacht wurden, was die zum Teil

guten Fortschritte wieder zunichtemachte. Aber es dauerte nicht allzu lang um

nach dem Rennen in Hockenheim wieder neuen Mut zu fassen und das Projekt

Touro II2 für die Saison 2010 in Angriff zu nehmen. In einem ersten Schritt wurde

der Rahmenfahrplan für die Neuentwicklung gesteckt, in dem entschieden wurde

welche Komponenten erhalten bleiben und was neu entwickelt werden muss. Zu

einer der entscheidenden Neuentwicklungen für die kommende Saison zählt das

komplette Fahrwerk, welches der Grund für das Ausscheiden in der letzten

Saison war.

Mit dieser Neuentwicklung befasst sich die vorliegende Diplomarbeit. Das Ziel

dabei ist eine deutliche Verbesserung der bisherigen Fahrwerke. Um dies zu

erreichen wird nach einer kleinen theoretischen Einführung eine gründliche

Untersuchung der beiden vorherigen Fahrwerke durchgeführt, um deren

Schwächen aufzudecken und aus diesen Fehlern zu lernen. Dazu zählt zum

einen die Auslegung der kinematischen Größen, aber auch die Untersuchung der

konstruktiven Anbindung an den Rahmen. Aus den gewonnen Erkenntnissen

werden dann die grundlegenden Entscheidungen für das neue Fahrwerk

formuliert. Im Anschluss daran beginnt die neue kinematische Auslegung für den

2 Name des Rennwagens der Saison 2010

1 Einleitung 4

Touro II. Nachdem alle Kinematikdaten erstellt sind, werden die daraus

folgenden Fahrwerkspunkte konstruiert, welche als Grundlage für alle weiteren

Betrachtungen dienen und auch für andere Gruppen wie Rahmen und Radträger

essenziell sind. Mit den nun vorhandenen Geometriedaten werden alle auf das

Fahrwerk einwirkenden Kräfte berechnet, die unabdingbar für die weitere

Auslegung der einzelnen Komponenten sind. Diese werden im folgenden Schritt

konzipiert und Stück für Stück zum neuen Fahrwerk zusammengefügt. Am Ende

der Konstruktionsphase folgt noch eine Festigkeitsüberprüfung der am stärksten

belasteten Komponenten um deren Betriebssicherheit nachzuweisen. Danach

erfolgt eine kurze Betrachtung des Programmes CarMaker von IPG, in der

dessen Vor- und Nachteile aufgezeigt werden. Schlussendlich werden in einem

kleinen Fazit die erreichten Fortschritte aufgezeigt und ein paar Ansätze für

weiterführende Optimierungen in Aussicht gestellt.

2 Theoretische Grundlagen der Fahrwerksgeometrie 5

2 Theoretische Grundlagen der Fahrwerksgeometrie

2.1 Funktion

Das Fahrwerk eines Fahrzeuges hat die Hauptaufgabe die Verbindung zwischen

dem Wagenkasten und den Reifen herzustellen. Weiterhin muss es sicherstellen,

dass die Reifen zu jedem Zeitpunkt den größtmöglichen Kontakt zur Fahrbahn

erhalten. Nur so ist es möglich hohe Kräfte auf die Fahrbahn zu übertragen und

die gewünschten hohen Beschleunigungswerte zu erreichen. Des Weiteren muss

das Fahrwerk dafür sorgen, dass bei hohen Querbeschleunigungen die

Radlastverlagerungen möglichst gering gehalten werden, da zwei gleichmäßig

belastete Reifen größere Kräfte übertragen können als zwei Reifen mit stark

unterschiedlicher Belastung [2]. Zu guter Letzt muss das Fahrwerk eine

Relativbewegung zwischen Reifen und Wagenkasten ermöglichen, um

Unebenheiten der Fahrbahn auszugleichen.

Für Rennfahrzeuge kommen noch weitere spezielle Anforderungen hinzu:

- zahlreiche Einstellmöglichkeiten von verschiedenen kinematischen

Größen die ohne großen Aufwand betätigt werden können

- Einstellmöglichkeiten für Federweg, Dämpfer- und

Stabilisatorcharakteristik

- schnelle Tauschmöglichkeit von Verschleißteilen

- geringes Gewicht

Das alles macht das Fahrwerk eines Rennwagens neben den Reifen zum

wichtigsten Bestandteil und ist somit essenziell für schnelle Rundenzeiten [2].


2.2 Beschreibung wichtiger Parameter

Radstand

Definition:

Der Radstand l ist der Abstand

von der Mitte der Vorderachse bis

zur Mitte der Hinterachse [2].

Auswirkung auf die Fahrdynamik:

Ein langer Radstand begünstigt

die Stabilität des Fahrzeuges bei

Geradeauslauf und ist somit für Streckenprofile mit hohen Endgeschwindigkeiten

geeignet. Jedoch verschlechtert er die Wendigkeit in Kurven, da der Drehpunkt

des Fahrzeuges weiter in Richtung ungelenkter Hinterachse wandert. Ein kurzer

Radstand ermöglicht ein agileres Fahrverhalten, da bei gleichem Lenkwinkel ein

kleiner Wendekreis erzielt wird. Bei höheren Geschwindigkeiten führt dieser

jedoch zu einem zunehmend nervöseren Fahrverhalten [4].

Spurweite

Definition:

Die Spurweite b

beschreibt den Abstand

zwischen den beiden

Aufstandspunkten Wl und

Wrs der Radmittelebenen

an einer Achse [2].


Eine breite Spur hat einen positiven Einfluss auf die Wankneigung des

Fahrzeuges und erhöht somit den Grip bei Kurvenfahrt, da es die vertikalen

Radlastverschiebungen minimiert. Somit kommt es zu keinem extremen

Abstützen auf dem kurvenäußeren Rad [3].

Abbildung 2-1: Radstand [2] [Rennwagentechnik]

Abbildung 2-2: Spurweite [2]


Sturz, Sturzverlauf

Definition:

Unter Sturz versteht man die Winkelabweichung ε der Radmittelebene zu einer

senkrechten Ebene auf der Fahrbahn. Ein positiver Sturz liegt vor, wenn das Rad

nach außen geneigt ist. Der Sturzverlauf beschreibt die Änderung des

Sturzwinkels über den Federweg [2]. (Abbildung 2-3)


Durch einen negativen Sturz lassen sich auch bei Geradeausfahrt

Seitenführungskräfte aufbauen, was die Spurstabilität begünstigt. Bei Kurvenfahrt

verformt sich der Reifen durch die auftretenden Seitenkräfte. Dadurch wird die

Auflagefläche verringert, was ein verringertes Gripniveau zur Folge hat. Dieser

Tatsache lässt sich durch einen Sturzverlauf hin zu größeren negativen Werten

entgegenwirken. An der Antriebsachse ist ein Sturz bei Geradeausfahrt

unerwünscht, da sonst die Antriebsleistung nicht optimal auf die Straße gebracht

werden kann [2].

Abbildung 2-3: Sturz, Spreizung, Nachlauf, Lenkrollradius [2]


Spreizung

Definition:

Die Spreizung beschreibt den Winkel σ zwischen der Lenkachse

(Spreizungsachse) und einer senkrechten Ebene auf der Fahrbahn. Der

Spreizungswinkel ist positiv, wenn die Spreizungsachse in Richtung Mittelachse

des Fahrzeugs geneigt ist [3].

(Abbildung 2-3)


Über die Spreizung wird der Lenkrollradius rσ bestimmt, welcher großen Einfluss

auf die auftretenden Lenkkräfte und somit auf das Fahrerfeedback hat. Des

Weiteren nimmt die Spreizung Einfluss auf den Sturzgewinn beim Federn [4].

Nachlauf

Definition:

Im Gegensatz zur Spreizung ist der Nachlauf eine Schrägstellung der

Raddrehachse in Richtung Fahrzeuglängsachse. Dadurch entsteht der

Nachlaufwinkel τ zwischen der Raddrehachse und einer Senkrechten zur

Fahrbahn und die Nachlaufstrecke rτ,k zwischen den beiden Durchstoßpunkten

auf der Fahrbahn [2]. (Abbildung 2-3)


Der Nachlauf hat verschieden wichtige Einflüsse auf das Fahrverhalten. So wirkt

ein Nachlauf bei Geradeausfahrt richtungsstabilisierend auf das Fahrzeug.

Weiterhin werden über den Nachlauf die Rückstellkräfte im Lenkrad definiert und

somit erheblicher Einfluss auf die nötigen Lenkkräfte und das Lenkempfinden

genommen. Zu guter Letzt beeinflusst der Nachlauf den Sturzgewinn der

Vorderachse bei Kurvenfahrt, da beim Einlenken der Nachlauf in Sturz

umgewandelt wird. Um alle Eigenschaften des Nachlaufs gut miteinander zu

verbinden empfiehlt es sich den Radträger mit einem Nachlaufversatz nτ zu

versehen (Abbildung 2-4). Dies bietet die Möglichkeit einen großen

Nachlaufwinkel τ vorzusehen, ohne die Beeinflussung der Lenkkräfte in Folge der

Nachlaufstrecke rτ,k zu groß werden zu lassen [2].


Lenkrollradius

Definition:

Der Lenkrollradius rσ ist der Abstand zwischen der Spreizungsachse und der

Radmittelachse an deren Durchstoßpunkt auf der Fahrbahnebene [3]. (Abbildung

2-3)


Je größer der Lenkrollradius gewählt wird, desto größer werden die auftretenden

Lenkkräfte und die auf die Anlenkpunkte am Radträger wirkenden Momente.

Lenkrollradius, Spreizung und Nachlauf beeinflussen sich gegenseitig sehr stark

und müssen aufeinander abgestimmt werden, da alle drei Größen einen großen

Einfluss auf Lenkkräfte, Fahrerfeedback und Sturzverlauf haben. [2; 4]

Vorspur, Nachspur

Definition:

Unter Vorspur versteht man den statischen Winkel δ zwischen der Mittelachse

des zur Fahrzeugmitte hin gerichteten Rades und der Längsachse des

Fahrzeuges. Von Nachspur spricht man, wenn das Rad nicht nach innen sondern

nach außen geneigt ist. Sind die Räder parallel zur Fahrzeuglängsachse

ausgerichtet, so ist dies eine Vorspur von 0° [3]. (Abbildung 2-5)

Abbildung 2-4: Nachlaufversatz [2]


Auswirkung auf die

Fahrdynamik:

Die Vor- oder Nachspur hat

einen Einfluss auf den

Rollwiderstand, die aufge-

bauten Seitenführungs-

kräfte bei Geradeausfahrt,

sowie das Einlenkverhalten

des Fahrzeuges. Bei

Fahrzeugen mit Heck-

antrieb wird vorn meist eine

Vorspur vorgesehen, da

diese für ein besseres

Einlenken sorgt, sowie die Geradeausfahrt durch Seitenführungskräfte

stabilisiert. An der Hinterachse kann man eine kleine Nachspur einstellen, da

diese der Tatsache entgegenwirkt, dass das Antriebsmoment versucht die

Hinterräder in Vorspur zu drücken. Somit wird dafür gesorgt, dass die Räder

beim beschleunigen parallel zur Fahrbahnlängsachse liegen [2; 4].

Momentanpol

Definition:

Der Momentanpol P ist der Mittelpunkt der Kreisbahn, um die sich das Rad zum

Zeitpunkt x dreht. Er ergibt sich aus dem Schnittpunkt der beiden

Querlenkerebenen und verschiebt sich beim Einfedern [2]. (Abbildung 2-6)


Durch die Lage des Momentanpols wird Einfluss auf den Sturzverlauf, sowie die

Änderung der Spurweite genommen. Des Weiteren bestimmt er auch die Lage

des Rollzentrums. Somit nimmt der Momentanpol großen Einfluss auf

wesentliche Fahrwerkseigenschaften [2].

Abbildung 2-5: Vorspur [2]


Rollzentrum, Rollachse

Definition:

Das Rollzentrum Ro beschreibt den Drehpunkt des Aufbaus um die Längsachse

gegenüber der Fahrbahn. Es ergibt sich aus dem Schnittpunkt der Geraden

zwischen dem Momentanpol P und dem Radaufstandspunkt W und der

Mittelachse des Fahrzeuges in vertikaler Richtung (Abbildung 2-6). Wie auch der

Momentanpol ändert sich das Rollzentrum beim Federn. Verbindet man die

beiden Rollzentren der Vorder- und Hinterachse, so ergibt sich die Rollachse des

Fahrzeuges [2].


