徐森，曹曉輝，胡朝磊

（江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013）

前言

輕量化是所有賽車及乘用車追求的目標，根據(jù)牛頓第二定律，F(xiàn)= m *a，在相同的牽引力下，質(zhì)量減輕能獲得更大的加速度，這是評判賽車動力性的三大指標之一。FSC賽事油車車架大多是由 4130鋼管焊接而成的桁架式車架，質(zhì)量在28kg左右，整車質(zhì)量在230kg左右，因此車架的輕量化也是整車輕量化重要影響因素。由于賽事規(guī)則的限制，各個車隊賽車的車架在外形上都大同小異，因此在設(shè)計過程中，會通過對比規(guī)則，進行鋼管直徑、壁厚的優(yōu)化、。利用ANSYS進行剛度、強度分析，對于安全系數(shù)較高部分選用較細的鋼管，或修改結(jié)構(gòu)減少材料來達到輕量化目的。

1 車架三維建模

車架的建模，為保證駕駛員的安全與駕駛舒適以及適應(yīng)各零部件和總成在車架上的布置要求，根據(jù) FSC 大賽車架結(jié)構(gòu)規(guī)則、汽車人機工程學(xué)和賽車總布置的要求對車架進行初步設(shè)計[1]，其中依據(jù)車架的兩個基本參數(shù)，即人機實驗數(shù)據(jù)以及懸架硬點坐標。

車架的設(shè)計需要考慮人機工程學(xué)的設(shè)計，保證車手擁有良好的坐姿、方向盤與離合拉桿的位置方便車手操作，儀表顯示重要的數(shù)據(jù)供車手參考[2]，而人機實驗是通過對不同車手的測試來獲得最適合車手的實驗數(shù)據(jù)，并且各數(shù)據(jù)均在大賽規(guī)則允許范圍之內(nèi)[3]。根據(jù)對車隊六個正式車手進行的人機實驗，綜合得到以下數(shù)據(jù)：H點380mm、椅背角度59°、坐墊角度24.3°、髖板寬度120mm、方向盤中心高度452mm、方向盤中心 x坐標 665.2mm、方向盤傾角 72.8°、前環(huán)高度566mm、主環(huán)高度1100mm、主前環(huán)間距800mm、踏板位置1337.7mm（其中H點到踏板的距離是957.7mm，規(guī)則要求H點到踏板的距離不超過915mm[4]，滿足規(guī)則要求）。

懸架硬點坐標由懸架理論設(shè)計得到硬點參數(shù)（即A臂內(nèi)點坐標），為了使懸架 A臂的受力盡可能都在車架節(jié)點上，降低各個鋼管之間的應(yīng)力，故決定以懸架硬點為基本參數(shù)來設(shè)計車架。

圖1 懸架硬點示意圖

根據(jù)已有的懸架硬點坐標以及人機實驗數(shù)據(jù)，在規(guī)則的各項限制與要求之下，可以簡單的設(shè)計出車架的基本結(jié)構(gòu)，如下圖：

圖2 車架基本結(jié)構(gòu)三維線圖

2 仿真軟件分析優(yōu)化與校核

將車架基本結(jié)構(gòu)線圖導(dǎo)入ANSYS軟件中進行剛度、強度及模態(tài)分析。剛度分析是在保證車架性能的前提下對其進行輕量化優(yōu)化，之后在通過各工況下的強度分析與模態(tài)分析來保證車架的行駛穩(wěn)定性等。

2.1 車架性能分析優(yōu)化

車架的性能主要體現(xiàn)在其扭轉(zhuǎn)剛度上。首先通過車架的扭轉(zhuǎn)實驗來獲得車架扭轉(zhuǎn)剛度的真實值，再確定剛度的分析目標。選用本隊2013年的油車車架進行扭轉(zhuǎn)剛度實驗，獲得的扭轉(zhuǎn)剛度真實值僅為ANSYS分析所得結(jié)果的60%，因此確定了剛度分析的具體數(shù)值目標為 2300N*m/deg。通過導(dǎo)入車架基本結(jié)構(gòu)線圖到ANSYS中進行分析，加入管件或修改結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化以達到質(zhì)量與扭轉(zhuǎn)剛度的目標。

2.1.1 車架的扭轉(zhuǎn)剛度分析與剛度計算公式

分析軟件為 ANSYS，分析方法采用的是線性靜力學(xué)分析方法，通過約束懸架的后懸硬點，對前懸硬點施加位移命令來獲得支反力，從而根據(jù)公式算得扭轉(zhuǎn)剛度大小。

