黎奉常，艾天樂(lè)

巴哈賽車車架模型振動(dòng)分析

黎奉常，艾天樂(lè)

（武漢理工大學(xué)汽車工程學(xué)院，湖北 武漢 430000）

車架作為承載賽車零部件基礎(chǔ)，其振動(dòng)特性直接關(guān)系到賽車的操縱性、安全性。通過(guò)建立車架有限元模型，利用ANSYS有限元方法對(duì)巴哈賽車車架振動(dòng)特性進(jìn)行靜態(tài)、動(dòng)態(tài)分析以及模態(tài)分析，檢驗(yàn)車架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是否合理安全，并為其改進(jìn)提供依據(jù)。

車架；振動(dòng)分析；ANSYS；有限元分析

巴哈賽車作為全地形越野賽車，在比賽過(guò)程受到各種復(fù)雜路況的影響，有時(shí)甚至?xí)?，而車架作為承載賽車零部件基礎(chǔ)，對(duì)保證比賽安全具有重要意義。本文利用ANSYS有限元方法對(duì)車架進(jìn)行振動(dòng)分析，以檢驗(yàn)賽車車架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是否合理安全。通過(guò)本次分析得出，車架在不同工況下的變形、應(yīng)力分布和各階模態(tài)固有頻率，根據(jù)分析結(jié)果對(duì)車架進(jìn)行檢驗(yàn)并改進(jìn)，保證車架結(jié)構(gòu)合理安全，確保車架和整車性能達(dá)到協(xié)調(diào)一致。

1 建立車架有限元模型

將CATIA軟件中創(chuàng)建的車架三維模型（略去對(duì)車架變形或應(yīng)力影響較小的構(gòu)件和非連接性螺栓）導(dǎo)入ANSYS，設(shè)定相關(guān)參數(shù)，進(jìn)行網(wǎng)格劃分。鋼管材料為4130鋼，設(shè)定其密度為7 850 kg/m3，楊氏模量為211 GPa，泊松比為0.279，屈服強(qiáng)度為785 MPa，添加材料后，車架質(zhì)量為25.45 kg。

2 車架靜力學(xué)分析

2.1 車架彎曲（勻速直線行駛）

載荷：方向均為Z軸負(fù)方向，重力加速度為9.8 N/kg，座椅支撐桿承受著車手和座椅的總質(zhì)量，以70 kg計(jì)，即 686 N的作用力；發(fā)動(dòng)機(jī)及變速器等固定在后部支撐桿上，質(zhì)量以50 kg計(jì)，乘以動(dòng)載荷系數(shù)3.4，平均分到2根桿，每根添加850 N的作用力；其他部件均采用均布載荷的方式進(jìn)行載荷施加。

約束：約束所有懸架硬點(diǎn)（其位置如圖1所示）軸、前懸硬點(diǎn)軸和右前懸硬點(diǎn)的軸方向的自由度。

圖1 懸架硬點(diǎn)位置

工況位移分布圖如圖2所示，由求解結(jié)果知，發(fā)動(dòng)機(jī)支撐桿和座椅支撐桿有相對(duì)較明顯的變形。最大變形和最大應(yīng)力均位于座椅支撐桿，其中最大變形量為0.53 mm，最大應(yīng)力值為70.7 MPa，遠(yuǎn)小于785 MPa。最小安全系數(shù)為3.5，大于2，所以車架在此工況下安全。

圖2 工況位移

2.2 車架扭轉(zhuǎn)（一輪懸空）

載荷：以右后輪懸空（其他輪胎懸空工況與此類似）為例，載荷與2.1中的相同。

約束：不約束右后懸硬點(diǎn)，約束其他硬點(diǎn)的軸、右前懸硬點(diǎn)的軸以及前懸硬點(diǎn)的軸方向的自由度。

求解結(jié)果顯示，座椅支撐桿和發(fā)動(dòng)機(jī)支撐桿有相對(duì)較明顯的變形，最大變形和最大應(yīng)力均位于座椅支撐桿，其中最大變形量0.64 mm，最大應(yīng)力值90.5 MPa，小于785 MPa，且最小安全系數(shù)大于2，故車架在此工況安全。

2.3 緊急制動(dòng)（縱向加速度分析）

在賽車緊急制動(dòng)時(shí)，會(huì)有一個(gè)向后的制動(dòng)加速度。

載荷：施加軸負(fù)方向的數(shù)值為14.7 N/kg的縱向加速度，其余與2.1中的相同。

約束：約束全部懸架硬點(diǎn)的、軸和右前懸硬點(diǎn)的軸方向的自由度。

求解結(jié)果顯示，座椅支撐桿和發(fā)動(dòng)機(jī)支撐桿有相對(duì)較明顯的變形，最大變形和最大應(yīng)力均位于座椅支撐桿，其中最大變形量為0.91 mm，最大應(yīng)力值為152.0 MPa，遠(yuǎn)小于785 MPa。最小安全系數(shù)為1.64，處于座椅支撐桿，所以，車架在此工況下存在危險(xiǎn)。

2.4 制動(dòng)轉(zhuǎn)彎（縱向和側(cè)向加速度分析）

載荷：以向左轉(zhuǎn)彎減速為例，施加軸負(fù)方向的縱向加速度以及軸正方向的側(cè)向加速度，數(shù)值均為14.7 N/kg；其余與2.1中的相同。

約束：約束全部懸架硬點(diǎn)的平移自由度。

求解結(jié)果顯示，座椅支撐桿和發(fā)動(dòng)機(jī)支撐桿有相對(duì)較明顯的變形，最大變形在后艙左側(cè)支撐桿，最大變形量為 0.91 mm。最大應(yīng)力在座椅支撐桿，最大應(yīng)力值為151.3 MPa，小于785 MPa，最小安全系數(shù)為1.64，位于座椅支撐桿，所以，車架在此工況下存在危險(xiǎn)。