Der Abstand ∆hBo zwischen Rollzentrum und Aufbauschwerpunkt bestimmt das

Wankmoment, welches bei Kurvenfahrt das Chassis zum Wanken bringt. Dieses

Moment sollte möglichst klein gehalten werden, da durch das Wanken

ungünstige Sturz- und Spurweitenänderungen hervorgerufen werden. Somit

beeinflusst die Lage des Rollzentrums das Fahrverhalten entscheidend. Es gilt

einen guten Kompromiss zwischen möglichst geringer Strecke ∆hBo und

akzeptabler Höhe p des Momentanpols zu finden. Hilfreich hierbei sind ein

möglichst tiefer Schwerpunkt des Fahrzeuges, sowie die Möglichkeit der

Wankreduzierung durch Stabilisatoren [2; 4].

Abbildung 2-6: Momentanpol, Rollzentrum [2]


Anti-Features

Definition:

Unter Anti-Features versteht man Kräfte, die in einer vorgegebenen Art und

Weise Nickbewegungen entgegenwirken und Diese in Prozent angegeben

werden. Man unterscheidet zwischen Anti-dive (Bremsnickausgleich vorn), Anti-

lift (Bremsnickausgleich hinten) und Anti-squat (Anfahrnickausgleich). Anti-dive

verhindert ein zu starkes Abtauchen des Vorderwagens bei starkem Bremsen,

während Anti-lift dafür sorgt, dass der Hinterwagen nicht zu stark ausfedert. Beim

Beschleunigen sorgt Anti-squat dafür, dass der Schwerpunkt nicht zu weit nach

hinten verlagert wird [4].


Über die Anti-Features kann man die gewünschten Fahreigenschaften eines

Fahrzeuges stark beeinflussen. Über Anti-dive und Anti-lift kann verhindert

werden, dass beim Anbremsen der Schwerpunkt zu weit nach vorn gerät. Dies

hat den Vorteil, dass das Fahrzeug stabiler anbremst und hinten nicht ausbricht.

Des Weiteren kann die Hinterachse somit mehr Bremskraft übertragen und es

lässt sich ein kürzerer Bremsweg erreichen. Mit Anti-squat kann man einstellen

wie sehr der Schwerpunkt beim Beschleunigen nach hinten gerät. Auf der

Geraden ist eine große Verlagerung nach hinten von Vorteil, da somit mehr

Traktion auf der Hinterachse vorhanden ist. Bei Kurvenfahrt ist das jedoch ein

Nachteil, da es beim Rausbeschleunigen zu starkem untersteuern führt. Somit ist

diese Auslegung stark vom Anwendungsfall abhängig [3].

3 Verifizierung der Fahrwerke 2008 und 2009 13

3 Verifizierung der Fahrwerke 2008 und 2009

Die Verifizierung der beiden Fahrwerke von 2008 und 2009 wird in zwei Schritte

aufgeteilt. Zuerst wird die kinematische Auslegung der beiden Rennwagen

untersucht und verglichen. Da es aus dem Jahr 2008 keine nutzbaren

Aufzeichnungen gibt muss das komplette Fahrwerk vorweg vermessen und die

vorhandene Kinematik aus den Messergebnissen neu bestimmt werden. Im

zweiten Schritt wird die konstruktive Anbindung der Fahrwerke betrachtet und

deren Schwachstellen aufgezeigt. Dabei wird auch auf die gewählten

Komponenten eingegangen.

3.1 Kinematische Auslegung

Zur Untersuchung der kinematischen Auslegung werden zuerst alle relevanten

Größen in einer Tabelle erfasst. Diese werden danach im Einzelnen erläutert und

in ihren Eigenschaften bewertet. Am Ende wird anhand der gewonnenen

Erkenntnisse eine kurze Zusammenfassung der Auslegung beider Fahrwerke

vorgenommen und deren Eignung für die Formula Student bewertet. Allgemeine

Grunddaten wie Schwerpunkthöhe, Gewichts- und Bremskraftverteilung werden

hierbei nicht berücksichtigt, da sie nicht direkt durch das Fahrwerk beeinflusst

werden.


Tabelle 3-1: Vergleich Kinematikdaten [6] 2008 2009 Erklärung Vorderachse Hinterachse Vorderachse Hinterachse

Spurweite [mm] 1140 1120 1300 1200

Radstand [mm] 1970 1600

Lenkrollradius [mm] 92 108 48 30

Sturz [°] -1 0 -4 -2

Spreizung [°] -5 -7 8,21 11,5

Nachlaufwinkel [°] 7 -3 2,5 0

Nachlaufversatz [mm] 0 0 0 0

Vorspur [°] 1 0 1 0

Höhe Rollzentrum

[mm] 0 -52,5 -15 5

Momentanpol-abstand

[mm] ∞ 3800 3000 3000

Bremsnickausgleich

[%] 60 57 51 63

Anfahrnickausgleich

[%] -18,5 5

3.1.1 Radstand und Spurweite

Beim Radstand und der Spurweite erkennt man auf den ersten Blick deutliche

Unterschiede in der Auslegung der beiden Fahrzeuge. Ist der Wagen von 2008

mit einem langen Radstand und einer sehr geringen Spur ausgestattet, so ist das

Modell 2009 das ganze Gegenteil. Deutlicher wird dies noch in der Betrachtung

des Verhältnisses Radstand zu Spurweite. So kommt man 2008 mit dem

Radstand 1970mm und einer gemittelten Spur von 1130mm auf einen Wert von:

1970mm = 1,75 1130mm


Der Rennwagen von 2009 hingegen erreicht mit einem Radstand von 1600mm

und einer gemittelten Spur von 1250mm einen Wert von:

Laut einer allgemein gültigen Regel für Rennwagen und PKW sollte das

Verhältnis zwischen 1,4 bis 1,7 liegen [2]. Mit 1,75 weist das Auto von 2008

einen sehr großen Wert auf, welcher eine Auslegung auf hohe

Endgeschwindigkeiten und ein kurvenarmes Streckenprofil bedeutet. Diese

Auslegung entspricht allerdings nicht den Gegebenheiten der Formula Student,

bei der nur geringe Geschwindigkeiten gefahren werden und ein sehr

kurvenreiches Streckenprofil vorhanden ist. Die geringe Spurweite führte auch zu

Problemen bei den in der FSG durchgeführten Kipptests, welche nur durch den

guten Willen der Prüfingenieure vor Ort bestanden wurden.

Mit einem Verhältnis von 1,28 wurde in der folgenden Saison viel Wert darauf

gelegt diesen Problemen aus dem Weg zu gehen, was im Prinzip auch

funktioniert hat. Das Fahrzeug wies ein wesentlich besseres Kurvenverhalten auf

und bereitete auch keinerlei Probleme im Kipptest. Allerdings führte die

Auslegung mit sehr kurzem Radstand und breiter Spur dazu, dass sich das

Fahrzeug im Grenzbereich sehr aggressiv fährt und somit schwer beherrschbar

ist. Dies äußert sich darin, dass ein einmal ausbrechendes Heck so gut wie nicht

mehr unter Kontrolle gebracht werden kann und somit unweigerlich zu einer

Drehung führt.

Beide Fahrzeuge haben an der Hinterachse eine geringere Spurweite als an der

Vorderachse, was das Umfahren der Pylonen vereinfacht. [5]

3.1.2 Spreizung

Die Unterschiede bei der Spreizung zwischen den beiden Autos sind ebenfalls

enorm. So ist das 2008er Modell mit negativen Spreizungen von -5° an der

Vorderachse und -7° an der Hinterachse versehen wor den. Dies ist eine äußerst

ungünstige Auslegung, da dadurch auf der einen Seite ein ungünstiger

Sturzverlauf entsteht (wie im Punkt 3.1.4 beschrieben) und es zum anderen zu

sehr großen Lenkrollradien führt.

Die Spreizungswerte für das Fahrzeug von 2009 sind um einiges günstiger

konzipiert worden. Mit 8,21° an der Vorderachse res pektive 11,5° an der

Hinterachse sind die Werte an sich etwas groß für Rennfahrzeuge. Dies rührt

1600mm = 1,28 1250mm


allerdings daher, dass die Radträgerkonstruktion des vorigen Jahres äußerst

ungünstig in Bezug auf das Erreichen kleiner Lenkrollradien ausgelegt wurde.

Um diesen Fehler zu korrigieren wurde ein guter Kompromiss zwischen

annehmbaren Lenkrollradius und Sturzverlauf gefunden.

3.1.3 Lenkrollradius

Als nächster Punkt folgt nun der Lenkrollradius der beiden Fahrzeuge. Wie

bereits im Punkt 3.1.2 angesprochen, ist dieser beim Rennwagen von 2008 sehr

groß. An der Vorderachse beträgt er 92mm und an der Hinterachse sogar

108mm. Im Vergleich dazu sind die 48mm an der Vorderachse und 30mm an der

Hinterachse des Touro3 deutlich bessere Werte. Ziel in der Entwicklung sollte

sein den Lenkrollradius möglichst klein zu halten, da dieser die wirkenden

Momente in den Aufhängungspunkten der Radträger und die wirkenden Kräfte

auf die Lenkung beeinflusst. Vergleicht man beispielsweise die Hinterachse der

beiden Modelle, so ist der Lenkrollradius 2008 mehr als 3,5-mal so groß wie

2009. Da der Lenkrollradius den Hebelarm der wirkenden Kräfte in Längsrichtung

darstellt bedeutet dies ein wesentlich höheres Moment, was dem Ziel einer

leichten Bauweise entgegenwirkt.

3.1.4 Sturz, Sturzverlauf

Der zulässige Sturzwinkel hängt stark vom Fabrikat der Reifen ab [2]. Da wir

leider keine Reifendaten der 2008 und 2009 verwendeten Michelin Reifen haben,

ist eine genaue Beurteilung der getroffenen Sturzeinstellung nicht möglich. Beim

Auto von 2008 sind die Werte mit -1° an der Vordera chse und 0° an der

Hinterachse sehr klein gehalten. Dies bietet im Allgemeinen den Vorteil, dass

beim Bremsen und Beschleunigen eine möglichst große Radaufstandsfläche

vorhanden ist und somit gute Resultate erreicht werden können. Da der

Sturzverlauf beim Einfedern jedoch nicht wie allgemein beschrieben hin zu

größeren negativen Werten, sondern hin zu positiven Werten verläuft können bei

Kurvenfahrt keine großen Seitenkräfte aufgenommen werden.

Anders ist die Auslegung beim Touro. Hier ist der Sturzverlauf, wie gewünscht,

hin zu größeren negativen Winkeln konzipiert. Allerdings sind die statischen

3 Name des Rennwagens der Saison 2009


Sturzwerte mit -4° für die Vorderachse und -2° für die Hinterachse sehr groß

gewählt worden. So ergeben sich beim vollen Beschleunigen und Bremsen durch

das Einfedern noch größere Sturzwerte, welche die Auflagefläche der Reifen

minimiert. Bei maximaler Kurvenfahrt kann der Sturz an der Vorderachse bis zu

-6° erreichen. Ob die Reifen dafür ausgelegt sind i st ohne Reifendaten leider

nicht nachvollziehbar.

3.1.5 Nachlauf

Der Nachlauf an der Vorderachse ist bei beiden Rennwagen mit Bedacht gewählt

worden. Am 2008er Auto ist er mit 7° deutlich größe r, was den Vorteil hat das

somit der an sich schlechte Sturzverlauf in Kurvenfahrten ein wenig kompensiert

werden kann. Allerdings werden die Lenkkräfte dadurch größer, was bei der

Auslegung der Lenkung nicht beachtet wurde und somit zu einer sehr schweren

Lenkbarkeit des Wagens führte. Beim Touro ist der Wert mit 2,5° deutlich kleiner

gewählt, wodurch weniger Sturzgewinn in Kurvenfahrten generiert wird. Dies ist

bei einem statischen Sturz von -4° allerdings auch nicht nötig. An der

Hinterachse wurde 2008 allerdings ein Vorlauf von 3° eingestellt, was zur Folge

hat das der richtungsstabilisierende Effekt verloren geht. Am Touro wurde mit 0°

eine neutrale Lage gewählt, welche weder Vor– noch Nachteile mit sich bringt.

3.1.6 Vorspur

In der Einstellung der Vorspurwerte herrscht mit 1° an der Vorderachse und 0° an

der Hinterachse bei beiden Modellen Einigkeit. Viel Spielraum für die Einstellung

dieser statischen Werte ist in der Literatur auch nicht gegeben [2,3]. So ist bei

heckgetriebenen Fahrzeugen an der Vorderachse in der Regel immer eine

Vorspur von 1 bis max. 2° einzustellen, was für ein gutes Einlenkverhalten und

stabilen Geradeauslauf sorgt. Größere Werte würden zu einem zu großen

Rollwiderstand führen, kleinere zu einem schlechten Geradeauslauf und

verzögertem Einlenkverhalten. An angetriebenen Achsen sind Werte von -1 bis

1° möglich. Ein negativer Wert ist der Tatsache ges chuldet, dass das

Antriebsmoment versucht die Räder in Vorspur zu drücken. Somit erreicht man

eine Parallelstellung beim Beschleunigen. Positive Werte sorgen für ein

leichteres Übersteuern und somit leichter zu kontrollierendes Fahrverhalten in

Kurven [2].