圖3 扭轉(zhuǎn)剛度計算力學(xué)簡化模型

其中F為支反力，L為前懸兩硬點的距離也就是施力點的距離，△A與△B為兩硬點的位移。

在進行邊界條件的設(shè)定時，首先對車架后懸4個硬點進行x、y、z三個方向上的固定，再對前懸2個硬點z方向施加等值反向的1mm強制位移，并且釋放x、y方向的自由度。

2.1.2 優(yōu)化過程

表1 車架材料屬性

只對于車架基本結(jié)構(gòu)分析后得到反力 294.52N，質(zhì)量24.843Kg，扭轉(zhuǎn)剛度為 519.709 N*m/deg，顯然僅有基本結(jié)構(gòu)的車架扭轉(zhuǎn)剛度并不能滿足設(shè)計要求，所以就要在基本結(jié)構(gòu)上添加其他結(jié)構(gòu)以提高車架扭轉(zhuǎn)剛度。

圖4 車架扭轉(zhuǎn)分析約束

圖5 車架扭轉(zhuǎn)分析變形云圖

為了提高扭轉(zhuǎn)剛度以達到目標，對車架結(jié)構(gòu)進行了以下改變：

1）增加主前環(huán)連接支撐，尺寸：25.4*1.6；

2）增加額外桿件支撐減震器安裝桿，尺寸：20*1；

3）增加前懸硬點連接桿，尺寸：12*1；

4）增加腿艙底部桿件，尺寸：12*1；

5）改變坐艙底部桿件尺寸，尺寸：14*1與12*1兩種；

6）增加前隔板與減震器安裝桿之間的連接桿，尺寸：12*1；

7）增加前懸硬點與前環(huán)連接桿，尺寸：20*1；

8）增加尾翼連接處支撐桿來傳遞尾翼連接件傳來的下壓力，以符合規(guī)則。

舉例說明優(yōu)化方式：對于上述第7種改變，考慮下表尺寸。

表2 車架桿件尺寸與車架扭轉(zhuǎn)剛度變化對比

綜合車架質(zhì)量、扭轉(zhuǎn)剛度以及單位質(zhì)量扭轉(zhuǎn)剛度的對比，由于剛度數(shù)值已達到預(yù)期值，為了不增加多余的質(zhì)量，選擇尺寸20*1的鋼管。

經(jīng)過優(yōu)化之后，最終確定的車架形式和桿件參數(shù)如下圖所示：

圖6 車架結(jié)構(gòu)介紹與鋼管最終尺寸

車架的扭轉(zhuǎn)剛度為2468.5N*m/deg，質(zhì)量為27.659Kg，質(zhì)量和扭轉(zhuǎn)剛度均達到設(shè)計目標。

圖7 最終車架扭轉(zhuǎn)分析變形云圖

2.2 車架穩(wěn)定性分析

車架經(jīng)過優(yōu)化之后，扭轉(zhuǎn)剛度與質(zhì)量都達到了預(yù)期目標，接下來須進行車架各工況下的強度分析與模態(tài)分析來保證車架的穩(wěn)定性，模擬對FSC賽車的整車動力學(xué)的操縱穩(wěn)定性的仿真分析[5]。

2.2.1 強度分析

表3 直線加速工況下，懸架減震器、搖臂吊耳與傳動差速器支架吊耳的受力情況

車架除了考慮扭轉(zhuǎn)剛度與模態(tài)分析之外，還需要考慮車架在不同工況（包括靜載彎曲工況，直線加速工況，緊急制動工況，勻速過彎工況[6]）下的強度和形變情況是否滿足設(shè)計要求，來保證車架的行駛穩(wěn)定性。

采用線性靜力學(xué)分析方法，通過約束懸架的硬點，加載相應(yīng)的載荷，來模擬賽車車架在四種不同工況下的復(fù)雜受力，通過分析結(jié)果中的變形云圖與應(yīng)力云圖來判斷，從而達到強度校核的目的。

約束方式：前懸4個硬點固定約束，考慮賽車的近似直線運動，后懸硬點y，z方向約束，釋放x方向的自由度。約束命令添加：發(fā)動機重力 1200*動載因數(shù) 2N；車手質(zhì)量1400*2N；發(fā)動機扭矩48N*m。（此工況模擬的是賽車在運動過程中的受力狀態(tài)，故應(yīng)乘上一個動載因數(shù)，在此取動載因數(shù)為2。）