2.5 剛度分析

載荷：為檢驗(yàn)車架彎曲剛度，可在防滾環(huán)頂端施加一個(gè)Z軸負(fù)方向1 600 N的集中力，以此來(lái)分析車架彎曲剛度。另外，施加與2.1中的同等載荷。

約束：約束所以懸架硬點(diǎn)平移自由度。

求解結(jié)果顯示，最大變形量為0.91 mm，彎曲剛度在合理范圍，車架剛度滿足要求。

2.6 車架強(qiáng)度分析總結(jié)

綜上所述，本次所設(shè)計(jì)車架在任何工況下變形和應(yīng)力分布均符合要求，車架強(qiáng)度及剛度基本滿足要求。但在緊急制動(dòng)和轉(zhuǎn)彎制動(dòng)時(shí)，最小安全系數(shù)小于2，載荷均處于座椅支撐桿，因此，還需提高座椅支撐桿的強(qiáng)度及剛度。

3 優(yōu)化改進(jìn)

優(yōu)化后的車架模型如圖3所示，其在緊急制動(dòng)、轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況下如圖4所示，最小安全系數(shù)均大于2，質(zhì)量25.45 kg，與原模型相差不大，所以，此次改進(jìn)較為成功。

圖3 優(yōu)化后的車架模型

圖4 緊急制動(dòng)、轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況下的車架模型

4 巴哈賽車車架模態(tài)分析

4.1 車架模態(tài)計(jì)算

由于車架的結(jié)構(gòu)特性受約束和低階的固有頻率的影響很大，因此采用約束模態(tài)分析，并取前12階模態(tài)。計(jì)算得前6階模態(tài)固有頻率均小于0.001 Hz，7～12階模態(tài)固有頻率均大于75 Hz。

4.2 車架模態(tài)評(píng)估

巴哈賽車在行駛過(guò)程時(shí)，車架主要受到發(fā)動(dòng)機(jī)以及路面不平度產(chǎn)生的激振力作用，車架的各階模態(tài)固有頻率應(yīng)遠(yuǎn)離激振頻率范圍，從而保證車架的安全性。因此，車架的各階模態(tài)固有頻率應(yīng)遠(yuǎn)離發(fā)動(dòng)機(jī)工作和路面不平度所引起的激振頻率范圍。

4.3 發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)對(duì)車架模態(tài)的影響

根據(jù)相關(guān)資料，發(fā)動(dòng)機(jī)輸出激勵(lì)的頻率計(jì)算公式為：發(fā)動(dòng)機(jī)激振頻率=2×發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)×發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速×諧量階次/發(fā)動(dòng)機(jī)沖程數(shù)×60。其中，諧量階次=2×發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)/發(fā)動(dòng)機(jī)沖程數(shù)。

巴哈賽車發(fā)動(dòng)機(jī)是百利通M20單缸四沖程風(fēng)冷發(fā)動(dòng)機(jī)，從怠速到最高轉(zhuǎn)速的其轉(zhuǎn)速范圍是1 700～3 800 r/min，經(jīng)上列公式計(jì)算得前三階振動(dòng)頻率范圍分別為7.83～15.83 Hz、14.16～31.67 Hz以及21.25～47.5 Hz，因?yàn)槠漕l率不在車架前12階模態(tài)的固有頻率范圍內(nèi)，所以不會(huì)發(fā)生共振。

4.4 路面不平度激勵(lì)的影響

路面激勵(lì)頻率公式為：路面不平度激振率=汽車行駛速度/3.6×路面不平度最小波長(zhǎng)。

根據(jù)實(shí)際情況，假設(shè)巴哈賽車行駛速度為50 km/h。查詢相關(guān)資料，得到不同路面不平度波長(zhǎng)，并利用上述公式計(jì)算相應(yīng)路面的激勵(lì)頻率。計(jì)算得賽車在平坦公路、碎石路、未鋪裝路面和搓板路的激振頻率分別為13.9 Hz、43.4 Hz、18.0 Hz以及19.1 Hz，因?yàn)槠漕l率不在車架前12階模態(tài)的固有頻率范圍內(nèi)，所以，不會(huì)發(fā)生共振。

4.5 評(píng)價(jià)結(jié)論

本節(jié)分析了發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)和路面激勵(lì)對(duì)車架的影響，結(jié)果顯示在發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)和各種路況下高速行駛時(shí)，車架的各階模態(tài)固有頻率均不在外部激勵(lì)振動(dòng)頻率范圍內(nèi)，車架都沒(méi)有發(fā)生共振的危險(xiǎn)，該車架模型動(dòng)態(tài)特性滿足實(shí)際要求。

5 車架建模及分析總結(jié)

綜上所述，經(jīng)改進(jìn)后的車架模型在各種工況下的強(qiáng)度和剛度均滿足要求，不會(huì)發(fā)生共振，且實(shí)現(xiàn)了輕量化，保證了賽車的動(dòng)力。因此，此次車架三維模型設(shè)計(jì)合理，可以根據(jù)模型進(jìn)行實(shí)際加工。

［1］靳曉雄，張立軍，江浩.汽車振動(dòng)基礎(chǔ)［M］.上海：同濟(jì)大學(xué)出版社，2014.

［2］馮國(guó)勝.汽車車架振動(dòng)特性分析及應(yīng)用［J］.汽車技術(shù)，1994（8）：9-12.

［3］陳艷霞.ANSYS Workbench 18.0有限元分析，從入門到精通［M］.北京：電子工業(yè)出版社，2018.

U463.22

A

10.15913/j.cnki.kjycx.2020.12.019

2095－6835（2020）12－0047－02

〔編輯：張思楠〕