高晨菲　趙永禮

摘 要：首先利用ANSYS Workbench對根據(jù)中國大學(xué)生方程式汽車大賽賽規(guī)設(shè)計的賽車車架進行有限元分析，得到彎曲、轉(zhuǎn)彎、制動、扭轉(zhuǎn)四種不同工況下賽車車架位移、應(yīng)力的云圖分布，然后根據(jù)分析結(jié)果對賽車車架進行輕量化，并將優(yōu)化后車架再次進行有限元分析，其強度和剛度均符合賽規(guī)要求。結(jié)果表明，該設(shè)計不僅達到了賽車車架輕量化的目的，將賽車車架的質(zhì)量由33.555kg降低為28.973kg，并且優(yōu)化后的車架各項性能均得到了顯著提升。

關(guān)鍵詞：FSAE 賽車車架 輕量化 有限元仿真

1 引言

車架是一輛FSAE賽車的重要的組成部分之一[1]，據(jù)研究表明，賽車在最小重量的基礎(chǔ)上每增加1kg，跑一圈的時間都會增加0.03′[2]，對商用車來說，若汽車整車重量降低10％，燃油效率可提高4.5％～5.7％。輕量化可以減輕載貨的自重，降低油耗，以此減少有害物排放、節(jié)省計重收費支出、提高載質(zhì)量利用系數(shù)、增加運輸利潤。[3]隨著社會的發(fā)展與人們?nèi)找嬖鰪姷沫h(huán)保意識，節(jié)能減排已經(jīng)不只是一句口號，追求更輕，更環(huán)保的車輛成了大勢所趨，賽車的重量與安全性也并沒有直接關(guān)系，也就說，如果在安全范圍內(nèi)設(shè)計出更輕，更快，性能更高的賽車車架將大大增大車隊在比賽中獲勝的可能。

目前的FSAE賽車的車身主要分為桁架式金屬車架和單體殼兩種，由于單體殼的設(shè)計容錯率低，制作周期長，成本也遠高于桁架式金屬車架，考慮到從設(shè)計到成型再到裝配的成本和時間，本文選用桁架式金屬車架作為有限元分析和優(yōu)化的對象。

2 賽車車架的有限元分析

2.1 模型的建立

為了保證車架的質(zhì)量足夠輕，本文選擇將4130鋼作為管件材料，主要成分為30CrMo，作為低碳鋼，其不僅能提供更輕的重量，還能在同時保持較高的機械強度，材料屬性如圖1所示。將設(shè)計好賽車車架CATIA模型的線架結(jié)構(gòu)導(dǎo)入ANSYS中，再導(dǎo)入4130鋼材料系數(shù)，利用DM模塊中的功能賦予線架結(jié)構(gòu)梁截面，之后在靜力學(xué)分析模塊中生成梁單元網(wǎng)格，車架共分成了314個梁單元，有585個節(jié)點。因為在賽車的行駛過程中路面載荷是由輪胎直接觸通過懸架傳遞到車架上的，所以本文將各部分懸架安裝點作為約束點來施加位移等約束。

2.2 不同工況下的分析結(jié)果

中國大學(xué)生方程式汽車大賽分為動態(tài)項目和靜態(tài)項目，在動態(tài)項目中主要有直線加速，8字繞環(huán)和高速避障，為了模擬賽車在比賽過程中所遇到的各種情況，本文選用了彎曲、轉(zhuǎn)彎、制動、扭轉(zhuǎn)四種不同工況來分析賽車在行駛過程中的應(yīng)力分布及變形情況，四種不同工況的自由度約束由表1所示。

2.2.1 彎曲工況的有限元分析

彎曲工況主要分析賽車在良好路面條件上進行勻速直線行駛時的應(yīng)力分布及變形情況，車架所承受的載荷主要為車架自身重量，駕駛員自身重量及動力單元重量，當賽車處于行駛狀態(tài)時，其所受的載荷為動載荷，要在靜載荷的基礎(chǔ)上乘以動載參數(shù)，可選2.0～2.5，本文取2.0為動載參數(shù)，設(shè)駕駛員重量設(shè)為60kg。分析獲得彎曲工況的變形云圖及應(yīng)力云圖如下：

由變形云圖可得，產(chǎn)生最大變形量的車架結(jié)構(gòu)為主環(huán)頂端，最大變形量為0.32mm，遠小于4130鋼的最大允許撓度25mm，故彎曲工況的剛度滿足賽規(guī)要求；由應(yīng)力云圖可得，產(chǎn)生最大應(yīng)力應(yīng)變的位置在座艙底部和主環(huán)底部，最大應(yīng)力為18.46MPa，遠小于所選材料4130鋼的許用應(yīng)力560MPa，故彎曲工況的強度也滿足賽規(guī)要求。但需要注意的是座艙底部的變形量也很大，從而放大了主環(huán)頂端的變形，需要避免在后續(xù)設(shè)計中在此處安裝重要零部件。

2.2.2 轉(zhuǎn)彎工況的有限元分析

轉(zhuǎn)彎工況主要模擬賽車在進行8字繞樁項目時的應(yīng)力分布及變形情況，賽車在進行8字繞樁時，會有轉(zhuǎn)彎或者高速急轉(zhuǎn)彎的情況，在向心力的作用下，賽車會多出一個側(cè)向的載荷，本次選擇模擬賽車左轉(zhuǎn)的情況，側(cè)向加速度選取 0.9g，令懸架各安裝點處所受側(cè)向力平均分配，動載因數(shù)取1.5。分析獲得轉(zhuǎn)彎工況的變形云圖及應(yīng)力云圖如下：

