張博，趙煜，黃玲，林健鋒，周金偉

（廣東白云學(xué)院，廣東廣州 510450）

如今，各高校積極參與中國(guó)大學(xué)生方程式汽車大賽（以下簡(jiǎn)稱“FSAE”），各高校的車隊(duì)也在賽事上取得令人滿意的成績(jī)。隨著汽車行業(yè)的發(fā)展和人們環(huán)保意識(shí)的增強(qiáng)，電動(dòng)車逐漸進(jìn)入人們的生活，F(xiàn)SAE 賽事也向新能源的方向發(fā)展。而車架是賽車的載體，肩負(fù)著承載車身質(zhì)量、保護(hù)車手及其他賽車重要部件的艱巨任務(wù)，還支撐和連接著賽車的其他子系統(tǒng)，所以對(duì)強(qiáng)度和剛度有一定要求。本文用ANSYS 軟件對(duì)車架模型進(jìn)行有限元分析，判斷車架是否符合要求。

1 基于CATIA 的車架設(shè)計(jì)

賽車車架是整車安裝的載體，搭載著整車各子系統(tǒng)，保障賽車能正常發(fā)揮其功能，因此車架的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度影響著整車的性能。大賽為此也對(duì)賽車車架的材料、結(jié)構(gòu)等都提出了具體的規(guī)定，根據(jù)賽事規(guī)則和可行性，自主設(shè)計(jì)了車架。與其他鋼材進(jìn)行對(duì)比分析，選用桁架式金屬車架，分別采用外徑Φ25.4 mm、壁厚為2.4 mm 的圓管，外徑Φ25.4mm、壁厚1.2 mm 的圓管，外徑Φ25.4 mm、壁厚1.65 mm 的圓管。材料都為4130（30CrMo）合金鋼[1]。用CATⅠA 軟件進(jìn)行3D 建模（如圖1 所示），將車架用軟件具體模擬出來(lái)，以便后續(xù)校核優(yōu)化。

圖1 CATⅠA 車架模型

車架的材料為4130（30CrMo）合金鋼，其物理性質(zhì)如表1 所示。

表1 4130（30CrMo）合金鋼的物理性質(zhì)

2 基于ANSYS Workbench 的車架有限元分析

車架設(shè)計(jì)完成后，使用ANSYS Workbench 對(duì)車架進(jìn)行仿真分析，在不同的工況下，車架因外力而產(chǎn)生影響，分析車架的安全性、動(dòng)力性、操縱穩(wěn)定性等是否符合賽規(guī)和設(shè)計(jì)要求，最后進(jìn)行鋼管焊接工作，完成實(shí)物的制作。

2.1 網(wǎng)格劃分

將車架的CATⅠA 模型導(dǎo)入ANSYS Workbench 中，使用mesh 模塊進(jìn)行車架模型網(wǎng)格劃分。網(wǎng)格劃分如圖2 所示。

圖2 網(wǎng)格劃分

此車架采用梁?jiǎn)卧?，網(wǎng)格尺寸為10 mm，劃分后網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)為7 111，網(wǎng)格個(gè)數(shù)為3 581。比賽的動(dòng)態(tài)賽由直線加速、八字環(huán)繞、高速避障及耐久賽組成。賽道中存在直道和彎道，賽車在行駛過程中需要根據(jù)不同的道路狀況表現(xiàn)出不同的反應(yīng)，所以主要對(duì)賽車行駛時(shí)的轉(zhuǎn)彎、滿載彎曲、扭轉(zhuǎn)、緊急制動(dòng)這4 種工況進(jìn)行分析[2]。部件質(zhì)量如表2 所示。

表2 部件質(zhì)量匯總

2.2 靜力學(xué)分析

2.2.1 滿載彎曲工況

彎曲工況時(shí)且賽車滿載，假設(shè)賽車在良好的路面上勻速直線行駛，所以車架承受的靜載荷應(yīng)乘上一個(gè)動(dòng)載因數(shù)。動(dòng)載因數(shù)一般為2.0～2.5，本文中取2.0。在滿載彎曲工況下，向Z方向施加等效載荷。滿載彎曲工況下對(duì)車架采用位移約束方式。分析獲得位移云圖和應(yīng)力云圖，可得最大應(yīng)力為101.5 MPa，在駕駛艙座椅底部安裝桿上，最大形變量為2.320 3 mm，最大變形點(diǎn)也位于駕駛艙座椅底部安裝桿上，形變量較小。最大應(yīng)力集中在側(cè)邊防撞桿和主環(huán)斜撐連接點(diǎn)上，遠(yuǎn)小于車架使用材料的許用應(yīng)力，所以車架在滿載彎曲工況下滿足強(qiáng)度要求[3]。滿載彎曲工況下的約束如表3所示。