3.1.7 Rollzentrum

Die Lage der Rollzentren ist bei beiden Autos ziemlich tief, was zu starken

Wankmomenten führt. Allerdings nimmt die Spurweitenänderung beim

gleichseitigen Federn dadurch ab [2]. 2008 ist zudem das hintere Rollzentrum mit

-52,5mm deutlich tiefer positioniert als das vordere, welches auf der

Fahrbahnebene liegt. Dadurch verläuft die Rollachse nicht wie gewollt parallel

zur Hauptträgheitsachse sondern der Abstand wird nach hinten immer größer.

Das führt dazu, dass die Wankneigung hinten wesentlich höher ist als vorn, was

zu einem unausgeglichenen Fahrverhalten führt. Am Touro ist dies nicht der Fall.

Hier verläuft die Rollachse annähern parallel zur Hauptträgheitsachse was zu

einem neutralen Fahrverhalten führt. Die Höhe der Rollzentren liegt mit vorn

-15mm und hinten 5mm auch im für Rennwagen üblichen Bereich zwischen

-25 bis 50mm [2].

3.1.8 Momentanpol

Durch die nahezu parallele Stellung der vorderen Querlenkerebenen ergibt sich

für das Auto von 2008 an der Vorderachse ein Momentanpol welcher in Richtung

unendlich tendiert. Dies bringt zwar geringe Sturzänderungen beim gleichseitigen

Federn mit sich, führt aber zu einer extrem ungünstigen Stellung der Räder beim

Wanken [2]. An der Hinterachse ist der Abstand mit 3800mm am oberen Ende

der üblichen Werte. Die Sturzänderung beim Wanken fällt hier deutlich geringer

aus als an der Vorderachse. Mit der Anbringung eines Stabilisators könnte diese

Auslegung sogar sehr positiv bewertet werden. Leider ist dieser allerdings nicht

vorhanden. Beim Modell 2009 sind beide Achsen mit einem

Momentanpolabstand von 3000mm versehen worden. Diese Auslegung führt zu

relativ geringen Sturzänderungen beim gleichseitigen Federn und zu noch

brauchbaren Wankeigenschaften. Um diese noch zu verbessern wurde für die

Hinterachse ein Stabilisator konzipiert, welcher allerdings nie am Auto montiert

wurde.


3.1.9 Bremsnickausgleich

Im Gegensatz zu vielen anderen Kinematikdaten ist der Unterschied des

Bremsnickausgleichs der beiden Fahrzeuge an beiden Achsen nicht sehr groß.

Sind am Modell 2008 an der Vorderachse 60% und an der Hinterachse 57%

eingestellt, so sind am Fahrzeug von 2009 vorn 51% und hinten 63%. Im Bereich

der Formelwagen sind Werte von max. 30% üblich [2]. Dies liegt daran, dass auf

der einen Seite durch die extrem geringen Federwege und damit sehr harten

Aufbaufedern kein großes Nicken auftritt und zum anderen durch die extremen

Kräfte beim Bremsen eine stark erhöhte Reibung in den Gelenken auftritt was

dem Nicken ebenfalls entgegenwirkt [2]. Die größeren Werte sind somit weder

schädlich für das Fahrverhalten der beiden Rennwagen, noch bringen sie große

Vorteile. Der einzige erkennbare Nachteil liegt in den größeren Winkeln in den

Querlenkerebenen, was zu einem komplizierteren Rahmenaufbau führt.

3.1.10 Anfahrnickausgleich

Mit 5% ist am Fahrzeug von 2009 ein kleiner Anfahrnickausgleich vorhanden,

welcher das Fahrverhalten beim Rausbeschleunigen aus Kurven begünstigt, da

die Tendenz zum Untersteuern verringert wird. Da die Motorleistung des Touro

nie den gewünschten Wert erreicht hat, hätte ein größerer Wert gewählt werden

können da es keinerlei Traktionsdefizite gab. Am Auto von 2008 wurde mit -18,5

ein Wert eingestellt der eher an einen Dragster4 erinnert als an ein

Rundstreckenfahrzeug. Problem bei dieser Auslegung ist das beim

Herausbeschleunigen aus Kurven der Schwerpunkt extrem nach hinten verlagert

wird und somit nur noch wenig Last auf der Vorderachse liegt, was zu starkem

Untersteuern führt. Dies ist beim Fahren dieses Wagens auch sehr stark spürbar,

da er extrem über die Vorderräder schiebt, was allerdings auch mit an der

Lenkung liegt.

3.1.11 Zusammenfassung der Auslegung

Letztendlich ist festzuhalten das die Auslegung des 2009er Modells deutlich

näher an die Anforderungen der Formula Student reichen, als die des 2008er

Modells. Dies liegt darin begründet, dass 2008 nur geringe Kenntnisse über die

4 Dragster sind Fahrzeuge, die speziell für das Drag Racing (Beschleunigungsrennen) konstruiert

oder modifiziert wurden. (http://woerterbuch.babylon.com/Dragster)


Anforderungen bei diesem Event vorhanden waren. Die Werte für den

Anfahrnickausgleich und den Sturzverlauf am 2008er Modell scheinen sich eher

zufällig ergeben zu haben, als das sie so angedacht waren. Dies lässt sich

daraus schließen, dass diese Werte mit keiner Theorie zu begründen sind und

jeglicher sinnvollen Fahrwerksauslegung wiedersprechen. Die

Fahrwerksauslegung des Touro stützt sich sehr stark auf den veröffentlichten

Fortschritts-Bericht der Fachhochschule Joanneum Gesellschaft mbH Graz aus

dem Jahre 2004 [5]. Allerdings handelt es sich dabei um einen Formula Student

Rennwagen, welcher über einen Vierradantrieb verfügt und einen Einzylinder-

Motor als Antrieb verwendet. Somit wird ein wesentlich geringerer Bauraum im

Heck des Wagens benötigt und die zu übertragenden Antriebsmomente werden

auf alle vier Räder verteilt. Dies wurde bei der Fahrwerkskonzeption des Touro

allerdings nicht berücksichtigt, was zu Platzproblemen durch den deutlich

größeren 4-Zylinder Reihenmotor führte und die unüblichen großen statischen

Sturzwerte erklärt.

3.2 Konstruktive Anbindung der Fahrwerke

Im zweiten Schritt wird nun auf die konstruktive Anbindung der beiden Fahrwerke

eingegangen. Die Devise für das Fahrzeug von 2008 hieß ankommen. Demnach

wurde auch das Fahrwerk sehr massiv ausgelegt, was sich natürlich im Gewicht

wiedergespiegelt hat. Allerdings wurde die Zielvorgabe erreicht, da es zu

keinerlei Schäden am Fahrwerk kam. Aus diesem Grund wird hier auch nicht

weiter auf das 2008er Modell eingegangen. Im Gegensatz dazu war die

Zielsetzung für den Touro eine deutliche Gewichtsreduzierung im Vergleich zum

Vorjahresmodell zu realisieren. Daraus ergibt sich eine hohe Anforderung an die

Gestaltung der einzelnen Komponenten, um die auftretenden Kräfte gering zu

halten und Materialien auszuwählen, die diese Kräfte aushalten können. Dabei

wurden einige Fehler gemacht die letztendlich auch zum Ausscheiden beim

Event in Hockenheim führten.

In den folgenden drei Abschnitten werden die Grundlegenden Probleme

dargestellt.


3.2.1 Anbindung der Pushstange hinten

Das erste Problem des Fahrzeuges von 2009 stellt die Anbindung der

Pushstange hinten dar. Diese führt in einem sehr spitzen Winkel auf die

Anschweißlaschen an den Querlenkerdreiecken. Dadurch kommt es zu einer

starken Torsion des hinteren unteren Querlenkers, was auf Dauer auch zu einem

Bruch führen kann. Des Weiteren wird durch diese Torsion ein Großteil des

eigentlichen Federwegs aufgenommen und nicht wie gewollt durch das Feder-

Dämpfer Element, wodurch es zu undefinierbaren Einfederverhältnissen an der

Hinterachse kommt. Dieses Problem wurde auch bei der technischen Abnahme

bei der FSG erkannt und konnte nur durch Nacharbeit behoben werden. In

Abbildung 3-1 ist die plastische Deformation des unteren Querlenkers und auch

die nachträglich angeschweißte stabilisierende Strebe gut erkennbar.

Abbildung 3-1: Schaden am Touro bei der FSG 2009


3.2.2 Anbindung der Querlenker und Spurstange hinte n

Eine weitere Schwachstelle stellt der komplette Aufbau der hinteren Querlenker

inklusive der Spurstangenanbindung dar. Im Gegensatz zur Vorderachse sind die

Querlenkerdreiecke an der Hinterachse stark nach hinten aufgespannt, so dass

die Mittelebene der Querlenker noch hinter dem letzten Rahmenrohr liegt. Dies

engt zum einen den Einbauraum hinten noch weiter ein und führt zu zusätzlichen

Momenten, die auf den Rahmen einwirken. Weiterhin wurde auch die Spurstange

hinten ungünstig mit dem Rahmen verbunden was zu weiteren unnötigen

Momenten führte und auch der Nacharbeit bedurfte. In Abbildung 3-2 ist dies gut

zu sehen. Durch diese beiden ungünstigen Rahmenanbindungen kam es zu

starken Verwindungen im gesamten hinteren Rahmen, was bei

Beschleunigungsvorgängen und in Kurvenfahrten mit bloßem Auge sichtbar

wurde.

Abbildung 3-2: Aufbau der Hinterachse des Touro von oben


3.2.3 Hirschmann Gelenkköpfe

Das letzte große Problem was schließlich auch zu den häufigsten Ausfällen

führte, war die Anbringung von Hirschmann-Gelenkköpfen an den Außenseiten

der Querlenker. Diese werden extrem auf Scherung beansprucht was es

grundsätzlich zu vermeiden gilt [7]. Weiterhin war das auch unnötig, da der

einzige Vorteil dieser Gelenke darin besteht eine einfache Einstellmöglichkeit zu

schaffen. In diesem Fall wurde die Einstellmöglichkeit des Sturzes allerdings

schon über die Konsolen am Radträger gesichert, was den Einsatz der

Hirschmanngelenke unnötig macht. Somit wäre der Einsatz dieser Gelenkköpfe

an der Außenseite zu vermeiden gewesen. Bei der Berechnung der benötigten

Gewindestärke wurde ein weiterer Fehler gemacht. Die maximal auftretende

Scherkraft wurde mit FR = 2900� auf eine nicht nachvollziehbare Weise

festgelegt. Die wirklich auftretende maximale Scherkraft entspricht allerdings der

maximalen Längskraft im Radträgerpunkt G der Vorderachse. Diese ist mit

6731� wiederum mehr als doppelt so groß wie der für FR angenommene Wert.

Auch das angenommen Moment von 17�� entspricht demzufolge nicht den

vorliegenden Verhältnissen [6]. Somit ergeben sich folgende neue Werte für die

Abscher- und Vergleichsspannung [8]:

� = ��

mit F = 6731 � und A = 32,84 ��² ergibt sich [6]:

� = 205

� Um die Vergleichsspannung berechnen zu können, wird erst die Biegespannung

�b benötigt, welche sich wie folgt ergibt [8]:

�b = ��

�� = � ∗ � = 114,4 Nm

mit l = 17mm ( Hebelarm des Gelenkkopfes )

und W = 26,54 mm³ ergibt sich [6]:

�b = 4310,5

�


Nun kann die Vergleichsspannung ermittelt werden:

�v = ��² + 3�� = 4325,1

�

Somit ergibt sich, dass der gewählte M8 Hirschmann-Gelenkkopf mit einer

maximalen Belastbarkeit nach Güteklasse 12,9 von �v = 1080

�

unterdimensioniert ist [9]. Rechnet man nun die Werte für das im Nachhinein

verwendete M12 Gewinde aus, so erhält man:

� = 88,3

�

�b = 1218,2

�

�v = 1227,8

�

Demnach ist laut dieser Berechnung auch dieses Gelenk noch nicht ausreichend

für die auftretenden Maximalbelastungen. Allerdings sind die für die Ermittlung

der maximal auftretenden Kräfte angenommenen Reibwerte von µX,W = 3 in der

Praxis nicht zu erreichen, wodurch die tatsächlich auftretenden Kräfte auch

kleiner sind [2]. Auch ist die Befestigung der Gelenke an den Querlenkern nicht

als vollkommen steif zu betrachten, was wiederum für eine Entlastung des

Gewindes sorgt. Somit haben sich die verwendeten M12 Gelenkköpfe als

betriebssicher erwiesen.

