Progetto e Sviluppo di Sospensioni e Sistema di Sterzo per Veicolo per Formula SAE

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1 INTRODUZIONE 
1.1 Cos’è la Formula SAE 
La Formula SAE nasce nel 1978 negli Stati Uniti, con l’obiettivo di dare agli studenti la 
possibilità di mettere in pratica le conoscenze acquisite durante il percorso di studi. La 
manifestazione rappresenta inoltre un’occasione per entrare a conoscenza delle piø 
avanzate realtà tecnologiche del settore. Allo stato attuale si contano oltre 450 università 
partecipanti in tutto il mondo. 
Durante la competizione vengono valutati sia la validità dei progetti che le prestazioni dei 
veicoli in prove dinamiche previste dai regolamenti (tabella 1.1). 
 
Tabella 1.1: 
Lista dei punteggi 
 
 
Static Events Presentation 75  
 Engineering Design 150  
 Cost Analisys 100 325 
Dynamic Events Acceleration 75  
 Skid-Pad  50  
 Autocross  150  
 Fuel Economy 100  
 Endurance 300 675 
    1000 
 
Come si vede assumono importanza non solo le prove in pista (prove dinamiche), ma 
anche gli eventi statici. Oltre alla progettazione porta punteggio anche l’analisi dei costi, 
mentre tra gli eventi dinamici si fa notare la presenza della voce sui consumi, a 
dimostrazione di quanto all’avanguardia sia la competizione. 
I vincoli imposti dai regolamenti sono restrittivi solo laddove un errore di progettazione 
possa andare ad intaccare gli standard di sicurezza. Ovunque possibile viene lasciata agli 
studenti piena libertà di esprimere talento, creatività e fantasia.
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Figura 1.1 ET2ev in gara alla Formula Student Germany 2009 
 
La progettazione, realizzazione e messa a punto di un veicolo richiede mediamente 8 – 9 
mesi di lavoro full – time. Agli studenti sono così richiesti un impegno e una responsabilità 
paragonabili a quanto avviene in campo lavorativo vero e proprio. 
 
1.2 Obiettivi e metodi di lavoro 
L’obiettivo della tesi consiste nella progettazione, realizzazione e messa a punto delle 
sospensioni e del sistema di sterzo per la ET3, il veicolo che rappresenterà l’Università di 
Pisa nella Formula SAE 2010. 
Per far questo si è usufruito dei dati messi a disposizione dai due precedenti anni di 
partecipazione all’evento, senza però chiudere la porta a nuove idee. Si è infatti fatto 
ricorso non solo ad una forte evoluzione rispetto al vecchio veicolo, ma anche a idee 
innovative, almeno rispetto a quanto realizzato finora dal team dell’Università di Pisa. 
Data la ridotta esperienza, durante la progettazione è sempre stata prestata attenzione alle 
scelte degli altri team, che hanno rappresentato un buon bagaglio di informazioni, a livello 
sia tecnico che economico. 
Facendo tesoro di quanto emerso dagli anni precedenti, si è cercato di ridurre al minimo i 
tempi delle fasi di progettazione e produzione per massimizzare lo svolgimento di test in
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pista. Infatti, come in ogni competizione, l’affidabilità rappresenta il primo target da 
raggiungere se si vuole poter competere negli eventi dinamici. 
Grazie al bagaglio tecnico acquisito durante il corso di studi molti parametri sono stati 
fissati già in fase di progettazione, anche grazie a quanto reperibile in letteratura. Laddove 
ritenuto necessario, il tutto è stato affiancato da simulazione e sperimentazione, che si sono 
rivelate le armi migliori. In particolar modo si è fatto largo uso di strumenti di simulazione, 
in modo da ottenere il massimo know – how, anche in ottica futura, di ogni sistema 
realizzato. 
Di fondamentale importanza è stata la comunicazione tra i vari settori, dato che il risultato 
finale è il frutto di una serie di compromessi tra le esigenze delle varie aree.
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11 x y 12 22 21 Figura 2.1 
Sistema di riferimento veicolo 
2 GENERALIT` 
2.1 Sistema di riferimento 
Durante il lavoro di tesi sono stati eseguiti  progetto e realizzazione di sospensioni e 
sistema di sterzo del veicolo con l’Università di Pisa ha partecipato alle competizioni 
Formula SAE 2010. Dovendo progettare un intero veicolo, si è resa necessaria una 
continua attività di interfaccia con altri settori 
(principalmente telaio e gruppi ruota, ma anche 
aerodinamica). ¨ stato quindi adottato un unico sistema di 
riferimento veicolo, orientato come mostrato in figura 2.1, 
centrato nella mezzeria dell’assale posteriore, con asse x 
diretto in avanti, asse z verso l’alto, e asse y verso l’interno 
curva nel caso di curva a sinistra. 
L’adozione di un unico sistema di riferimento che possa 
essere fissato fin dall’inizio della progettazione (fissarne 
l’origine ad esempio nel baricentro, come è prassi in 
dinamica del veicolo, sarebbe stato scomodo in quanto 
solamente in fase avanzata del progetto la posizione del 
baricentro sarebbe stata nota) ha comportato numerosi 
vantaggi. Le interfacce a cui si è fatto riferimento in precedenza hanno riguardato non solo 
l’accoppiamento su CAD 3D dei vari componenti, ma anche ai risultati delle varie analisi 
FEM svolte. 
 