表3 滿載彎曲工況下的約束

2.2.2 轉(zhuǎn)彎工況

在賽車轉(zhuǎn)彎或高速急轉(zhuǎn)彎時(shí)，需要對(duì)車架的轉(zhuǎn)彎工況進(jìn)行分析，從而確定在轉(zhuǎn)彎工況下車架是否符合要求。賽車轉(zhuǎn)彎時(shí)，在離心力的作用下，會(huì)給車架施加一個(gè)側(cè)向的載荷，此次有限元分析模擬了賽車在右轉(zhuǎn)的情況下的轉(zhuǎn)彎工況，在車架側(cè)面施加一個(gè)加速度，大小為1g，動(dòng)載因數(shù)取1.5。在轉(zhuǎn)彎工況下分析獲得位移云圖和應(yīng)力云圖（如圖3 所示）。從圖3 中可看出最大應(yīng)力值為87.732 MPa，位于側(cè)向防撞桿與電池箱底部安裝桿的連接處，遠(yuǎn)小于材料的許用應(yīng)力；最大變形量為0.994 mm，位于電池箱底部安裝桿上，形變量比較小。

圖3 滿載轉(zhuǎn)彎工況應(yīng)力云圖（單位：mm）

2.2.3 扭轉(zhuǎn)工況

在賽場(chǎng)的路面上，會(huì)出現(xiàn)路面不平等突發(fā)狀況，此時(shí)賽車的4 個(gè)輪子不在同一平面上，本文模擬在此狀態(tài)下該賽車的扭轉(zhuǎn)工況，從此工況出發(fā)研究賽車是否符合賽規(guī)要求。

扭轉(zhuǎn)工況計(jì)算公式為：

式（1）中：b為車架寬度（左右懸架距離）；F為扭轉(zhuǎn)載荷；h為位移。

扭轉(zhuǎn)工況下的車架約束如表4 所示。

表4 扭轉(zhuǎn)工況下的車架約束

該賽車在空載的情況下總質(zhì)量為260 kg，前后軸荷比為45∶55，由于主要質(zhì)量由后輪承擔(dān)，所以利用后輪的高度差來(lái)模擬扭轉(zhuǎn)工況?，F(xiàn)假設(shè)后左懸架向上抬1 mm，后右懸架向下降1 mm。扭轉(zhuǎn)工況（空載）應(yīng)力云圖如圖4 所示。

圖4 扭轉(zhuǎn)工況（空載）應(yīng)力云圖（單位：mm）

通過軟件計(jì)算，在其位移云圖中，最大變形量為2.373 2 mm，位于主環(huán)頂端，變化量較小。在應(yīng)力云圖中，最大應(yīng)力值為92.635 MPa，位于后左懸架安裝桿上，遠(yuǎn)小于材料的許用應(yīng)力。

當(dāng)賽車處于滿載狀態(tài)時(shí)，在與空載狀態(tài)相同的扭轉(zhuǎn)工況下，在其位移云圖中，最大變形量為2.948 9 mm，位于主環(huán)頂端，變化量較小。在應(yīng)力云圖中，最大應(yīng)力值為84.41 MPa，位于電池箱底部安裝桿上，小于材料的許用應(yīng)力[4]。扭轉(zhuǎn)工況（滿載）應(yīng)力云圖如圖5 所示。

圖5 扭轉(zhuǎn)工況（滿載）應(yīng)力云圖（單位：mm）

綜上，在扭轉(zhuǎn)工況下，車架符合此賽規(guī)則。

2.2.4 緊急制動(dòng)與加速

賽車在賽道上時(shí)，在入彎出彎或者起步停止時(shí)，難免有緊急制動(dòng)和緊急加速工況的情況。在制動(dòng)和加速情況下，車架不僅要承受豎直方向上的重力，還有來(lái)自X方向上的制動(dòng)和加速載荷。在緊急制動(dòng)情況下，通過給車架一個(gè)1.4g的減速制動(dòng)載荷，在起步加速的情況下給車架一個(gè)1.4g的加速載荷，來(lái)模擬實(shí)際情況，動(dòng)載因數(shù)取1.5。

緊急制動(dòng)（加速）的計(jì)算公式為：

式（2）中：a為賽車制動(dòng)（加速）加速度；v0為賽車初速度；s為賽車制動(dòng)（加速）是所行使的距離。

緊急制動(dòng)（加速）工況下車架約束如表5 所示。

表5 緊急制動(dòng)（加速）工況下車架約束

在緊急制動(dòng)工況下，在位移云圖中，車架的最大變形量為0.996 72 mm，位于電池箱底部安裝桿上，變形量較小；在應(yīng)力云圖中，車架所受最大應(yīng)力值為90.33 MPa，在側(cè)向防撞桿與電池箱底部安裝桿的連接處上，應(yīng)力值小于材料的許用應(yīng)力，符合要求。