4 Auslegung des neuen Fahrwerkes 25

4 Auslegung des neuen Fahrwerkes

4.1 Grundsatzentscheidungen

Für die Fahrwerksauslegung ist es unabdingbar ein paar

Grundsatzentscheidungen zu treffen und sich somit Ziele zu definieren in welche

Richtung die Fahrwerksauslegung gehen soll. Diese Ziele ergeben sich zum Teil

aus den Erfahrungen der letzten beiden Jahre, sowie reglementbedingten

Vorgaben. Des Weiteren gibt es Größen die für die Fahrwerksauslegung wichtig

sind, die allerdings nur als Zielvorgabe für den gesamten Wagen definiert werden

können.

Zielstellungen für die Neuauslegung sind:

- Vereinfachung der hinteren Radaufhängung

- keine Gelenkköpfe zur Radträgeranbindung

- Gewichtsoptimierung des gesamten Fahrwerks

- bessere Krafteinleitung in den Rahmen und die Querlenker

- geringer Sturzgewinn beim Einfedern an beiden Achsen

- Dynamischer Sturz von max. 4° an der Vorderachse und 2° an der

Hinterachse

Weitere grundlegende Größen für die Auslegung sind:

- angestrebte Schwerpunkthöhe: 340��

- Bremskraftverteilung : 60/40 (vorn/hinten)

- Gewichtsverteilung: 45/55 (vorn/hinten)

Weiter konzeptbedingte Grundgrößen wie Motor, Antriebsart, Felgengröße etc.

haben einen weiteren großen Einfluss auf die Fahrwerksgestaltung. Da diese

allerdings alle unverändert bleiben wird darauf nicht weiter eingegangen.


4.1.1 Radstand und Spurweite

Bei der Auswahl von Radstand und Spurweite haben wir in den ersten beiden

Jahren beide Extreme kennen gelernt und deren Vor- und Nachteile analysiert.

Des Weiteren fällt auf, dass sich die Spitzenteams, welche auch auf einen

4-Zylinder Reihenmotor setzen, in dieser Auslegung relativ einig sind. In Tabelle

4-1 ist zu sehen, dass es zwischen den drei Spitzenteams aus Stuttgart, Helsinki

und Zwickau fast keine Unterschiede gibt. Daher wird der Touro II auch über

denselben Radstand von 1650�� verfügen. Die Spur wird mit 1240�� an der

Vorderachse und 1200�� an der Hinterachse ein klein wenig breiter gewählt,

was der Tatsache geschuldet ist, dass wir im Gegensatz zu den anderen drei

Teams über keine Trockensumpfschmierung verfügen und somit einen höheren

Gesamtschwerpunkt haben werden. Aus den gewählten Abständen ergibt sich

für das gemittelte Verhältnis von Radstand zu Spur ein Wert von:

Somit liegt das Verhältnis knapp unter dem im Punkt 3.1.1 genannten Bereich

und ist somit sehr gut für das vorliegende Streckenprofil geeignet.

Tabelle 4-1: Radstand/Spurweite führender Teams [10, 11, 12] Rennteam Modell Radstand [mm] Spur (v./h.) [mm]

Rennteam Stuttgart F0711-3 1650 1214 / 1172

Metropolia

Motorsport Helsinki Modell 2009 1620 1165 / 1130

WHZ Racing Team

Zwickau FP-309 1650 1200

4.1.2 Rollzentrum und Rollachse

Als nächster Punkt wird nun die Lage der Rollzentren festgelegt. Wie schon im

Punkt 2.2 beschrieben ist ein hoch liegendes Rollzentrum vorteilhaft, was die

Wankneigung des Fahrzeuges angeht. Allerdings führt ein zu hoch liegendes

Rollzentrum zu einer ungünstigen Lage der Momentanpole und somit zu einem

schlechteren Sturzverlauf beim einseitigen Federn. Da bei den Events am

Hockenheimring sehr viele enge Kurven und keine langen Geraden gefahren

1650 �� = 1,35 1220 ��


werden, kann der Sturzverlauf ein wenig größer sein als auf anderen

Rennstrecken. Dies führt dazu, dass die Rollzentren etwas höher angebracht

werden können. Somit wurde für den Touro II ein vorderes Rollzentrum von

+30�� gewählt. Da die Rollachse etwa parallel zur Hauptträgheitsachse

verlaufen soll, liegt das Rollzentrum an der Hinterachse bei +40 ��, da der

Schwerpunkt der Hinterachse etwas höher liegen dürfte als der der Vorderachse.

Durch diese Lage der Rollzentren und den erhofften niedrigeren Schwerpunkt

des Gesamtfahrzeuges wird die Wankneigung deutlich reduziert.

4.1.3 Momentanpolabstand

Wie in den Grundsatzentscheidungen beschrieben ist eines der Ziele einen

maximalen dynamischen Sturz von 4° an der Vorderach se und 2° an der

Hinterachse zu erreichen. Aus Erfahrungen anderer Teams hat sich gezeigt,

dass es somit sinnvoll ist erst die veränderlichen Größen zu bestimmen und

daraus folgend dann die statischen Werte einzustellen. Da der

Momentanpolabstand großen Einfluss auf den Sturzverlauf hat, wird zunächst

dieser festgelegt. An der Vorderachse ist ein etwas größerer Sturzgewinn als an

der Hinterachse erwünscht, was zur Folge hat, dass der Momentanpolabstand

vorn geringer sein muss als hinten. Aus diesem Grund wurde für die

Vorderachse ein Abstand von 1500�� vorgesehen. Dieser Wert sorgt für den

gewünschten größeren Sturzverlauf und bringt weiterhin akzeptable Werte für die

Radstellung beim Wanken mit sich. An der Hinterachse wurde der Abstand mit

2000�� etwas größer gewählt, um die Sturzänderungen an der angetriebenen

Achse geringer ausfallen zu lassen. Die daraus resultierende etwas schlechtere

Radstellung des kurvenäußeren Rades wird mithilfe eines Stabilisators an der

Hinterachse ausgeglichen.

4.1.4 Spreizung und Lenkrollradius

Da die Spreizung den Lenkrollradius direkt beeinflusst, können beide in einem

Punkt betrachtet werden. Ziel der Auslegung eines Rennfahrzeuges sollte sein,

den Lenkrollradius gegen 0 gehen zu lassen, da somit die wirkenden Momente

auf die Spurstangen gering gehalten werden. Allerdings stellt dies hohe

Anforderungen an den Radträger dar, welcher dadurch im Bauraum stark

eingeschränkt wird. Als nächst bessere Lösung gilt ein kleiner positiver

Lenkrollradius. Ein negativer Lenkrollradius ist bei Rennfahrzeugen unerwünscht,


da dieser bei einseitig wirkender Bremse eine Kraft in Richtung der

Fahrbahnseite mit dem geringeren Grip aufbaut, was zwangsläufig zu einer

Fehleinschätzung des Fahrers führt [2]. Nach mehrfacher Rücksprache mit dem

diesjährigen Radträgerkonstrukteur Jan Möschler wurde ein Lenkrollradius von

20�� an der Vorderachse und 30�� an der Hinterachse realisiert. Die dabei

verwendeten Spreizungswerte liegen vorn bei 7° und hinten bei 2°. Somit trägt

auch die Spreizung zum gewünschten stärkeren Sturzverlauf der Vorderachse

bei und liegt auch noch unter den bei Rennwagen typischen 7°, was somit einen

sehr guten Wert darstellt [2].

4.1.5 Nachlauf

Da die oben genannten Momentanpolabstände zu einem eher unruhigen

Fahrverhalten bei Geradeausfahrt führen, wird an beiden Achsen ein

richtungsstabilisierender Nachlauf vorgesehen. Dieser fällt mit 6° an der

Vorderachse etwas größer aus als die 2° an der Hint erachse. Grund hierfür ist

der gewünschte größere Sturzverlauf an der Vorderachse. Des Weiteren ist es

wichtig zu beachten, dass der große Nachlauf an der Vorderachse für größere

Lenkkräfte sorgt. Dies muss bei der Gestaltung der Lenkung beachtet werden, da

es sonst zu Problemen bei der Lenkbarkeit des Autos bekommen kann. In

folgendem Diagramm ist der aus Momentanpol, Spreizung und Nachlauf

resultierende Sturzverlauf der Vorder- und Hinterachse aufgezeichnet, welcher

als Grundlage für die Auslegung des statischen Sturzes dient. Der statische

Sturz ist noch nicht inbegriffen. Auf einen Nachlaufversatz wurde unterdessen

verzichtet, da sich die Konstruktion des Radträgers dadurch deutlich

komplizierter gestalten würde.


Abbildung 4-1: Sturzverlauf des Touro II

4.1.6 Sturz

Aus dem obigen Diagramm lässt sich der Sturzverlauf des Touro II erkennen. Die

Daten basieren auf den vorher festgelegten veränderlichen Kinematikdaten und

simulieren einen angenommenen Extremfall, bei dem das Fahrzeug eine

maximale Kurvenfahrt mit maximalem Lenkeinschlag durchführt. Dieser Fall tritt

bei der Durchfahrt einer Haarnadelkurve bei trockener Fahrbahn auf. Um die

Vorgabe aus den Grundsatzentscheidungen zu realisieren, ergibt sich für die

Vorderachse ein statischer Sturz von ca. -1° und fü r die Hinterachse ein

statischer Sturz von ca. -1,5°. Da der statische St urz an der Hinterachse

allerdings gegen 0 gehen sollte, um beim Beschleunigen eine maximale

Auflagefläche der Reifen zu erreichen, müssen die Vorgaben geändert werden,

so dass sich ein dynamischer Sturz von -1° an der H interachse einstellt. Somit

wird der statische Sturz an der Hinterachse auf ca. -0,5° eingestellt was eine

zufriedenstellende Lösung darstellt.

4.1.7 Vorspur

Die Vorspureinstellung nimmt einen nicht unerheblichen Einfluss auf den

Rollwiderstand beim Geradeausfahren und das Einlenkverhalten des Autos. So

ist bei heckgetriebenen Rennfahrzeugen an der Vorderachse immer eine kleine

-3

-2,5

-2

-1,5

-1

-0,5

0

0 10 20 30

Stu

rz

Federweg in mm

Sturzverlauf

Vorderachse

Hinterachse


Vorspur vorzusehen. Diese sorgt dafür, dass sich auch bei Geradeausfahrt

Seitenführungskräfte aufbauen und der Wagen somit direkter einlenkt. Des

Weiteren sorgt der Rollwiderstand dafür, dass die Vorderräder während der Fahrt

nach hinten- und somit tendenziell in Richtung Nachspur gedrückt werden [2].

Dies gilt durch die statische Vorspureinstellung zu verhindern. Deshalb ist ein

Vorspurwinkel von 1° an der Vorderachse vorgesehen, was einem typischen

Wert in der Formula Student entspricht. An der Hinterachse ist es so, dass das

Antriebsmoment die Räder beim Beschleunigen in Vorspur drückt, was durch die

ungünstige hintere Querlenkerkonstruktion am Touro 2009 noch verstärkt wurde

und somit sehr deutlich sichtbar war. Aus diesem Grund wird die Hinterachse in

diesem Jahr mit einer leichten Nachspur von 1° vers ehen. Um den Nachteil eines

verstärkten Übersteuerns des Hecks bei Nachspureinstellung zu umgehen, wird

der Verlauf beim Einfedern der Hinterachse zu einer kleineren Vorspur hin

ausgelegt. An der Vorderachse ist keine Änderung der Vorspurwinkel über den

Federweg vorgesehen. Die gewünschten Verläufe der Vorspur beim Federn

werden über die Länge der Spurstangen definiert.

4.1.8 Anfahrnickausgleich

Der Anfahrnickausgleich und der im Punkt 4.1.9 aufgeführte Bremsnickausgleich

der Hinterachse sind zwei voneinander abhängige Größen, da sie beide durch

die Lage der Querlenkerebenen bestimmt werden. Aus Erfahrungen der letzten

Saison ist der Anfahrnickausgleich der wichtigere der beiden Parameter der

Hinterachse. Deshalb wird dieser als steuernder Parameter betrachtet und somit

zuerst ausgelegt. Ein geringer oder negativer Anfahrnickausgleich sorgt dafür,

dass die Hinterräder beim starken Beschleunigen mehr Last bekommen und

somit eine größere Kraft übertragen können. Allerdings entlastet sich dadurch die

Vorderachse, was zu einem starken Untersteuern führt und somit zu

schlechteren Rundenzeiten. Da bei der Formula Student die meisten Punkte bei

den Rundrennen Skid Pad, Autocross und Endurance verteilt werden, wird ein

relativ großer Anfahrnickausgleich von 15% gewählt. Dieser sorgt dafür, dass die

Vorderräder beim Herausbeschleunigen aus der Kurve nicht zu viel Last verlieren

und somit kein großes Untersteuern auftritt. Auch bleibt festzuhalten das sich der

Verlust beim Acceleration Event, der sich aus dieser Auslegung ergibt, nur beim

Beschleunigen im ersten Gang spürbar sein dürfte und somit keinen großen

negativen Einfluss hat.