2.2 Obiettivi e specifiche di progetto 
Dai settori sospensioni e sterzo era atteso un alleggerimento in linea con quello che ci si 
aspettava dall’intera vettura: il target principale era rappresentato da un dimagrimento dai 
275 kg della ET2ev (vettura 2009) ai 200 ± 10 % della ET3 (vettura 2010). 
I valori di passo e carreggiate anteriore e posteriore sono stati fissati dal settore dinamica 
del veicolo, rispettivamente in 1640, 1220 e 1150 mm. Queste hanno rappresentato le 
grandezze di partenza per la definizione degli attacchi tra triangoli delle sospensioni e 
portamozzi, in quanto è tramite le sospensioni che avviene il posizionamento dei 
pneumatici rispetto al resto del veicolo.
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Su altezza del baricentro (≤ 300 mm) e semipassi (820 mm per entrambi) i settori di 
interesse non avevano un apporto molto marcato, essendo tra i piø leggeri in vettura e dal 
posizionamento quasi obbligato. 
Per ottenere l’alleggerimento desiderato sono stati adottati materiali non presenti sul 
vecchio veicolo, quali carbonio e leghe leggere, e tecnologie a cui il team non si era mai 
affacciato, come gli incollaggi strutturali o il taglio al laser di lamiere per componenti 
come fazzoletti di rinforzo, bilancieri e leve per l’azionamento delle barre antirollio. 
 
2.3 Architettura della sospensione: quadrilatero articolato 
La tipologia di sospensioni scelte ha inevitabilmente influenza diretta sulla parte strutturale 
delle stesse. Lo schema a quadrilatero articolato richiede infatti la presenza di elementi 
rigidi di collegamento tra telaio e portamozzi. Dovendo togliere sei gradi di libertà al 
gruppo ruota rispetto al telaio, si tratta semplicemente di collegare questi due componenti 
con sei link: il tirante di sterzo (o di convergenza al posteriore), il push – rod (o pull – rod, 
a seconda della soluzione adottata) e i quattro braccetti che vanno a formare i due triangoli. 
Il fatto che quattro di questi link convergano a due a due in uno stesso punto e vadano a 
formare i triangoli inferiore e superiore è dovuto a motivazioni diverse. Come si può 
vedere in figura 2.2, le possibilità di collegamento tra gruppo ruota e telaio sono varie: 
a) i quattro braccetti convergono a due a due a formare i triangoli inferiore e 
superiore, soluzione adottata sulla ET3; 
b) i triangoli si materializzano solo virtualmente, ed i quattro braccetti rimangono 
separati; 
c) soluzione mista. 
 
