袁京宇

基于CAE的車架扭轉(zhuǎn)剛度和強(qiáng)度分析

袁京宇

（中國質(zhì)量認(rèn)證中心南京分中心，江蘇 南京 210005）

賽車車架的競技性能主要體現(xiàn)在扭轉(zhuǎn)剛度的質(zhì)量上，因此車架的CAE分析著重在扭轉(zhuǎn)剛度的分析，保證車架在目標(biāo)質(zhì)量的前提下具有較高的扭轉(zhuǎn)剛度。文章通過有限元分析技術(shù)對車架進(jìn)行靜力學(xué)系統(tǒng)校核并最終得出優(yōu)化方案。為了保證車架的競技性能，運(yùn)用CAE分析對車架進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度的分析和車架強(qiáng)度的分析，保證車架在目標(biāo)質(zhì)量的前提下具有較高的扭轉(zhuǎn)剛度，并確保在多種工況下有足夠的強(qiáng)度，綜合進(jìn)行設(shè)計。

CAE；扭轉(zhuǎn)剛度；有限元分析

1 車架的扭轉(zhuǎn)剛度分析

扭轉(zhuǎn)剛度主要考慮車架在扭轉(zhuǎn)變形下對車輪接地性能的影響。模擬賽車在不平路面上或跳躍時候，車架承受由懸架傳遞的垂直載荷，從而發(fā)生了扭轉(zhuǎn)形變的工況下評價前車輪外傾角的變化，以此確定車架扭轉(zhuǎn)剛度的設(shè)計目標(biāo)。由懸架系統(tǒng)的優(yōu)化及仿真結(jié)果確定車架的目標(biāo)扭轉(zhuǎn)剛度為1 600 Nm/deg。單純地考慮扭轉(zhuǎn)剛度值而脫離車架質(zhì)量的設(shè)計是不合理的，故在目標(biāo)扭轉(zhuǎn)剛度的前提下，力求設(shè)計的車架質(zhì)量控制在33 kg以內(nèi)，最終確定設(shè)計目標(biāo)剛度為1 800 Nm/deg。

分析方法采用的是線性靜力學(xué)分析方法[1]，通過約束懸架的硬點(diǎn)來獲得支反力，從而根據(jù)公式算得扭轉(zhuǎn)剛度大小。

由于車架是由不用截面的管材構(gòu)成的空間桁架，故分析用的是beam 188單元，網(wǎng)格自動生成大小是10 mm。對車架后懸4個硬點(diǎn)進(jìn)行固定，前懸2個硬點(diǎn)方向施加等值反向的1 mm強(qiáng)制位移，釋放方向的自由度。假定懸架的作用對車架的扭轉(zhuǎn)影響很小。對車架的基本框架進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度分析計算。

表1 車架的材料屬性

名稱密度/（kg/m3）屈服/MPa泊松比楊氏模量/GPa 4130鋼管7 8507850.279211

得到Force Reaction = 410.42 N，代入計算公式得到= 929.32 Nm/deg，=30.226 kg，顯然只是基本結(jié)構(gòu)下的車架雖然質(zhì)量達(dá)到設(shè)計目標(biāo)，但是扭轉(zhuǎn)剛度遠(yuǎn)遠(yuǎn)不夠，所以在基本結(jié)構(gòu)上還要增加其他結(jié)構(gòu)以提高車架的剛度。

2 車架的強(qiáng)度分析

車架除了考慮影響賽車競技性能的扭轉(zhuǎn)剛度外，還考慮影響車架強(qiáng)度的工況分析，包括彎曲工況，最大加速度加速工況，最大減速度制動工況，勻速過彎工況。

2.1 彎曲工況

此工況下，賽車簡化成只受自身重力作用。除了車架的重量外，還有駕駛員的重量，發(fā)動機(jī)的重量，另外此工況模擬的是賽車在運(yùn)動過程中的受力狀態(tài)，故應(yīng)乘上一個動載因數(shù)2。

其中電池箱的質(zhì)量為60 kg×2=120 kg，作用在電池箱安裝桿上；駕駛員質(zhì)量為65 kg×2=130 kg，作用在相關(guān)桿件上；電機(jī)質(zhì)量為33 kg×2=66 kg，作用在電機(jī)安裝桿上；主要部件的總質(zhì)量為396 kg；電機(jī)扭矩為240 Nm，作用在電機(jī)安裝桿上。