Abbildung 4-2: Bestimmung des Anfahrnickausgleichs des Touro II

4.1.9 Bremsnickausgleich

Über den Bremsnickausgleich wird definiert wie stark der Vorderwagen beim

Bremsen eintaucht bzw. wie stark das Heck ausfedert. Über diese Auslegung

wird die Stabilität des Rennwagens beim Anbremsen einer Kurve bestimmt. In

der Regel liegen die Werte für den Bremsnickausgleich nicht über 30% [2]. Die

Gründe hierfür sind im Punkt 3.1.9 genauer erläutert. An der Hinterachse ist der

Wert durch den Anfahrnickausgleich bereits festgelegt und ergibt sich zu 50%.

Dies ist ein relativ hoher Wert, der zur Folge hat, dass die Entlastung des Hecks

nicht sehr stark ausfällt und somit eine größere Bremswirkung an der

Hinterachse erzielt werden kann. Des Weiteren stabilisiert diese Auslegung auch

den Bremsvorgang, da das frühzeitige Blockieren der Hinterräder- und somit ein

frühzeitiges Eindrehen des Hecks verhindert wird. Um diese Tendenz der

Bremsauslegung weiterzuführen, wird an der Vorderachse mit 30% auch ein

relativ großer Wert festgelegt. Mit dieser Gesamtauslegung des

Bremsnickausgleiches wird ein sehr starkes Anbremsen vor Kurven möglich, da

keine zu große Gewichtsverlagerung nach vorn stattfindet und somit größere

Kräfte auf die Fahrbahn übertragen werden können. Einen großen Nachteil

dieser Auslegung gibt es an sich nicht, nur wird durch die dadurch bedingte Lage

der Querlenkerebenen die Krafteinleitung in den Rahmen etwas schwieriger, da

die Kräfte zum Teil nicht in der Nähe der stabileren Knotenpunkten am Rahmen

gelegt werden können.


Abbildung 4-3: Bestimmung des Bremsnickausgleichs des Touro II 4.1.10 Zusammenfassung der getroffenen Einstellunge n Tabelle 4-2: Zusammenfassung der Kinematikdaten des Touro II

Kinematische Größe Vorderachse Hinterachse

Radstand 1650 ��

Spurweite 1240 �� 1200 ��

Höhe des Rollzentrums 30 �� 40 ��

Abstand Momentanpol 1500 �� 2000 ��

Spreizung 7° 2°

Lenkrollradius 20 �� 30 ��

Nachlauf 6° 2°

Sturz 1° 0,5°

Vorspur 1° -1°

Anfahrnickausgleich 15 %

Bremsnickausgleich 30 % 50 %

4.2 Erstellung der Kinematikpunkte

Um die Kinematikpunkte zu erstellen wird wie im vorigen Jahr auf ein CAD

Programm zurück gegriffen. Allerdings wird in diesem Jahr die Konstruktion in

AutoCAD 2010 durchgeführt. Gründe hierfür liegen zu einem darin, dass die 2D

Darstellung in AutoCAD für unsere Belange ausreichend ist und zum anderen

gab es im vorigen Jahr Probleme mit dem Zusammenbau des gesamten

Rennwagens. Diese lagen darin begründet, dass sich die Fahrwerksgeometrie

auf 3D Zeichnungen stützte und es somit nicht möglich war die gesamte

Baugruppe zu bewegen. Des Weiteren handelt es sich bei AutoCAD um ein


parametergestütztes Konstruktionsprogramm was die Erstellung der

Kinematikpunkte vereinfacht.

4.2.1 Erstellung der Rollzentren

In den beiden Skizzen der Rollzentren vorn und hinten (Abbildung 4-4 und 4-5)

wird unter anderem die Lage der Querlenkerebenen in der Ansicht von vorn

sichtbar. Desweiteren können aus den Skizzen die Lage der Aufnahmepunkte

am Rahmen in Y-Richtung entnommen werden. Die Lage der Querlenkerebenen

in der Seitenansicht und somit die Lage der Aufnahmepunkte am Rahmen in X-

und Z-Richtung können aus der Abbildung 4-3 Bremsnickausgleich entnommen

werden. Somit sind alle Aufnahmepunkte am Rahmen definiert.

Abbildung 4-4: Skizze des Rollzentrums Vorn

Abbildung. 4-5: Skizze des Rollzentrums Hinten


4.2.2 Erstellung der Radträgerpunkte

In den Skizzen für die Radträger vorn und hinten (Abbildung 4-6 und 4-7) sind

alle wichtigen Koordinaten für die Konstruktion der Querlenker, sowie die

Vorgaben für die Anlenkpunkte der Radträger enthalten. Des Weiteren lassen

sich die Werte für Nachlauf, Spreizung und Lenkrollradius gut aus den beiden

Skizzen ablesen und deren Lage gut nachvollziehen.

Abbildung 4-6: Radträgerpunkte vorn

Abbildung 4-7: Radträgerpunkte hinten


4.2.3 Ansicht von oben

In der Abbildung 4-8 wird die Lage der Querlenker noch einmal verdeutlicht. Sie

dient nur der Veranschaulichung der Fahrwerksgeometrie und wird nicht benötigt

um Kinematikpunkte auszulesen. Da in der Skizze die Spurstangen nicht

eingetragen sind wurden auch die Vorspureinstellungen vorn und hinten nicht

veranschaulicht.

Abbildung 4-8: Ansicht von oben

Die Zusammenfassung aller Kinematikpunkte ist in den Anhängen A1 und A2

dokumentiert.

4.3 Berechnung der auftretenden Kräfte

Zum Berechnen der auftretenden Kräfte werden zuerst die maximalen

Radaufstandskräfte bestimmt. Es gibt zwei Methoden diese zu berechnen. Zum

einen gibt es die Möglichkeit die Kräfte in einer überschlägigen Rechnung über

das „starre“ Gesamtfahrzeug auszurechnen und zum anderen gibt es die

Möglichkeit die Werte über die Stabilisatorrechnung etwas genauer zu

bestimmen [2]. Dazu werden allerdings die genauen Massen aller beweglichen

und unbeweglichen Teile benötigt. Da zum Zeitpunkt dieser Ausarbeitung noch

nicht bekannt war welche Felgen, Reifen, Dämpfer, etc. genutzt werden, musste

auf die überschlägige Rechnung zurückgegriffen werden.


Nach dieser ergibt sich die Radkraftänderung des Gesamtfahrzeuges zu:

∆FW,Z = mV,t ∗ ay ∗ (hv / bm)

mV,t = 300 ��

ay = 1,5 ∗ g = 14,715 �²

hV = 340 ��

bm = 1220 ��

∆FW,Z = 1230,3 N

Nun muss die gesamte Radkraftänderung noch auf die beiden Achsen verteilt

werden. Somit ergibt sich für die Vorderachse mit einem Achslastanteil von 45%:

∆FW,Z,f,0 = ∆FW,Z ∗ 0,45

∆FW,Z,f,0 = 553,6 N

Für die Gesamtkraft an der Vorderachse ergibt sich [2]:

FW,Z,f,0 = ∆FW,Z,f,0 + (mV,t ∗ g ∗ 0,45) / 2

FW,Z,f,0 = 1215,8 N

Dieselbe Rechnung muss nun noch für die Hinterachse mit einem Achslastanteil

von 55% durchgeführt werden. So ergibt sich:

∆FW,Z,r,0 = 676,6 N

Daraus folgt die maximale Gesamtkraft hinten:

FW,Z,r,0 = 1486,0 N


4.3.1 Maximal auftretende Längskräfte

Die maximal auftretenden Längskräfte entstehen beim Bremsen oder

Beschleunigen. Um diese zu berechnen wird zuerst die maximal auf den Boden

übertragbare Kraft in Längsrichtung benötigt. Diese Kraft ergibt sich wie folgt [2]:

FX,W = µX,W ∗ FZ,W

µX,W = 3 kurzzeitiger Maximalwert nach [2]

FZ,W = mV,t ∗ g = 2943 �

FX,W = 8829 N

Bremsen

Nun kann mit diesem Wert die maximale Bremskraft berechnet werden. Für die

Vorderachse ergibt sich die Bremskraft zu [2]:

FX,W,f,0 = FX,W / 2 ∗ 0,45 ∗ (1 + kε,f)

kε,f = 0,3 (Bremsnickausgleich vorn)

kε,r = 0,5 (Bremsnickausgleich hinten)

FX,W,f,0 = 2582,5 N

Für die Hinterachse ergibt sich ein Wert von [2]:

FX,W,r,0 = FX,W / 2 ∗ 0,55 ∗ kε,r

FX,W,r,0 = 1214 N

Somit betragen die Maximalwerte beim Bremsen für ein Vorderrad 2582,5N und

für ein Hinterrad 1214N.


Beschleunigen

Beim Beschleunigen wird nur eine Kraft auf die angetriebenen Hinterräder

ausgeübt. Diese wird wie folgt berechnet [2]:

FX,W,r,0 = FX,W / 2 ∗ 0,55 ∗ (1 - kκ)

kκ = 0,15 (15% Anfahrnickausgleich)

FX,W,r,0 = 2063,8 N

Somit beträgt die maximale Kraft an einem Hinterrad beim Beschleunigen

2063,8N

4.3.2 Maximal auftretende Seitenkräfte

Wie beim Bremsen und Beschleunigen in Längsrichtung entstehen beim

Kurvenfahren Kräfte quer zur Fahrbahn. Auch hier muss erst die maximal auf

den Boden übertragbare Kraft ermittelt werden [2]:

FY,W = µY,W ∗ FZ,W

µY,W = 2,2 Reibbeiwert von Rennreifen [2]

FY,W = 6474,6 N

Dieser Wert muss nun auf die beiden kurvenäußeren Räder runter gerechnet

werden und mit der dynamischen Radlastverlagerung summiert werden. Somit

ergibt sich für ein Rad der Vorderachse [2]:

FY,W,f,0 = FY,W / 2 ∗ 0,45 + ∆FW,Z,f,0 ∗ µY,W

FY,W,f,0 = 2674,8 N


Für die Hinterachse ergibt sich [2]:

FY,W,f,0 = FY,W / 2 ∗ 0,55 + ∆FW,Z,r,0 ∗ µY,W

FY,W,f,0 = 3269,1 N

Somit ergeben sich die maximalen Seitenkräfte beim Rollen an der Vorderachse

zu 2674,8N und an der Hinterachse zu 3269,1N.

4.3.3 Maximale Kräfte an Radträgeranlenkpunkten

Nächster wichtiger Schritt ist die Berechnung der maximalen Kräfte an den

Anlenkpunkten der Radträger. Der Punkt E ist dabei der obere Anlenkpunkt und

der Punkt G der untere. Alle benötigten Geometriedaten sind aus der

Fahrwerksgeometrie ablesbar. In Abbildung 4-9 sind alle benötigten Größen

sichtbar.

Abbildung 4-9: Kräfte in den Gelenkpunkten [2]


Vorderachse

Für die Vorderachse ergeben sich somit folgende benötigte Geometriedaten:

a = rσ ∗ cosσ

= 19,9 mm

b = 145 mm

c = 230 mm

FW,X,f,0 => FX,W,f,0

FW,Y,f,0 => FY,W,f,0

Daraus ergeben sich für den Punkt G folgende Längskräfte [2]:

FG,X,f,0 = FW,X,f,0 ∗ (a+b+c) / c

FG,X,f,0 = 4433,5 N

Für den Punkt E ergeben sich die Kräfte zu [2]:

FE,X,f,0 = FW,X,f,0 ∗ (a+b) / c

FE,X,f,0 = 1851 N

Die Querkräfte ergeben sich im Punkt G zu [2]:

FG,Y,f,0 = FW,Y,f,0 ∗ (b+c) / c

FG,Y,f,0 = 4361 N

Und im Punkt E zu [2]:

FE,Y,f,0 = FW,Y,f,0 ∗ b / c

FE,Y,f,0 = 1686,3 N


Hinterachse

Analog zur Vorderachse werden die Werte für die Hinterachse bestimmt. Somit

ergeben sich folgende Geometriedaten:

a = rσ * cosσ

= 30,0 mm

b = 145 mm

c = 230 mm

FW,X,r,0 => FX,W,r,0

FW,Y,r,0 => FY,W,r,0

Daraus ergeben sich für den Punkt G folgende Längskräfte:

FG,X,r,0 = FW,X,r,0 ∗ (a+b+c) / c

FG,X,r,0 = 3633,9 N

Für den Punkt E ergeben sich die Kräfte zu:

FE,X,r,0 = FW,X,r,0 ∗ (a+b) / c

FE,X,r,0 = 1570,1 N

Die Querkräfte ergeben sich im Punkt G zu:

FG,Y,r,0 = FW,Y,r,0 ∗ (b+c) / c

FG,Y,r,0 = 5330,1 N

Und im Punkt E zu:

FE,Y,r,0 = FW,Y,r,0 ∗ b / c

FE,Y,r,0 = 2061 N


Die Ergebnisse dieser Berechnungen sind auf der einen Seite wichtig für die

Auslegung der Querlenker, aber auch Grundlage für die Konstruktion der

Radträger. Alle Rechnungen sind im Anhang A3 hinterlegt.