 
Figura 2.2 Differenti metodologie per realizzare l’asse di sterzo
12 
¨ evidente come la soluzione b sia la piø versatile perchØ permette di ottenere 
posizionamenti dell’asse di sterzo al di fuori della portata della soluzione a, però è anche 
peggiore dal punto di vista costruttivo. Sono infatti necessari quattro giunti di 
collegamento al portamozzo anzichØ due, il che comporta inevitabilmente maggiori costi 
dovuti ad un maggior numero di alloggi per i giunti (si rammenta che gli alloggi dei 
cuscinetti richiedono tolleranze dimensionali e finiture superficiali decisamente migliori 
rispetto ad una lavorazione standard) e pesi aggiuntivi, principalmente per tre motivi: in 
primo luogo un attacco sdoppiato comporta una maggior dimensione del corpo centrale del 
portamozzo, inoltre se si considera la possibilità di fare uso di leghe leggere per l’unione 
dei due braccetti a formare un triangolo, si ha un discreto vantaggio rispetto all’uso di due 
distinti cuscinetti che sono necessariamente realizzati in acciaio. Un maggior numero di 
cuscinetti comporta anche un maggior numero di elementi per il loro fissaggio (anelli 
elastici, perni, bulloni, ghiere, eventuali distanziali, ecc.) 
A supporto della soluzione a si deve anche dire che un unico triangolo risulta molto piø 
rigido rispetto alla composizione di due braccetti che chiudono un quadrilatero formato con 
parte del portamozzo. 
Quanto riportato sinora non sono dettagli ma linee portanti della progettazione di una 
sospensione, infatti: 
- l’aspetto economico è sempre da tenere in conto: scarsa attenzione al risparmio 
dove questo non “costa” niente in termini di prestazioni sottrae fondi a reparti in cui 
i soldi fanno la differenza (rimanendo nel settore sospensioni, la differenza tra un 
ottimo ammortizzatore, come quello montato sul veicolo attuale, con molte 
possibilità di regolazione e attriti minimi che eliminano gli impuntamenti, e 
ammortizzatori di medio rango, come quelli montati sulla vecchia vettura, è 
dell’ordine di qualche centinaio di euro); 
- il peso è un altro aspetto fondamentale, in particolare quello delle masse non 
sospese ha un impatto enorme sulle prestazioni del veicolo (si veda in proposito il 
capitolo 8 di [2]); 
- salvo i casi in cui è l’elastocinematica a caratterizzare il comportamento di una 
sospensione (ma questo non è il nostro caso) è fondamentale che la rigidezza del 
sistema sia concentrata negli elementi elastici, pena un comportamento diverso da 
quanto atteso in caso di cedimenti troppo pronunciati di componenti strutturali. 
Elasticità concentrate permettono inoltre di simulare il veicolo con modelli molto
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semplici, senza dover ricorrere a modelli con elasticità distribuite, che necessitano 
tempi molto piø lunghi per essere calibrati e per fornire risultati. 
 
Per tutti questi motivi la soluzione scelta, adottata quasi ovunque in ambito di competizioni 
tra monoposto, è stata quella dei due triangoli sovrapposti (soluzione a). 
 
2.4 Architettura della sospensione: push – rod 
Un secondo aspetto inerente la tipologia della sospensione riguarda la scelta del 
meccanismo che aziona il gruppo molla – ammortizzatore. 
Le figure 2.3 e 2.4 mostrano rispettivamente gli schemi push – rod e pull – rod. Nel primo 
il braccetto che trasmette il moto verticale della ruota al bilanciere collegato con 
l’ammortizzatore è sottoposto a compressione. Trattandosi di un’asta snella la sezione da 
adottare non viene determinata dalle tensioni agenti sul braccetto bensì dal carico (pericolo 
di incorrere in fenomeni di instabilità elastica). Nel caso dello schema pull – rod invece il 
tirante è sottoposto esclusivamente a trazione, quindi si possono adottare sezioni minori e 
ridurre le masse. 
 
 
Figura 2.3 Schema sospensione di tipo push – rod 
 
Dalle due figure sopra è chiaro come l’adozione dei due schemi comporti diverse 
problematiche a livello di layout, caratteristiche però della singola applicazione. Inoltre la 
scelta dello schema sospensivo da adottare viene effettuata all’inizio della progettazione
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dell’intero sistema, quando entrambe le strade sono percorribili dato che il layout del telaio 
ancora non è definitivo. 
 
 
Figura 2.4 Schema di sospensione di tipo pull – rod 
 
2.5 Layout generale 
In figura 2.5 è rappresentato un modello CAD 3D di sospensioni anteriori e sterzo. 
 
 
Figura 2.5 Modello CAD 3D di sospensioni anteriori e sistema di sterzo dell’ET3 (vettura 2010).
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Si possono riconoscere la scatola dello sterzo, collegata al piantone (in blu) tramite una 
prolunga ed un giunto di Cardano. Al piantone è saldata parte del meccanismo per lo 
sgancio rapido del volante. Il tutto è alloggiato nel cannotto, parte solidale al telaio. 
I due triangoli sovrapposti per lato compongono lo schema sospensivo descritto in § 2.3. I 
gruppi molla/ammortizzatore vengono azionati da un braccetto collegato con i triangoli 
inferiore e da un rinvio, secondo uno schema di tipo push – rod. Lo stesso rinvio aziona 
anche il meccanismo antirollio tramite i coltelli (in blu) solidali alla barra.
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3 PROGETTO CINEMATICO DELLA SOSPENSIONE 
3.1 Asse di sterzo 
Per la definizione geometrica della sospensione (attacchi a telaio e portamozzi) si prendono 
per primi in considerazione parametri statici, quali angolo di kingpin e di caster, scrub 
radius, braccio a centro ruota trasversale, caster trail e avancorsa a centro ruota. 
Tutti fanno riferimento all’asse di sterzo della ruota. 
 
