包斯宇 張 興 鄭艷麗 湯 巖

（江蘇理工學(xué)院 汽車與交通工程學(xué)院，常州 213000）

中國汽車工程學(xué)會巴哈大賽是由中國汽車工程學(xué)會于2015年創(chuàng)辦，面向高等院校和職業(yè)學(xué)校開展的迷你越野汽車設(shè)計和制造的賽事。它不僅鍛煉了參賽學(xué)生的理論知識應(yīng)用能力，也加強(qiáng)了成員相互協(xié)作的團(tuán)隊精神，使參賽學(xué)生對汽車相關(guān)知識的理解更加透徹。

車架是賽車的重要組成部分，是車手安全的保證。滿足設(shè)計要求的車架，不僅要進(jìn)行強(qiáng)度分析和剛度分析，還要進(jìn)行模態(tài)分析，以避免發(fā)生共振。本文借助ANSYS軟件模擬賽事工況，對車架進(jìn)行有限元靜力學(xué)分析，以保證賽車安全完賽。

1 BAJA車架設(shè)計建模

依據(jù)大賽規(guī)則，應(yīng)用三維建模軟件CATIA建立賽車車架初步模型。車架三維模型如圖1所示。

圖1 車架二維線框側(cè)視圖

2 BAJA車架的仿真分析

首先，將車架的線框圖導(dǎo)入ANSYS工作臺，進(jìn)行參數(shù)建模，設(shè)置每根鋼管的壁厚，選擇線框后添加圓管。所有線框參數(shù)化建模后，將所有鋼管組合為一個整體。添加材料屬性，4130鋼，添加材料后，車架重量為42.495kg，進(jìn)行車架網(wǎng)格劃分，對車架施加設(shè)計載荷。本次對車架的分析求解包括表1中的三種形式。

由于車架分析求解時的所有工況都是在賽車運行中，并不是靜止?fàn)顟B(tài)，所以施加載荷時，需要考慮動載系數(shù)。查閱相關(guān)資料，本次設(shè)計動載荷系數(shù)取3.4。

表1 靜載荷數(shù)據(jù)

最后，對車架施加約束。在本次車架分析中，將懸架與車架連接的硬點作為約束點，約束由6個自由度構(gòu)成，分別為X，Y，Z方向的位移和旋轉(zhuǎn)慣量。X為賽車縱向方向，由車架后方指向前方；Y為賽車橫向方向，由車架右方指向左方；Z為賽車質(zhì)心方向，由車架上方指向下方。根據(jù)車架分析的工況不同，車架上的懸架硬點約束自由度不同。

通過對車架的五種極限工況進(jìn)行分析可知，車架鋼管的形變都處在合理范圍，最大變形量產(chǎn)生于彎扭組合工況，最大變形值不超過4.9mm，符合賽車設(shè)計要求。

車架彎曲剛度分析：BAJA車架構(gòu)件是關(guān)于XZ平面縱向?qū)ΨQ的，垂直載荷作用在車架上時，可以將其簡化為彎曲形變的一根梁。在對車架彎曲剛度進(jìn)行計算分析時，可以采用彎曲梁的形變與剛度相關(guān)知識來進(jìn)行。彎曲梁剛度計算的物理模型如圖2所示。

本次設(shè)計施加1000N的集中力作用在后部防滾環(huán)（RRH）頂端，以此來分析車架彎曲剛度。首先約束前懸架與車架連接硬點的Z軸方向自由度，然后對后懸與車架連接硬點的X軸、Y軸、Z軸方向自由度進(jìn)行約束。

表2 車架強(qiáng)度分析結(jié)果

圖2 彎曲梁剛度計算的物理模型

在ANSYS分析軟件的后處理結(jié)果中，防滾環(huán)頂部位移值最大，最大值沿著Z軸向下為0.43703mm，其X軸坐標(biāo)與載荷施加點在同一位置，得彎曲剛度計算參數(shù)如表3所示，將表3中數(shù)據(jù)代入式（1）可得：EI=245747.874N·m2。

結(jié)合中外相關(guān)研究和經(jīng)驗值可知，車架彎曲剛度在合理范圍內(nèi)。

表3 彎曲剛度的計算參數(shù)

車架扭轉(zhuǎn)剛度分析：分析時，在左側(cè)后懸架與車架連接硬點添加一個沿著Z軸正方向的10mm位移約束，在右側(cè)后懸架與車架連接硬點添加一個沿著Z軸正負(fù)方向的10mm位移約束，對前懸架與車架連接硬點的X、Y、Z三軸方向上的平移自由度進(jìn)行約束。利用ANSYS后處理模塊得到計算參數(shù)值，如表4所示，將表4各參數(shù)代入式（2）可得：K=1302.38N·m/deg。

表4 扭轉(zhuǎn)剛度的計算參數(shù)值

本次所設(shè)計的車架剛度符合要求。

車架模態(tài)分析：根據(jù)賽車運行的實際情況，對車架的低階固有頻率和振型進(jìn)行分析，模態(tài)提取的頻率范圍預(yù)定在1～90Hz。約束為全部自由度，在預(yù)定頻率范圍求得6階車架的固有頻率和振型，如表5所示。

表5 車架前6階固有頻率

對車架各階固有頻率分析評價的依據(jù)主要是將其與其他各激勵源相對比，保證車架各階固有頻率與共振頻率至少相差4Hz。

BAJA賽車在比賽時，多變的路況會對賽車產(chǎn)生復(fù)雜的激勵形式，由地面對賽車的激勵頻率一般比11Hz要小，而非簧載零部件固有頻率一般范圍在7～16Hz。除此之外，固聯(lián)于車架上的發(fā)動機(jī)運轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的振動會產(chǎn)生一個激勵頻率給車架，計算發(fā)動機(jī)振動而產(chǎn)生激勵頻率的公式為：

式中，n為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速；M為氣缸數(shù)量；G為沖程數(shù)。

安裝的發(fā)動機(jī)是組委會指定的單缸四沖程發(fā)動機(jī)，怠速為1750r/min，在賽車比賽時的轉(zhuǎn)速穩(wěn)定在3500r/min。將上述數(shù)據(jù)代入式（3）可得，怠速時發(fā)動機(jī)所產(chǎn)生的激勵頻率為14.58Hz，比賽時所產(chǎn)生的激勵頻率為29.17Hz。由表5可知，BAJA車架的一階固有頻率是36.618Hz，此數(shù)值和上面的所有激勵頻率相差都大于4Hz，故賽車運行時，車架不會與外界或內(nèi)部激勵物產(chǎn)生共振現(xiàn)象。

3 結(jié)語

本文以江蘇理工學(xué)院BAJA賽車的車架為研究對象，詳細(xì)介紹了賽事工況在ANSYS中的模擬方法，對賽車車架進(jìn)行有限元靜力學(xué)分析。結(jié)果表明，賽車在各種工況下都能很好地滿足強(qiáng)度和剛度要求，并能很好地避免共振，保證順利完成比賽。

Finite Element Static Analysis of BAJA Frame