4.3.4 Kräfte auf einzelne Querlenkerrohre

Aus den in 4.3.1 bis 4.3.3 berechneten Kräften und den Querlenkergeometrien

lassen sich nun die Kräfte auf die einzelnen Querlenkerrohre berechnen. Diese

Berechnung erfolgt nach den Gesetzmäßigkeiten im allgemeinen Dreieck. In der

Tabelle unten ist eine Zusammenfassung dieser Ergebnisse zu sehen.

Tabelle 4-3: Maximale Kräfte in den Querlenkerrohren Bezeichnung Maximale Belastung

Rohr 1 2171,7 N

Rohr 2 2250,7 N

Rohr 3 5561,6 N

Rohr 4 5739,0 N

Rohr 5 1810,1 N

Rohr 6 1657,7 N

Rohr 7 3654,5 N

Rohr 8 3720,1 N

Die maximal auftretenden Kräfte entstehen jeweils in Längsrichtung also beim

Bremsen und Beschleunigen. Somit ist der vordere untere Querlenker mit den

Rohren 3 und 4 am stärksten belastet. Die genaue Auflistung der Lage der

einzelnen Rohre ist ebenfalls im Anhang B2 dokumentiert.

4.3.5 Kräfte in den Spurstangen

Zu guter Letzt müssen nun noch die Kräfte in den Spurstangen berechnet

werden. Die Kräfte der vorderen Spurstangen werden von der Arbeitsgruppe

Lenkung berechnet. Um die Kraft für die Hinterachse zu berechnen, muss

zunächst das Moment berechnet werden, mit der sich das Rad bei maximaler

Längskrafteinwirkung um die vertikale Achse drehen will.


Dieses ergibt sich zu [3]:

MZ,W,b = FX,W,r,0 ∗ cosτ ∗ rb

rb = rσ ∗ cosσ

rb = 29,98 mm

MZ,W,b = 61,838 Nm

Teilt man dieses Ergebnis nun durch die Länge des Bremskrafthebelarms lS und

durch den Cosinus des Winkels der Spurstange zur Querebene, ergibt sich die

Kraft in der Spurstange zu:

FT = MZ,W,b / (lS ∗ cosα)

lS = 45mm

α = 32°

FT = 1620,4 N

4.4 Konstruktion der Querlenker

Die Grundlage für die Konstruktion der Querlenker bilden die im Punkt 4.1

getroffenen Grundsatzentscheidungen, aus denen die Anforderungen an die

Neukonstruktion hervorgehen. So ist ein Hauptziel die weitere Gewichtsreduktion

der gesamten Querlenkereinheit. Um dies zu erreichen wird verstärkt auf den

Einsatz von hochfestem Aluminium und CFK Rohren gesetzt. Ein weiteres Ziel ist

es radträgerseitig auf die sehr anfälligen Gelenkköpfe zu verzichten. Zu guter

Letzt muss die Anbindung an den Rahmen realisiert werden und darauf geachtet

werden das die ganze Konstruktion steifer und weniger spielbehaftet ist als im

vergangenen Jahr. Da es von Seiten des Reglements, außer des maximalen

Radstandes und der Spurweite, keinerlei Beschränkungen gibt, muss dieses bei

der Konstruktion nicht beachtet werden.

Um mit der Konstruktion starten zu können muss zuerst eine 3D-Skizze auf Basis

der Fahrwerkspunkte erstellt werden. Diese wird benötigt um alle Komponenten

in das Gesamtfahrzeug einzufügen und alle Längen und Winkel ablesen und

anpassen zu können. Erst wenn alle Daten vollständig vorhanden sind können

die Querlenkerbaugruppen von der Skizze abgelöst zusammengefügt werden.

Dies ist wiederum nötig um ein bewegliches Gesamtmodell zu erhalten.


Abbildung 4-10: 3D-Skizze des Fahrwerk 2010

4.4.1 Wahl der Carbonrohre

Um mit der Konstruktion starten zu können muss zuerst die Wahl der zu

verwendenden CFK-Rohre getroffen werden. Die Auswahl erfolgt dabei anhand

der benötigten Knicksicherheit der Rohre. Da das E-Modul von Carbon unter

dem von Stahl liegt müssen die Rohre dicker gewählt werden als im Vorjahr.

Nach Absprache mit anderen Teams haben wir uns für 20 x 16mm Rohre

entschieden. Um nachzuweisen ob diese unseren Anforderungen gerecht

werden, muss die Knicksicherheit für den größten Lastfall berechnet werden. Die

Berechnung erfolgt nach dem Eulerschen Lastfall 2 für beidseitig gelenkig

gelagerte Stäbe. Die Berechnung der Knicksicherheit geschieht wie folgt [13]:

FK = ( π2 ∗ EC ∗ I ) / ( l42 )

EC = 120.000 N/mm2 [14] l4 = 270 mm

I = π / 4 ∗ ( RA4 – RI

4 )

RA = 10 mm

RI = 8 mm

I = 4637 mm4

FK = 75,33 kN

S = FK / F4 = 13,1


Die maximale Knicklast beträgt somit 75,33 kN. Dies führt zu einem extrem

hohen Knicksicherheitsfaktor von 13,1. Somit könnten theoretisch dünnere Rohre

gewählt werden. Da wir allerdings noch keine Erfahrungen mit diesem Material

haben und Carbon sehr anfällig gegen harte Schläge ist, werden die Rohre bei

dieser Dicke belassen.

4.4.2 Kleben von Carbonrohren

Da in diesem Jahr das erste Mal CFK-Rohre verbaut werden gibt es im Team

noch keinerlei Erfahrungen mit dem Kleben von Welle-Nabe Verbindungen.

Glücklicherweise haben wir mit Henkel Loctite einen Partner gefunden der uns

sowohl bei der Auslegung der Klebeverbindung als auch mit der Bereitstellung

der benötigten Klebstoffe zur Seite steht. Um eine gute Haltbarkeit von

Klebeverbindungen zu erreichen ist es wichtig bei der Gestaltung der zu

verklebenden Teile eine große Klebefläche vorzusehen. In Abbildung 4-11 ist

beispielhaft das richtige und falsche Verkleben von Welle-Nabe Verbindungen

dargestellt.

Abbildung 4-11: Beispiele für das Verkleben von Welle-Nabe Verbindungen [15]

Oben: schlechte Klebeverbindungen; Unten: gute Klebeverbindungen

Des Weiteren ist es wichtig die zu verklebenden Teile mit einer Fügefase von

15°-35° zu versehen, da scharfe Kanten den Kleber b eim Fügevorgang sonst nur

abschieben und die Bauteile nicht komplett benetzt werden [16]. Die Oberflächen

sollten vor dem Verkleben angeraut und gründlich gesäubert werden. Dies

geschieht entweder mit Aceton oder speziellen Reinigungsmitteln, die uns

ebenfalls zur freien Verfügung bereit stehen. Anschließend kann nun der Kleber

aufgetragen werden. Dies geschieht am besten Ringförmig jeweils an den Enden


der Werkstücke. Bei größeren Fügelängen werden zusätzlich drei Bahnen Kleber

um 120° versetzt entlang der Klebefläche aufgetrage n [16]. In der Abbildung 4-12

ist der prinzipielle Aufbau einer Klebung bildlich dargestellt. Der Fügevorgang

geschieht dann unter leicht gegenläufiger Drehung der beiden Bauteile um den

Kleber gut zu verteilen.

Abbildung 4-12: Aufbau einer Klebung Welle/Nabe Zu guter Letzt gilt es noch einen geeigneten Klebstoff für die zu verbindende

Werkstoffpaarung zu finden. Mit Hilfe der freundlichen Vertreter von Loctite

haben wir uns für den medizinischen Kleber M-31CL-EN auf Epoxid-Harz-Basis

entschieden. Dieser ist geeignet um Metalle und starre Kunststoffe zu verbinden

und zeichnet sich durch seine niedrige Viskosität, gute Spaltüberbrückung und

hohe Festigkeit aus. So ist dieser Kleber in der Lage bei der vorliegenden

Materialpaarung unter optimalen Bedingungen eine Festigkeit von 20,6 N/mm2 zu

erreichen [Anlage C3].

4.4.3 Radträgeranbindung

Mit den grundlegenden Kenntnissen über die Gestaltung der Klebestellen kann

nun mit der Konstruktion der Radträgeranbindungen begonnen werden.

Grundsätzlich müssen diese Aufnahmen zwei Querlenkerrohre aufnehmen und

die in diesem Jahr verwendeten Gelenklager. Es handelt sich also um ein

Frästeil, dessen Abmaße stark von den Klebestellen und den verwendeten

Gelenklagern abhängt. Deshalb gilt es zuerst festzulegen welche Gelenke

genutzt werden sollen. Da Hirschmann alle Formula Student Teams unterstützt

und Sonderkonditionen anbietet werden wir auch dieses Jahr wieder auf Gelenke

aus diesem Hause zurückgreifen. Die Entscheidung fiel dabei auf die Variante

SCP8IR. Hierbei handelt es sich um ein wartungsfreies


Hochleistungsgelenklager mit der Nenngröße M8. Es eignet sich sehr gut für den

vorliegenden Anwendungsfall, da es sehr kompakte Außenabmaße besitzt,

rostgeschützt und wartungsfrei ist. Die dynamischen Tragzahlen sind mit 18kN

mehr als ausreichend [17]. Als zweiten Punkt gilt es die Klebestellen auszulegen.

Als Faustregel gilt: „Länge der Klebefläche = Durchmesser der zu klebenden

Welle“ [16]. Da die Carbonrohre einen Außendurchmesser von 20mm haben

wurde die Länge der Klebefläche auf 20mm festgelegt. Somit kann nun die

maximale Kraft in axialer Richtung berechnet werden [15]:

FKL = A ∗ τD2 ∗ fges

A = 2 ∗ π ∗ r ∗ h + π ( RA2 – RI

2 )

A = 1105 mm2

τD2 = 20,6 N / mm2

fges = 0,5 ~ 0,8

FKL = 11,38 kN

Es ergibt sich somit eine maximal übertragbare Kraft, bei einem Einflussfaktor

von 0,5, von 11,38 kN. Der Einflussfaktor fges hängt von vielen Faktoren wie

Klebespalt, Oberflächenrauhigkeit, Temperatur, usw. ab und muss über einen

Zugversuch nachgewiesen werden. Somit ist die Klebefläche ausreichend groß

gestaltet und kann für die Konstruktion genutzt werden. Damit sind alle

Einflussfaktoren bestimmt und die Aufnahmen können konstruiert werden. In

Abbildung 4-13 ist die Radträgeraufnahme vorn oben abgebildet. Sie dient als

Beispiel der vier oberen Anbindungen, da sich diese nur minimal im

Spreizungswinkel der Querlenkeranbindung unterscheiden.


Abbildung 4-13: Beispiel einer Radträgeraufnahme oben Im Gegensatz zu den oberen Anbindungen unterscheiden sich die unteren

stärker. Dies liegt daran das die Anbindung der Pushstangen eine zusätzliche

Aufgabe darstellt. In Abbildung 4-14 ist eine untere Aufnahme abgebildet bei der

die Anbindung für die Pushstange gut erkennbar.

Abbildung 4-14: Beispiel einer Radträgeraufnahme unten


Wichtig bei der Konstruktion der unteren Aufnahmen ist es darauf zu achten,

dass die Krafteinleitung in die Pushstangenaufnahme möglichst linear geschieht,

um Verdrehungen wie im vorigen Jahr zu vermeiden. Abbildung 4-15 zeigt die

Schnittansicht durch eine obere Aufnahme. In diesem Bild ist gut zu sehen wie

filigran die Gelenkköpfe gefertigt sind und wie diese eingebracht und gesichert

werden. Auch die Fügefasen an den Klebestellen lassen sich gut erkennen.

Abbildung 4-15: Schnittansicht obere Radträgeraufnahme komplett Die technischen Zeichnungen zu den einzelnen Aufnahmen befinden sich im

Anhang B9 – B12.