3.1.1 Angolo di kingpin, braccio a terra  e braccio a centro ruota trasversale 
Nella parte destra di fig. 3.1 è rappresentata la vista frontale di una sospensione. Gli 
attacchi dei triangoli al gruppo ruota sono indicati con upper ball joint (UBJ) e lower ball 
joint (LBJ). Dal punto di vista cinematico questi realizzano un asse di rotazione per il 
gruppo ruota rispetto al telaio (asse di sterzo). 
 
Figura 3.1 Struttura della sospensione anteriore. 
 
L’inclinazione dell’asse di sterzo rispetto alla verticale è, nella vista frontale del veicolo, 
l’angolo di kingpin. Questo ha una forte influenza sul camber in curva (altro angolo 
caratteristico, di cui parleremo nel dettaglio piø avanti), ed è bene sia limitato in quanto, 
con la sterzatura, dà un contributo positivo all’angolo di camber della ruota esterna, 
situazione non ottimale. 
La distanza tra l’intersezione dell’asse di sterzo ed il piano stradale e la mezzeria del 
pneumatico (dove cioè si può ritenere concentrata la forza trasmessa tra pneumatico e
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terreno), è il braccio a terra trasversale, o scrub radius, considerato negativo se esterno 
rispetto al veicolo. 
Uno scrub radius positivo, cioè interno, fa nascere un momento che tende a ruotare il 
pneumatico verso l’interno. In caso di mancata aderenza di una delle due ruote il momento 
si opporrebbe a quello di imbardata dovuto all’aderenza di un solo pneumatico. In caso di 
scrub radius positivo questo fenomeno verrebbe amplificato, portando ad un 
comportamento poco prevedibile del veicolo. Dal punto di vista quantitativo il braccio a 
terra trasversale deve essere abbastanza piccolo, per ridurre la forza che il pilota deve fare 
sul volante in curva. 
La distanza tra l’asse di sterzo ed il centro ruota, misurata in direzione parallela al piano 
stradale, è il braccio a centro ruota trasversale. ¨ bene che anch’esso sia piccolo in quanto 
un suo valore eccessivo comporterebbe grandi variazioni di convergenza al posteriore, non 
per effetto cinematico ma in seguito alle forze di trazione dei pneumatici. 
 
3.1.2 Angolo di caster, avancorsa e avancorsa a centro ruota 
L’angolo di caster è, nella vista laterale della sospensione (parte sinistra di figura 3.1), 
l’angolo formato tra l’asse di sterzo, e la verticale. ¨ bene sia orientato come in figura, 
positivo, in quanto con la sterzatura dà un contributo negativo al camber della ruota 
esterna. Comunque un valore eccessivo comporta un innalzamento del veicolo troppo 
accentuato in condizioni di ruote sterzate. 
L’avancorsa (o caster trail) è la distanza tra l’intersezione dell’asse di sterzo con il piano 
stradale e la verticale passante per il centro della ruota. Deve essere positivo, come 
rappresentato in figura, perchØ una qualsiasi variazione rispetto alla posizione statica della 
ruota provoca la nascita di un momento, detto di autoallineamento, che aiuta a riportare il 
pneumatico nella posizione iniziale. Un’avancorsa negativa darebbe, in questo senso, un 
contributo instabilizzante. ¨ bene comunque che questa grandezza non assuma valori 
eccessivi perchØ anch’essa ha una forte influenza sulla forza per realizzare la sterzata da 
parte del pilota. 
L’avancorsa a centro ruota è data dalla distanza tra l’asse di sterzo e il centro ruota, 
misurata in senso longitudinale. Così come il braccio a centro ruota trasversale, questa 
deve essere piccola in quanto il suo valore influisce direttamente sulle sollecitazioni dei 
componenti del gruppo ruota.
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Durante il moto della sospensione tutte queste grandezze variano, ed è fondamentale che 
scrub radius e caster trail non invertano il loro segno perchØ in tal caso il veicolo 
assumerebbe un comportamento difficilmente prevedibile da parte del pilota. 
 