在加速工況下的位移云圖中，車架的最大變形量為1.014 2 mm，位于電池箱底部安裝桿上，變形量較??；在應(yīng)力云圖中，車架所受最大應(yīng)力值為85.158 MPa，位于側(cè)向防撞桿與電池箱底部安裝桿的連接處，小于材料的許用應(yīng)力，故符合要求。

2.2.5 靜態(tài)分析小結(jié)

該部分用ANSYS 進(jìn)行模擬后，直觀地看出在各個(gè)工況下，車架的變形情況和所受應(yīng)力情況，按照上述情況列出靜態(tài)分析位移和應(yīng)力總結(jié)表（如表6 所示）和靜態(tài)分析中最大應(yīng)力和最大變形量的位置總結(jié)表（如表7 所示）。

表6 靜態(tài)分析位移和應(yīng)力總結(jié)表

表7 靜態(tài)分析中最大應(yīng)力和最大變形量的位置總結(jié)表

在6 種工況下，其最大變形量為2.948 9 mm，最大應(yīng)力值為101.5 MPa，可直觀地看出大多數(shù)工況下，應(yīng)力點(diǎn)和變形點(diǎn)都位于電池箱底部安裝桿上，電池箱底部安裝桿不僅要支撐電池總成質(zhì)量，還需要支撐起部分控制系統(tǒng)的質(zhì)量，所以其對(duì)強(qiáng)度剛度要求較高。變形量和最大應(yīng)力值都在正常范圍內(nèi)，也驗(yàn)證了車架的可靠性[5]。

2.2.6 扭轉(zhuǎn)剛度分析

剛度是車架的一項(xiàng)重要指標(biāo)，能夠通過計(jì)算從而直觀地得出車架的抵抗變形的能力。

扭轉(zhuǎn)剛度是車架設(shè)計(jì)的一大要點(diǎn)，此車架的扭轉(zhuǎn)剛度計(jì)算公式為：

式（3）—式（5）中：θ為扭轉(zhuǎn)載荷下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)角；h為垂向最大變形；d為加載點(diǎn)到支持硬點(diǎn)的距離；KT為車架的扭轉(zhuǎn)剛度；T為車架扭轉(zhuǎn)載荷下的扭矩；F為施加在車架上的扭轉(zhuǎn)載荷；b為前懸架左右彈簧兩連接點(diǎn)距離。

為了表示車架的撓度h，在車架左、右前懸架連接點(diǎn)處各施加1 mm 且方向相反的位移，并約束左右后懸架連接點(diǎn)X、Y、Z方向的平動(dòng)自由度，計(jì)算出垂直最大變形量h=11.584 mm。通過有限元分析軟件求出左右前懸架連接點(diǎn)處的支反力F=1 728.6 N，在CATⅠA模型中測(cè)量得b=d=411.138 mm，將各參數(shù)代入式（3）—式（5）中得T=710.69 N·m，θ≈0.26°，扭轉(zhuǎn)剛度約等于2 733.44 N·m/°。國(guó)內(nèi)外鋼管桁架式大學(xué)生方程式賽車的車架扭轉(zhuǎn)剛度在1 000～4 000 N·m/°之間，所以本車架的扭轉(zhuǎn)剛度符合條件。

3 結(jié)語(yǔ)

本次設(shè)計(jì)對(duì)車架的大致輪廓進(jìn)行總布局設(shè)計(jì)，對(duì)車架各結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)，前環(huán)、前隔板、防滾架及其支撐結(jié)構(gòu)、側(cè)邊防撞結(jié)構(gòu)、前隔板以及前隔板支撐結(jié)構(gòu)進(jìn)行了相關(guān)校核。同時(shí)也在CATⅠA 中進(jìn)行三維建模，完成車架的三維模型。

在建模完成后，導(dǎo)入ANSYS Workbench 對(duì)模型進(jìn)行工況分析和剛度分析。在網(wǎng)格劃分環(huán)節(jié)中，可能會(huì)因?yàn)檐嚰芙Y(jié)構(gòu)的復(fù)雜性導(dǎo)致網(wǎng)格劃分存在錯(cuò)誤或誤差，對(duì)后續(xù)的有限元分析也有不小的影響。

通過對(duì)車架的有限元分析，在不同工況下對(duì)車架進(jìn)行檢測(cè)，驗(yàn)證了車架的可靠性和合理性。在計(jì)算出的應(yīng)力云圖和位移云圖中能夠直觀看出車架在不同工況下的變形情況以及最大應(yīng)力點(diǎn)。在CATⅠA 和ANSYS的配合下，能夠更快更準(zhǔn)確地設(shè)計(jì)出符合賽規(guī)的車架，也能有效減少后面制作時(shí)的錯(cuò)誤。