圖1 彎曲工況下車架的靜力學(xué)圖

圖2 彎曲工況下車架的應(yīng)力云圖

由圖1和圖2可知，彎曲工況下車架的最大應(yīng)力為195.54 MPa，最大變形量為1.731 6 mm，材料的屈服強(qiáng)度為785 MPa，座艙底部桿件變形相對較大。彎曲工況下車架的強(qiáng)度滿足要求。

2.2 最大加速度加速工況

車架桁架結(jié)構(gòu)在直線最大加速度加速工況下，其縱向方向上作用有車架的加速度慣性力，各主要大質(zhì)量部件的慣性力[2]。

其中最大加速度為1.2，由傳動組得出；駕駛員的慣性力均布在肩帶安裝桿上，為65×2×1.2=1 560 N；電池箱的慣性力作用在發(fā)動機(jī)安裝桿上，為60×2×1.2=1 440 N；電機(jī)的慣性力作用在電機(jī)安裝桿上，為33×2×1.2=792 N；主要部件的重力為3 760 N；電機(jī)扭矩作用在發(fā)動機(jī)安裝上，為240 Nm。

圖3 最大加速度工況下車架的靜力學(xué)圖

圖4 最大加速度工況下車架的應(yīng)力云圖

由圖3和圖4可知，最大加速度工況下車架的最大應(yīng)力為621.55 MPa，最大變形量為3.286 mm，傳動上安裝桿的應(yīng)力較大，需要做加固處理，車架在最大加速度工況下強(qiáng)度滿足要求。

2.3 最大減速度制動工況

該作用工況考慮在賽車處于最大減速度制動工況時，車架桁架的慣性力與懸架系統(tǒng)作用于車架的作用力處于平衡狀態(tài)，以此作為校核的理論依據(jù)。

其中最大加速度為1.6，由傳動組得出；駕駛員的慣性力均布在肩帶安裝桿上，為65×2×1.6=2 080 N；電池箱的慣性力作用在發(fā)動機(jī)安裝桿上，為60×2×1.6=1 920 N；電機(jī)的慣性力作用在電機(jī)安裝桿上，為33×2×1.6=1 056 N。

圖5 最大減速度制動工況下車架的靜力學(xué)圖

圖6 最大減速度制動工況下車架的應(yīng)力云圖

由圖5和圖6可知，最大減速度制動工況下車架的最大應(yīng)力為371.24 MPa，最大變形量為2.788 8 mm，座椅底部下支撐桿變形較大需要加固，車架在最大減速度制動工況下強(qiáng)度滿足要求。

2.4 勻速過彎工況

車架桁架結(jié)構(gòu)在最大向心加速度過彎工況下，其橫向方向主要作用為車架的離心加速度慣性力、各主要大質(zhì)量部件的慣性力。并且通過懸架作用力與向心作用力的平衡對懸架連接點(diǎn)進(jìn)行強(qiáng)度校核。

其中最大加速度為1.8，由傳動組得出；駕駛員的慣性力均布在肩帶安裝桿上，為65×2×1.8=2 340 N；電池箱的慣性力作用在發(fā)動機(jī)安裝桿上，為60×2×1.8=2 160 N；電機(jī)的慣性力作用在電機(jī)安裝桿上，為33×2×1.6=1 188 N。

圖7 勻速過彎工況下車架的靜力學(xué)圖

由圖7和圖8可知，勻速過彎工況下車架的最大應(yīng)力為403.03 MPa，最大變形量為3.647 8 mm，座艙底部變形較大需要做加固處理，車架在勻速過彎工況下強(qiáng)度滿足要求。

圖8 勻速過彎工況下車架的應(yīng)力云圖

3 模態(tài)分析

模態(tài)分析是動態(tài)特性研究的重要部分[3]，通過模態(tài)分析可以獲取結(jié)構(gòu)的模態(tài)頻率和模態(tài)振型[4]。賽車車架的自由模態(tài)可以很好地反映整體的動態(tài)特性（模態(tài)頻率、振型），分析自由模態(tài)時，采用ANSYS中默認(rèn)的Block-lanczos模態(tài)提取方法[5]。由于前6階模態(tài)為剛體模態(tài)，其值接近0 Hz，不在分析的范圍，可以將最低頻率設(shè)為1 Hz以去除前6階模態(tài)，一般用低階固有頻率進(jìn)行評價共提取6階模態(tài)來分析，如圖9。