3.1.3 Parametri caratteristici di progetto 
All’anteriore gli attacchi tra sospensioni e portamozzi sono stati fissati principalmente 
concentrandosi sulla posizione dell’asse di sterzo, in quanto uno dei due scopi principali 
dello schema sospensivo è quello di ottimizzare il posizionamento del pneumatico rispetto 
al piano stradale. 
Ci sono però alcune altre considerazioni che devono essere fatte. 
Le indicazioni dei piloti derivanti dalle esperienze degli anni passati sono state tenute in 
forte considerazione: la forza per sterzare era ritenuta troppo elevata, quindi si è 
provveduto a ridurre scrub radius e caster trail. 
Una seconda indicazione, di carattere costruttivo, implica di allontanare il piø possibile i 
due attacchi in modo da ridurre le forze che i triangoli della sospensione e il portamozzo si 
scambiano, e in particolare di mantenere il giunto del triangolo inferiore vicino al suolo, in 
modo da limitare le deformazioni dell’insieme gruppo ruota – sospensioni. 
Un’ultima considerazione, inerente il comportamento cinematico della sospensione su cui 
ci soffermeremo piø avanti, porta a fare, nella vista frontale, il triangolo superiore molto 
piø corto del triangolo inferiore. 
Queste scelte devono esser fatte tenendo in conto le esigenze del layout, dato che i due 
giunti cascano all’interno del cerchio del pneumatico, che per motivi di regolamento è di 
dimensioni piuttosto limitate (13”). 
Al posteriore valgono le stesse considerazioni fatte per l’anteriore, tranne per il fatto che 
l’importanza degli angoli di caster e di kingpin è abbastanza limitata data l’assenza del 
sistema di sterzo, mentre assumono rilevanza il braccio a centro ruota trasversale e 
longitudinale (avancorsa a centro ruota). 
 
3.2 Centri delle velocità 
In figura 3.2 è riportata la costruzione per la determinazione dei centri delle velocità delle 
ruote rispetto alla cassa nel piano frontale (CVR) e del centro di rollio (CR) di una 
sospensione a quadrilatero articolato. In realtà tutto questo è solo un’approssimazione 
perchØ il moto della sospensione non è piano, si tratta comunque di parametri significativi
19 
perchØ al variare di essi cambiano fortemente il comportamento della sospensione e le sue 
caratteristiche geometriche. 
 
 
Figura 3.2 Costruzione per la determinazione dei centri delle velocità dei pneumatici rispetto alla cassa nel 
piano frontale e del centro di rollio. 
 
Nonostante CVR e CR varino con il moto della sospensione, la loro posizione nella 
configurazione statica ci dà informazioni riguardo ad alcune caratteristiche cinematiche. 
In particolare la posizione laterale del CVR d’ora in poi (y
CVR
) influenza l’andamento del 
camber della ruota al variare dello scuotimento della stessa (o del rollio della cassa del 
veicolo). Infatti il centro di istantanea rotazione altro non è che il punto rispetto al quale 
ruota il pneumatico: un CVR fortemente al di là della mezzeria del veicolo rispetto alla 
ruota presa in considerazione 
garantisce un recupero di camber 
minimo, quindi la ruota tende a 
seguire l’andamento della cassa del 
veicolo (vedi figura 3.3). Per 
mantenere in curva un camber 
negativo sulla ruota esterna è quindi 
necessario un camber statico molto 
pronunciato, situazione che peggiora 
però il comportamento del 
pneumatico in rettilineo, specie al 
posteriore dove si ha la necessità di massimizzare la trazione. Per evitare di dover ricorrere 
ad un compromesso troppo spinto tra un elevato camber statico e il rischio di avere camber 
positivi sulla ruota esterna in curva, entrambe situazioni spiacevoli, è sufficiente avvicinare 
il CVR alla mezzeria del veicolo. In questo modo il recupero di camber si fa sentire 
Figura 3.3 Rollio della cassa del veicolo e camber delle 
ruote con l’escursione delle sospensioni.
20 
maggiormente, consentendo così di adottare un minor camber statico. Al limite portando il 
CVR dalla stessa parte della ruota, rispetto alla mezzeria del veicolo, si avrebbe un 
aumento del camber negativo con l’aumentare del rollio della cassa (dal punto di vista 
pratico questo comporterebbe però una geometria sfavorevole dal punto di vista strutturale, 
con triangoli molto inclinati, punti di attacco tra sospensioni e telaio molto vicini e quindi 
braccetti costretti a trasmettere forze elevatissime a causa del ridotto braccio delle varie 
forze). 
Per quanto riguarda l’altezza del CVR, e di conseguenza del centro di rollio (d’ora in 
avanti h
CR
), c’è da dire che ha effetto sulla variazione di carreggiata del veicolo durante lo 
scuotimento della sospensione, sul trasferimento di carico tra anteriore e posteriore e sul 
rollio del veicolo in curva. 
Le medesime considerazioni possono essere fatte nei confronti del centro delle velocità 
delle ruote rispetto alla cassa del veicolo nel piano longitudinale (CVB), con la differenza 
che l’andamento dello spin al variare dello scuotimento della sospensione (o del 
beccheggio della cassa) praticamente non ha influenza sul comportamento del veicolo, 
quindi sono altri i parametri che intervengono per la determinazione dei punti di attacco 
della sospensione nella vista laterale, quali le percentuali di anti – dive, anti – lift  e anti – 
squat (parametri da cui dipendono le variazioni di assetto del veicolo). 
 