4.4.4 Rahmenseitige Anbindung

Die Rahmenseitige Anbindung teilt sich in zwei Gebiete. Dies ist einmal die

Anbindung der CFK-Rohre an die Aufnahmen am Rahmen und auf der anderen

Seite die Aufnahmen am Rahmen selbst. Die Anbindung der Carbonrohre ist

rahmenseitig sehr viel einfacher als radträgerseitig. Einzige Aufgabe ist hier die

oben definierte Klebefläche zu erstellen und eine lösbare

Verbindungsmöglichkeit zu schaffen. Diese Verbindung wird wie in den letzten

Jahren mit Hirschmann Gelenkköpfen realisiert. Diese bieten den Vorteil, dass

eine Nachjustierung möglich ist und stellt somit geringere Anforderungen an die

Genauigkeit des geschweißten Rahmens. Basierend auf der Rechnung aus dem

letzten Jahr werden wieder die Gelenkköpfe SMXCP8 gewählt. Die auftretenden

Kräfte in den Querlenkerrohren sind zwar ein wenig kleiner geworden,

rechtfertigen allerdings nicht die Wahl von M6 Gewinden. Desweiteren würde es

mit kleineren Gewinden Probleme bei der Auszugsfestigkeit aus den Alu-Hülsen

geben. Zwar gab es den Ansatz dieses Problem mit Ensat Gewindeeinsätzen zu

lösen, allerdings wäre der Kostenaufwand im Vergleich zum ersparten Gewicht


zu hoch gewesen. In folgender Abbildung ist die fertige Hülse im Schnitt zu

sehen.

Abbildung 4-16: Schnittansicht Aufnahmehülse komplett Nun muss noch die Konstruktion der Anbringung am Rahmen erfolgen. Dazu gibt

es grundsätzlich zwei Möglichkeiten. Die eine Möglichkeit ist es

Anschweißlaschen am Rahmen vorzusehen oder aber eine Aluminiumaufnahme

auf den Rahmen zu Schrauben. Beide Varianten haben Vor- und Nachteile. So

sind die Anschweißlaschen in der Regel leichter als die Aluminiumaufnahmen

samt Verschraubung, allerdings ist die Krafteinleitung in den Rahmen ungünstig,

da sie nur über eine kleine Fläche geschieht. Im Gegensatz dazu ist die

Krafteinleitung bei den Aufnahmen wesentlich großflächiger. Nach langen

Überlegungen und vielen Konstruktionsversuchen wurde entschlossen die

unteren Querlenker über Anschweißlaschen zu befestigen und die oberen über

die Aluminiumaufnahmen. Der Grund für diese Entscheidung liegt darin, dass die

unteren Querlenker alle in unmittelbarer Nähe von Knotenpunkten liegen. Dies

führt dazu, dass die Aluminiumaufnahmen äußerst komplizierte Teile werden und

auch die Verschraubung sehr schwierig wäre. Des Weiteren ist die

Krafteinleitung in diese Knotenpunkte weniger kritisch, als in größeren

Entfernungen zu den Knotenpunkten. Die oberen Querlenker wiederum liegen

alle weiter entfernt von diesen Knotenpunkten, was zu einem die Anbringung der

Aufnahmen erleichtert und zum anderen die flächige Krafteinleitung wichtiger


macht. In folgender Abbildung 4-17 ist eine der Aufnahmen abgebildet. Es

handelt sich dabei um ein einfaches Frästeil was bei fast allen oberen

Querlenkern angebracht wird. Durch die beiden oben liegenden Löcher wird das

Hirschmann Gelenk befestigt und durch die unteren wird die Aufnahme am

Rahmen verschraubt.

Abbildung 4-17: Querlenkeraufnahme Die einzige Aufnahme die sich von den anderen unterscheidet, ist die für den

hinteren oberen Querlenker. Grund dafür ist das hier die Spurstange mit befestigt

werden muss. In Abbildung 4-18 ist dies gut zu erkennen. Die hinten unten

liegende Fase dient lediglich dazu genügend Platz zur Schweißnaht am Rahmen

zu haben.

Abbildung 4-18: Querlenker-, Spurstangenaufnahme hinten


4.4.5 Zusammenfügen der einzelnen Komponenten

Zu guter Letzt müssen nun alle Komponenten in die 3D-Skizze integriert werden.

Dies ist notwendig um die Abstände zwischen den Komponenten messen zu

können, welche schließlich der Länge der CFK-Rohre entsprechen. In der

Abbildung 4-19 ist die komplett zusammengefügte 3D-Skizze zu sehen.

Abbildung 4-19: Fahrwerk ohne CFK-Rohre

In dieser Datei können nun alle sich ergebenden Längen gemessen werden. Die ermittelten Werte für die Länge der CFK-Rohre sind in Tabelle 4-4 aufgelistet. Tabelle 4-4: Längen der CFK-Rohre

Bezeichnung Länge

CFK-Rohr 1 271,4 mm

CFK-Rohr 2 237,8 mm

CFK-Rohr 3 276,7 mm

CFK-Rohr 4 256,8 mm

CFK-Rohr 5 197,1 mm

CFK-Rohr 6 172,6 mm

CFK-Rohr 7 185,6 mm

CFK-Rohr 8 190,8 mm

Spurstange hinten 176,5 mm


Anschließend können nun die Carbonrohre Konstruiert und die fertigen, von der

Skizze abgelösten, Baugruppen erstellt werden. Anschließend können alle

Baugruppen zu einem komplett beweglichen Modell zusammengefügt werden.

Abbildung 4-20 zeigt das fertige Fahrwerksmodell inklusive Rahmen und

Federung.

Abbildung 4-20: Fahrwerk komplett

4.5 Überprüfung der Konstruktion

Nachdem die Konstruktion abgeschlossen ist, muss nun die Betriebssicherheit

der am stärkst belasteten Komponenten nachgewiesen werden. Dabei handelt es

sich bei den Rahmenanbindungen um die hintere Anbindung, welche gleichzeitig

ein Querlenkerrohr und die Spurstange aufnimmt. Radträgerseitig ist die vordere

untere Aufnahme am stärksten belastet, da hier die größten Querlenkerkräfte

wirken und gleichzeitig die vordere Pushstange aufgenommen wird. Diese

beiden Teile werden mittels FEM-Analyse überprüft. Weiterhin ist es wichtig die

Belastbarkeit der Klebeverbindungen nachzuweisen. Hierzu wird ein Zugversuch

durchgeführt, der auch zur Ermittlung des Einflussfaktors fges der Klebung dient.


4.5.1 FEM-Analyse der Rahmenanbindung hinten

Zur Analyse der Rahmenanbindung wird das Modell zuerst als IGS-Datei in das

Programm Altair Hyperworks eingespielt. Dieses zeichnet sich durch eine hohe

Benutzerfreundlichkeit aus und bietet einen guten Einstieg in die FEM-

Berechnung. Nach dem Einlesen der Datei wird diese mit Hilfe von HyperMesh

vernetzt und mit den nötigen Randbedingungen versehen. Dabei werden die

beiden unteren Schraubenenden und die beiden Außenseiten des

Rahmenrohres fest eingespannt. Der Kontakt zwischen der Konsole und dem

Rohr wird im Bereich der Unterlegscheiben als fest verbunden definiert und auf

der restlichen Fläche als Initialkontakt ausgeführt. Damit ist sichergestellt, dass

die erwartete Abhebung der Konsole vom Rohr im hinteren Bereich nicht

blockiert wird. Die Kräfte sind an den Enden der beiden Gelenkköpfe angebracht.

Die Kraft im vorderen Gelenkkopf (links in Abbildung 4-21) entspricht der

maximalen Kraft im Querlenkerrohr 6 und beträgt 1657,7N. Im hinteren

Gelenkkopf liegen 1620,4N an, was der maximalen Kraft in der Spurstange

entspricht. Das fertige Modell wird nun als Quellcode an das Programm Ansys

übergeben und ausgewertet. Abbildung 4-21 zeigt die Vernetzung und die

Randbedingungen in Ansys. Die Aufteilung der Kräfte in einzelne

Lastkomponenten geschieht automatisch beim Übertragen der Daten und führt

zu keinerlei Fehlern.

Abbildung 4-21: Vernetzung und Randbedingungen der Rahmenanbindung


Die folgende Auswertung wurde mit Hilfe von Ansys berechnet. In Abbildung

4-22 ist die maximale Verformung der Baugruppe zu sehen. Wie erwartet kommt

es zu einer minimalen Anhebung der Konsole im hinteren Bereich, welche aber

absolut unkritisch ist.

Abbildung 4-22: maximale Deformation der Rahmenanbindung Die maximal auftretende Spannung liegt im Bereich der hinteren Verschraubung.

Diese tritt zum einen durch die wirkende Zugkraft, aber auch durch das

entstehende Biegemoment auf. Der Maximalwert nach der Vergleichsspannung

von Mises liegt bei 90N/mm² und ist somit absolut unbedenklich, da die maximale

Zugfestigkeit des verwendeten Aluminiums bei 480N/mm² liegt [Anhang C1].

Abbildung 4-23 zeigt den Bereich des maximalen Spannungsverlaufes.


Abbildung 4-23: Vergleichsspannung nach von Mises der Rahmenanbindung

4.5.2 FEM-Analyse der Radträgeranbindung vorn unten

Auch die Radträgeranbindung wird mittels Altair Hyperworks vernetzt und mit den

erforderlichen Randbedingungen versehen. Wichtig bei der Anbringung der

Einspannungen ist es, die in der Praxis auftretende Schwenkbewegung der

Rohre zu gewährleisten, um keine Versteifungen im Bereich der Rohrenden zu

erhalten. Um dies zu gewährleisten, wird am rahmenseitigen Ende der Rohre ein

Punkt in deren Mitte erstellt, an denen jeweils ein neues Koordinatensystem

angebracht ist, welches am jeweiligen Carbonrohr ausgerichtet ist. Diese Punkte

sind in axialsymmetrischer Richtung gefesselt und mit einem Netz mit den

umliegenden Punkten verbunden. Somit sind die gewünschten rotatorischen

Freiheitsgrade an dieser Stelle gegeben. In Abbildung 4-24 ist die Einspannung

in diesem Bereich zu erkennen.


Abbildung 4-24: Einspannung der Radträgeranbindung Die Verbindung der Carbonrohre mit dem Frästeil ist im Bereich der Klebestellen

mittels Kontakten als „immer verklebt“ definiert. Die Anbindung der Pushstange

an das Querlenkerdreieck ist starr ausgeführt. Dies führt dazu, dass in diesem

Bereich Spannungserhöhungen zu erwarten sind, was letztendlich zu einem eher

konservativen Ergebnis führt und somit kein Problem darstellt. Die Anbringung

der Kräfte erfolgt im Mittelpunkt der Radträgeraufnahme auf die gleiche Art und

Weise, wie die Einspannung der CFK-Rohre. Es werden in Längsrichtung

4433,5N angetragen, welche bei einer Vollbremsung auftreten (siehe Punkt

4.3.3). In vertikaler Richtung kommen durch die Gewichtsverlagerung beim

Bremsen 1324N zustande, welche der doppelten Normalkraft entspricht [2]. In

Abbildung 4-25 ist die Vernetzung und Krafteinleitung gut zu erkennen.


Abbildung 4-25: Vernetzung und Kraftanbringung der Radträgeraufnahme

Die Auswertung wird wiederum in Ansys durchgeführt. Abbildung 4-26 zeigt die

Vergleichsspannung nach von Mises im gesamten Modell. Die Bereiche der

Spitzenspannungen sind in der Ansicht allerdings nicht auszumachen.

Abbildung 4-26: Vergleichsspannung nach von Mises der Radträgeraufnahme

Diese befinden sich im unteren Bereich der Bohrung für das Gelenklager. Der

Maximalwert von 241N/mm² ist nicht aussagefähig, da er die Folge von


Spannungsspitzen durch Versteifungen einzelner Elemente im Bereich der Nut

ist. Der in Abbildung 4-27 sichtbare gelbe Bereich ist aussagefähiger und stellt

sich bei ca. 180N/mm² ein. Somit ist die Radträgeranbindung, welche aus dem

gleichen Material wie die Rahmenanbindung besteht, ausreichend dimensioniert.

Abbildung 4-27: Bereich der maximalen Spannungen nach von Mises

4.5.3 Zugversuch der Klebeverbindung

Zum Abschluss der Festigkeitsnachweise der Konstruktionen wurde ein

Zugversuch von drei Klebeproben durchgeführt. Dieser Versuch wurde an der FH

Mittweida unter Aufsicht von Prof. Dr.-Ing. Frank Müller durchgeführt. Dabei kam

es zu folgenden Ergebnissen:

Tabelle 4-5: Ergebnisse Zugversuch Name Fm [N] Einflussfaktor fGes

Zugprobe 1 8761,2 0,38 Zugprobe 2 5552,3 0,24 Zugprobe 3 4579,3 0,20

Die erreichten Ergebnisse können nicht als zufriedenstellend angesehen werden,

da eine sehr große Streuung der einzelnen Werte auftritt und des Weiteren sehr

geringe Einflussfaktoren und somit geringe Auszugskräfte erreicht wurden. Der


maximal erreichte Wert für die Auszugskraft liegt bei 8761,2N und ist somit ca.