圖9 十二階模態(tài)表

表2 模態(tài)階數(shù)表

模態(tài)階數(shù)固有頻率/Hz固有振型 753.117繞Y扭轉(zhuǎn) 857.341繞Z擺動 972.091繞XY扭轉(zhuǎn) 1094.365繞Y扭轉(zhuǎn) 1198.874繞X扭轉(zhuǎn) 12108.08沿YZ方向變形

模態(tài)分析結(jié)果表明，車架的第7階固有頻率49.842 Hz避開了賽車規(guī)定賽道路面激振頻率0 Hz～18 Hz，高于非簧載質(zhì)量的固有頻率6 Hz～15 Hz，也高于電機(jī)頻率，各階頻率都避開了發(fā)動機(jī)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。

4 模態(tài)測試結(jié)果

此套車架的扭轉(zhuǎn)剛度達(dá)到了1 946.0 Nm/deg，最終質(zhì)量為32.609 kg。剛度和質(zhì)量均達(dá)到設(shè)計目標(biāo)。

由四個強(qiáng)度工況分析可以看出，車架的強(qiáng)度基本滿足設(shè)計要求，但變形最大位置都在座艙底部桿件，此桿件承受駕駛員的重量，導(dǎo)致變形較大，考慮在加工后期在橫向上用碳纖維層做加固處理[6]。

模態(tài)分析表明，各階頻率都避開了路面激振頻率和發(fā)動機(jī)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。

[1] 孫欣.大射電望遠(yuǎn)鏡懸索式饋源支撐系統(tǒng)的非線性靜力學(xué)?運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)理論及方法的研究[D].西安:西安電子科技大學(xué),2001.

[2] 劉建偉,王宇,孫昌迎.時間序列載荷法的桁架式車架疲勞分析[J].機(jī)械科學(xué)與技術(shù),2019,38(02):311-316.

[3] 周孔亢,李苗,劉韶慶,等.低速汽車模態(tài)試驗(yàn)研究[J].拖拉機(jī)與農(nóng)用運(yùn)輸車,2007(04):20-21+24.

[4] 宋丹青,董利虎,陳卓,等.基于模態(tài)分析的大型均質(zhì)巖質(zhì)邊坡動力響應(yīng)特征研究[J].鄭州大學(xué)學(xué)報(工學(xué)版),2021,42(02):1-6.

[5] 王志坤,倪振華,謝壯寧.塊Lanczos法在大跨屋蓋風(fēng)致響應(yīng)中的應(yīng)用[J].力學(xué)季刊,2008(03):475-480.

[6] 周琪,馬其華,周天俊.承載式碳纖維纏繞內(nèi)襯鋼管車架輕量化設(shè)計[J].現(xiàn)代制造工程,2020(04):57-63.

Torsional Stiffness and Strength Analysis of Frame Based on CAE

YUAN Jingyu

( China Quality Certification Centre, Nanjing Branch, Jiangsu Nanjing 210005）

In order to improve the strength of the car and prolong its service life,the finite element technology of automobile CAE based on modern computational mechanics is adopted. For specific types of engineering or automotive development for product performance analysis, prediction and optimization. The competitive performance of the frame is mainly reflected in the quality of the torsional stiffness, so the CAE analysis of the frame focuses on the analysis of the torsional stiffness to ensure that the frame has a higher torsional stiffness on the premise of the target quality. The statics system of the frame is checked by finite element analysis technology, and finally the optimization scheme is obtained. In order to ensure the competitive performance of the frame, CAE analysis is used to analyze the torsional stiffness and strength of the frame. Ensure that the frame has a high torsional stiffness under the premise of the target quality, and ensure sufficient strength under a variety of working conditions, comprehensive design.

CAE; Torsional stiffness; Finite element analysis

U463.32

A

1671-7988(2021)23-117-04

U463.32

A

1671-7988(2021)23-117-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2021.023.033

袁京宇，就職于中國質(zhì)量認(rèn)證中心南京分中心。