圖8 直線加速工況約束情況

在四種不同工況的強度分析中，車架所受最大應(yīng)力出現(xiàn)在直線加速工況中差速器左下支架的吊耳處，應(yīng)力達到715.72MPa，計算得到安全系數(shù)為1.1，屬于比較不穩(wěn)定的情況。

后續(xù)加工過程中，改換了該部分的鋼管尺寸，并增加的其他結(jié)構(gòu)的支撐，比賽中的情況也體現(xiàn)了車架在各工況下工作的穩(wěn)定性與安全性。

圖9 直線加速工況應(yīng)力云圖

2.2.2 模態(tài)分析

模態(tài)分析是車技動態(tài)特性分析的重要部分，通過分析可以獲取結(jié)構(gòu)的模態(tài)頻率和模態(tài)振型。賽車在賽道上行駛，由于路面不平和發(fā)動機的振動會對車架產(chǎn)生激振，如果激振頻率與車技的某一固有頻率相同，就會產(chǎn)生共振現(xiàn)象，可能會影響賽車的機械性能甚至破壞車架結(jié)構(gòu)，為了能夠更真實的了解車架在實際使用過程中的特性，故對車架進行整備質(zhì)量下的約束模態(tài)分析[7]，得到車架的固有頻率和振型，對車架的結(jié)構(gòu)設(shè)計提供參考。

約束方式如下，此工況模擬賽車在運動過程中的受力狀態(tài)，應(yīng)乘上一個動載因數(shù)，在此取數(shù)值為 2。加載：發(fā)動機重力1200* 2N；車手質(zhì)量1400*2N；發(fā)動機扭矩48N*m。

圖10 約束模態(tài)邊界條件與加載

圖11 車架各階振動頻率

表4 車架6階振動頻率與形式

圖12 車架第四階振動變形云圖

模態(tài)分析結(jié)果：2017屆賽車采用的是 HONDA CBR600RR發(fā)動機，其剛體模態(tài)怠速頻率在33HZ左右[8]。賽道的路面激勵頻率不會超過 18Hz，傳動系統(tǒng)和行駛系統(tǒng)的轉(zhuǎn)動部件的最高工作頻率為 15.36Hz。

自由模態(tài)分析結(jié)果表明，車架的第1階固有頻率57.275 HZ避開了賽車規(guī)定賽道路面激振頻率0～18Hz，高于非簧載質(zhì)量的固有頻率 6～15Hz以及發(fā)動機怠速頻率，各階頻率都避開了發(fā)動機常用頻率，避免了共振。

約束模態(tài)分析表明，局部振動提前且主要發(fā)生在質(zhì)量集中處，如座艙、發(fā)動機安裝處等，前6階最大振幅在座艙底部桿件上，振幅滿足設(shè)計要求。從第七階開始的固有頻率都避開了發(fā)動機的常用頻率，避免了共振。因此可以說此車架的結(jié)構(gòu)是安全的。

綜合以上分析結(jié)果，賽車在各種復(fù)雜工況下行駛時，不會產(chǎn)生共振情況從而導(dǎo)致結(jié)構(gòu)大幅度變形的問題，能保證行駛的安全性與穩(wěn)定性。

3 結(jié)論

（1）在剛度分析的的的過程中，對車架上8個不同的部位進行了結(jié)構(gòu)或者鋼管尺寸上的修改，將17賽季賽車車架優(yōu)化到最優(yōu)解，分析結(jié)果扭轉(zhuǎn)剛度達到了 2468.5N*m/deg，而且質(zhì)量僅為27.659Kg，質(zhì)量和扭轉(zhuǎn)剛度均達到最初的設(shè)計目標。

（2）縱向?qū)Ρ?6年油車車架，17年油車車架的單位質(zhì)量扭轉(zhuǎn)剛度為 89.248N*m/deg*kg，同比增長 6.0%，而質(zhì)量方面，與16年車架相比同比降低3.4%。

（3）該研究結(jié)果表明，通過使用有限元分析軟件ANSYS對于車架進行的扭轉(zhuǎn)剛度分析并不斷的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計，在車架性能提高的前提下，不僅保證了車架在各種行駛工況下的穩(wěn)定性，還降低了車架質(zhì)量，使車架及賽車的設(shè)計更加合理，且更有說服力。