3.3 Attacchi al telaio  
Come abbiamo appena visto la definizione dell’asse di sterzo, dei centri delle velocità e di 
sistemi passivi come anti – dive, anti – lift e anti – squat fissa completamente le 
caratteristiche cinematiche della sospensione. 
In realtà la progettazione della parte cinematica della sospensione non può ritenersi 
conclusa con questa fase, infatti ancora non abbiamo parlato degli attacchi dei braccetti al 
telaio. Dal punto di vista delle caratteristiche cinematiche, sarebbe bene che, nella vista 
frontale, il triangolo superiore fosse abbastanza piø corto di quello inferiore (si riveda la 
figura 3.2). Questo perchØ, in questo modo si riuscirebbe ad ottenere un buon recupero di 
camber con sospensioni meno estreme. 
Questa possibilità in un primo momento era stata presa in esame, ma è stata subito 
abbandonata in quanto avrebbe comportato una forma del telaio non ottimale, dato che 
questo comportamento inizia a presentarsi solo per grandi differenze di lunghezze tra i due 
triangoli.
21 
Gli attacchi definitivi tra braccetti e telaio sono stati quindi fissati in base ad un 
compromesso tra le esigenze dei due settori: essendo il telaio fatto da un traliccio di tubi, la 
posizione degli attacchi non aveva molta libertà rispetto a quella dei tubi. Il compromesso 
è stato ricercato tra layout, requisiti regolamentari,  prestazioni delle sospensioni e del 
telaio: 
- layout: oltre alle sospensioni, il telaio rappresenta l’interfaccia con il veicolo 
anche per tutti gli altri sottosistemi, quindi ci sono anche le esigenze di questi 
da tenere in conto (questo rappresenta prevalentemente un vincolo di tipo 
geometrico, ma anche strutturale); 
- requisiti regolamentari: all’anteriore il regolamento prevede che all’interno 
del telaio possa passare una sagoma di opportune dimensioni per garantire un 
sufficiente spazio al pilota. Questo ha rappresentato un grosso limite per la 
forma del telaio e quindi per il posizionamento degli attacchi delle sospensioni 
(ma anche di ammortizzatori e scatola di sterzo, di cui parleremo piø avanti); 
- prestazioni delle sospensioni: come è già stato descritto, la posizione degli 
attacchi ha una certa influenza sul comportamento delle sospensioni. Si fa 
notare che già in questa fase si è tenuto in conto l’aspetto strutturale, infatti non 
si è guardato solamente alle caratteristiche cinematiche ma anche al fatto che 
modificando la posizione degli attacchi cambiano le forze che passano dai 
braccetti; 
- prestazioni del telaio: piø il telaio è rigido torsionalmente, minori sono le 
deformazioni dei punti di attacco delle sospensioni e quindi piø si è vicini alle 
caratteristiche cinematiche di progetto (a questo proposito, quando si è giunti ad 
uno stato di avanzamento del progetto ritenuto abbastanza valido di entrambi i 
sistemi, sono state svolte delle analisi di elastocinematica per verificare che le 
deformazioni dell’insieme telaio – sospensioni – gruppi ruota fossero 
sufficientemente limitate). 
 
Nonostante la presenza di molti fattori che non riguardassero direttamente il settore 
sospensioni, la posizione che è stata fissata per gli attacchi al telaio ha permesso di ottenere 
delle ottime caratteristiche cinematiche.