2,5kN kleiner als der in Punkt 4.4.3 erwartete Minimalwert. Die anderen beiden

Werte fallen noch deutlich weiter nach unten ab. Diese Tatsache macht eine

genaue Untersuchung der Klebeproben erforderlich, um mögliche Fehler beim

Klebevorgang zu erkennen. Dabei wurde festgestellt, dass die Proben 2 und 3

wesentlich weniger benetzt waren, als die erste Probe. Dies erklärt den starken

Abfall der Auszugskraft bei den letzen beiden Zugversuchen. Der Grund hierfür

liegt in der zu sparsamen Verwendung des Klebstoffes und den zu klein

gestalteten Fügefasen, welche einen Großteil des Klebstoffes von den Proben

abgestriffen haben. In den folgenden Abbildungen (4-28 bis 4-30) ist die

Benetzung der einzelnen Proben ersichtlich.

Abbildung 4-28: Aluminiumhülse aus Zugversuch 1




Das zweite Problem wurde in der zu glatten Oberfläche der CFK-Rohre erkannt,

welche keinen guten Haftgrund für den Klebstoff darstellt. Diese wurden innen

zwar leicht angeraut, allerdings nicht genug um ein zufriedenstellendes

Kleberesultat zu erreichen. Abbildung 4-31 zeigt eines dieser Proberohre. Darauf


ist gut zu erkennen, dass keinerlei Klebstoffrückstände am Rohr zu erkennen

sind, was ein deutliches Zeichen für mangelndes Haftvermögen ist.

Abbildung 4-31: CFK-Rohr nach Zugversuch

Somit sind erste Ursachen für die mangelhaften Ergebnisse der ersten

Versuchsreihe gefunden.

Um die gewonnen Erkenntnisse umzusetzen und deren Wirksamkeit zu

überprüfen wird es eine weitere Versuchsreihe geben. Sollte diese immer noch

nicht den gewünschten Erfolg zeigen, besteht weiterhin die Möglichkeit unseren

Sponsor Henkel Loctite in dessen Forschungszentrum in Hannover zu besuchen.

Dort würde dann ein Lehrgang und weitere Versuche durchgeführt werden, um

die Klebetechnologie prozesssicher zu beherrschen.

4.6 Ergebnisse der Fahrwerkskonstruktion

Abschließend gilt festzuhalten, dass durch die Neukonstruktion des Fahrwerkes,

die vorangestellten Ziele erfüllt werden konnten. So ist es gelungen, durch den

konsequenten Einsatz von Leichtbaumaterialien das Gewicht des gesamten

Fahrwerkes im Vergleich zum Vorjahreswagen um 6,2 kg (ca. 53%) zu

verringern. Weiterhin konnten die auf den Rahmen wirkenden Kräfte und

Momente stark reduziert werden, was einen leichteren Rahmen möglich machte.

Dieser konnte durch die neue Anordnung der hinteren Querlenker auch deutlich

einfacher gestaltet werden. Des Weiteren konnte, durch die Neugestaltung des

Fahrwerkes, auf die anfälligen Gelenkköpfe an den Außenseiten der


Querlenkerdreiecke verzichtet werden. Dadurch konnte die Haltbarkeit des

Fahrwerkes deutlich gesteigert werden. Außerdem wurde darauf geachtet, dass

ausreichend viele, aber keine unnötigen, Einstellmöglichkeiten vorhanden sind.

Dies soll zusammen mit den enger gewählten Toleranzen das Spiel im Fahrwerk

deutlich reduzieren und somit zu einem sichereren Fahrverhalten führen.

5 Beschreibung des Programms CarMaker 64

5 Beschreibung des Programms CarMaker

Seit mittlerweile zwei Jahren gibt es im TMM-Team der Hochschule Mittweida

(FH) eine Lizenz für das Simulationsprogramm CarMaker der Firma IPG. Dabei

handelt es sich um eine Simulationssoftware, mit deren Hilfe eine vorhandene

Fahrwerksgeometrie auf ihre Eigenschaften hin untersucht werden kann. Dazu

müssen die vorhandenen Kinematikdaten in IPG Kinematics eingepflegt und

Größen wie Gewicht, Schwerpunkt, Reifenkennwerte, etc. festgelegt werden.

Nachdem alle Daten eingegeben sind können diese anschließend an das

eigentliche Simulationsprogramm übergeben werden. Anschließend kann ein

Fahrer sowie ein Dummy des Rennwagens erstellt werden, welcher danach auf

einer selbst erstellten Renntrecke getestet und mit den gewonnenen Daten

optimiert werden kann. So können Schritt für Schritt Verbesserungen im

Fahrverhalten erzielt werden.

Beim Versuch das Programm für die Auslegung des Fahrwerks von 2009 zu

nutzen, sind schon im letzten Jahr viele Probleme aufgetreten. Zum einen kam

es immer wieder zu Fehlermeldungen, die zum Teil nicht nachvollziehbar waren.

Zum anderen waren die Ergebnisse, die zum Teil ausgegeben wurden, völlig

unrealistisch. Auch nach großen Bemühungen wurde im letzten Jahr keine

Lösung für die vorhandenen Probleme gefunden. Nach einigen Gesprächen sind

wir der Meinung, dass der Fehler im Programm liegt. Diese Meinung vertraten

auch andere Teams während des Events in Hockenheim. Des Weiteren muss gilt

festzuhalten, dass dieses Programm nur der Überprüfung des Fahrwerks dient,

allerdings nicht bei der eigentlichen Entwicklungsarbeit hilft. Vielmehr dient es

dazu, die entscheidenden Zehntel zu finden, die letztendlich über Sieg oder

Niederlage entscheiden. Weiterhin muss angemerkt werden, dass uns die für die

Simulation extrem wichtigen Reifendaten nicht zur Verfügung stehen, was eine

genaue Simulation unmöglich macht. Des Weiteren können aufgrund fehlender

Möglichkeiten in der Werkstatt keine genauen Fahrwerkseinstellungen

vorgenommen werden. Dies führte zu dem Schluss, dass die Anwendung dieses

Programmes auf ungewisse Zeit verschoben wurde, da es wichtiger ist

grundlegendere Aufgaben in Angriff zu nehmen.

Dennoch sollte die Idee dieses Programm in den Entwicklungsprozess

zukünftiger Fahrwerke einzubinden nicht verworfen werden. Dafür müssen

allerdings Grundlagen geschaffen werden, die im Moment noch nicht vorhanden

sind. Die benötigten Reifendaten könnten in der nächsten Saison vorhanden

5 Beschreibung des Programms CarMaker 65

sein, da wir mit Continental einen Partner gefunden haben, der uns diese zur

Verfügung stellen könnte. Des Weiteren muss ein gut funktionierendes Fahrwerk

vorhanden sein, um die Optimierung schon sehr früh durchzuführen zu können.

Nur so ist es möglich die gewonnen Erkenntnisse in die Konstruktion einfließen

zu lassen.

6 Zusammenfassung 66

6 Zusammenfassung

In der vorliegenden Diplomarbeit wurde ein Fahrwerk für die Rennserie Formula

Student entwickelt. Dazu wurde eine umfassende Erläuterung des benötigten

Grundwissens vorangestellt und eine Auswertung der bisherigen Fahrwerke des

Motorsportteams der Hochschule Mittweida (FH) durchgeführt. Aus den daraus

gewonnen Erkenntnissen wurde anschließend das Fahrwerk für die Saison 2010

neu konzipiert. Nachdem die kinematische Auslegung des neuen Fahrwerkes

abgeschlossen war, wurde dieses berechnet und danach die neuen

Komponenten konstruiert. Am Ende des Entwicklungsprozesses wurden die am

stärksten belasteten Teile mittels FEM-Analyse auf ihre Betriebssicherheit

überprüft und ein Zugversuch zur Ermittlung der übertragbaren Kräfte an den

Klebestellen durchgeführt.

Weiterhin soll diese Arbeit den kommenden Teams den Einstieg in die

Fahrwerksthematik erleichtern und eine Grundlage für weitere Verbesserungen

sein. Aus diesem Grund wurde großer Wert auf die möglichst genaue

Erläuterung der einzelnen Schritte gelegt. Ansätze für weitere Verbesserungen

sind unter anderem die weitere Gewichtsoptimierung der einzelnen

Komponenten. Hierzu werden weitere Versuchsreihen notwendig sein, um die

Belastungsgrenzen der verwendeten Materialien auszuloten. Ein weiterer Punkt

wäre die Einbindung des Programmes CarMaker in den Entwicklungsprozess.

Dazu wird allerdings ein größerer zeitlicher Vorlauf benötigt. Weitere

Optimierungen sind zum jetzigen Zeitpunkt schwer abzuschätzen und müssen

sich aus verschiedenen Testergebnissen und den Ergebnissen der anstehenden

Events ergeben.

Anlage A: Fahrwerksdaten 67

Anlage A: Fahrwerksdaten

A.1 Fahrwerkspunkte 2010

A.2 Radträgeranlenkpunkte 2010

A.3 Fahrwerksberechnungen


>> A.1 Fahrwerkspunkte 2010 <<


>> A.2 Radträgeranlenkpunkte 2010 <<


>> A.3 Fahrwerksberechnungen 2010 <<

Anlage B: Technische Zeichnungen / Stückliste 71

Anlage B: Technische Zeichnungen / Stückliste

B.1 Stückliste

B.2 Baugruppenzeichnung Zusammenbau Fahrwerk

B.3 Teilzeichnung Carbonrohre

B.4 Teilzeichnung Aufnahme-Rahmen 1



B.7 Teilzeichnung Hülse M8

B.8 Teilzeichnung Hülse M8 Linksgewinde

B.9 Radträgeraufnahme vorn oben

B.10 Radträgeraufnahme vorn unten

B.11 Radträgeraufnahme hinten oben

B.12 Radträgeraufnahme hinten unten


>> B.1 Stückliste <<


>> B.2 Baugruppenzeichnung Zusammenbau Fahrwerk <<


>> B.3 Teilzeichnung Carbonrohre <<


>> B.4 Teilzeichnung Aufnahme-Rahmen 1 <<


>> B.7 Teilzeichnung Hülse M8 <<


>> B.8 Teilzeichnung Hülse M8 Linksgewinde <<


>> B.9 Teilzeichnung Radträgeraufnahme vorn oben <<


>> B.10 Teilzeichnung Radträgeraufnahme vorn unten <<


>> B.11 Teilzeichnung Radträgeraufnahme hinten oben <<


>> B.12 Teilzeichnung Radträgeraufnahme hinten unten <<

Anlage C: Technische Datenblätter 84

Anlage C: Technische Datenblätter

C.1 Datenblatt AW-7075

C.2 Datenblatt CFK-Rohre

C.3 Datenblatt Klebstoff M-31 CL-EN


>> C.1 Datenblatt AW-7075 <<


>> C.2 Datenblatt CFK-Rohre <<


>> C.3 Datenblatt Klebstoff M-31 CL-EN <<

Literaturverzeichnis 88

Literaturverzeichnis

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20066.gif&imgrefurl=http://loctite.fast.de/wwdh/de/i119ch07.htm&usg=__7bCBu0

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26sa%3DN%26start%3D21 (Abruf am 07.02.2010)

[16] LOCTITE DEUTSCHLAND GMBH : Einführung in die Klebetechnik; 2.

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http://www.hirschmanngmbh.com/index.php?id=324 (Abruf am 07.02.2010)

Danksagung 90

Danksagung

An dieser Stelle möchte ich mich bei all denjenigen bedanken, die mich bei der

Anfertigung der vorliegenden Diplomarbeit unterstützt haben.

Ein besonderer Dank gilt meinen beiden Betreuern Herrn Prof. Dr.-Ing.

Weidermann, für die Vergabe und Betreuung der Diplomarbeit, sowie Herrn Dipl.-

Ing. Wüstrich für seine hilfreichen Anregungen und seine Bereitschaft als

Zweitgutachter zu fungieren.

Weiterhin möchte ich mich bei Herrn Süchting und Herrn Tzschunke bedanken,

welche mir mit ihrem technischen Know-How bei der Fertigung der benötigten

Bauteile geholfen haben.

Außerdem möchte ich mich bei Herrn Prof. Dr.-Ing. Müller für die schnelle und

unkomplizierte Hilfe bei den durchgeführten Zugversuchen bedanken.

Ein herzliches Dankeschön geht zudem an alle Teammitglieder des Technikum

Mittweida Motorsport, die mir in zahlreichen Diskussionen viele Anregungen zur

Gestaltung des Fahrwerkes gegeben haben.

Nicht zuletzt möchte ich besonders meiner Familie danken, die mir durch ihre

fortwährende Unterstützung dieses Studium und die damit verbundene

Diplomarbeit erst ermöglicht haben.

Erklärung 91

Erklärung

Hiermit erkläre ich, dass ich die vorliegende Diplomarbeit selbständig angefertigt habe. Es wurden nur die in der Arbeit ausdrücklich benannten Quellen und Hilfsmittel benutzt. Wörtlich oder sinngemäß übernommenes Gedankengut habe ich als solches kenntlich gemacht.

Ort, Datum Unterschrift

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