由變形云圖可得，產(chǎn)生最大變形量的車架結(jié)構(gòu)仍為主環(huán)頂端，最大變形量為0.88955mm，除去主環(huán)頂端，變形主要集中在車架前艙的前端和后艙的后端，前艙前端最大形變量為0.59689mm，后艙后端最大形變量為0.79199mm，遠小于4130鋼的最大允許撓度，故彎曲工況的剛度滿足賽規(guī)要求；由應(yīng)力云圖可得，車架產(chǎn)生最大應(yīng)力應(yīng)變的位置集中在車架右側(cè)，最大應(yīng)力值為42.392MPa，遠小于4130鋼的許用應(yīng)力，彎曲工況的強度也滿足賽規(guī)要求。

2.2.3 制動工況的有限元分析

在賽車行駛過程中一定有需要制動減速的時候，制動工況就是用來模擬賽車在行駛過程中緊急制動的情況，這個時候除去自身載荷，賽車還受到制動力的作用，制動減速度取1.4g，令懸架各安裝點處制動力為平均分配，動載因數(shù)取1.5。分析獲得制動工況的變形云圖及應(yīng)力云圖如下：

由變形云圖可得，最大變形處除主環(huán)最頂端為 0.52104mm 外，還有座艙后部、主環(huán)斜撐和前懸安裝點部分，最大變形量為 0.41033mm，故制動工況的剛度滿足賽規(guī)要求；由應(yīng)力云圖可得，車架產(chǎn)生最大應(yīng)力應(yīng)變的位置主要集中在車架后艙部分，最大應(yīng)力值為25.945MPa，遠小于4130鋼的許用應(yīng)力，制動工況的強度也滿足賽規(guī)要求；

2.2.4 扭轉(zhuǎn)工況

賽車在行駛過程中并不會一直處在理想路面，賽道有時會出現(xiàn)坑洼或者凸起，使賽車的4個輪子不在同一平面上，現(xiàn)通過固定后懸自由度，抬高前艙以模擬單輪跳動情況，將左前懸架向上抬1mm，右前懸架向下降1mm，分析獲得制動工況的變形云圖及應(yīng)力云圖如下：

由變形云圖可得，最大變形處為主環(huán)最頂端為1.8039mm，其余變形量較大部分位于主環(huán)斜撐及車架前艙，最大變形量為1.4032mm，扭轉(zhuǎn)工況的剛度滿足賽規(guī)要求；由應(yīng)力云圖可得，車架產(chǎn)生最大應(yīng)力應(yīng)變的位置主要集中在車架前艙，最大應(yīng)力值為97.968MPa，遠小于4130鋼的許用應(yīng)力560MPa，制動工況的強度也滿足賽規(guī)要求。

3 車架優(yōu)化方法與結(jié)果

3.1 優(yōu)化方法

車架設(shè)計之初以賽規(guī)中材料的最低要求為主，主環(huán)、前環(huán)管件外徑25.4mm，壁厚 2.4mm；傳動系統(tǒng)部分管件外徑25.4mm，壁厚1.2mm，其余部分管件管徑 25.4mm，壁厚1.65mm，所選用管件整體壁厚較大，且管件數(shù)量較多，為了減輕車架的總體質(zhì)量，本文依據(jù)上述有限元分析結(jié)果，去除多余不受力或受力較小管件，減小變形量較小部分管件壁厚，同時對變形量較大部分進行加固及結(jié)構(gòu)修整。

根據(jù)初始車架模型不同工況的有限元分析，可以看出產(chǎn)生最大應(yīng)力及變形的工況為轉(zhuǎn)彎工況，且前艙變形量普遍比后艙部分要小，四種不同工況的主環(huán)頂端都為變形最大處。因此本文選擇去除車架上方側(cè)防撞，另增加管件來連接上下側(cè)防撞，以形成穩(wěn)定的三角結(jié)構(gòu)加固車架；又由于座艙后部變形量明顯大于座艙前部，故將前隔板斜撐、側(cè)防撞三角結(jié)構(gòu)的壁厚減小為1.2mm，并在后艙易變形部位增加兩根壁厚1.65mm的管件與原有管件形成穩(wěn)定三角結(jié)構(gòu)。

3.2 優(yōu)化結(jié)果

再次將優(yōu)化后的車架模型導(dǎo)入ANSYS中，對其進行彎曲、轉(zhuǎn)彎、制動、扭轉(zhuǎn)四種不同工況下的有限元分析，可以得到新車架在彎曲工況下所產(chǎn)生的最大位移除去主環(huán)頂部0.411mm外，為座艙處0.367mm；轉(zhuǎn)彎工況下產(chǎn)生的最大位移除主環(huán)頂端0.452mm外，為座艙上部0.354mm；制動工況下產(chǎn)生的最大位移除主環(huán)頂端0.796mm外，為座艙后部0.710mm：在扭轉(zhuǎn)工況下產(chǎn)生最大位移在座艙前部，最大位移量為1.5103mm。彎曲工況下產(chǎn)生的最大應(yīng)力為16.559MPa，較前文18.46MPa略有降低；轉(zhuǎn)彎工況產(chǎn)生最大應(yīng)力應(yīng)變的位置變?yōu)樽撆c前環(huán)、主環(huán)交界處及動力單元部分，最大應(yīng)力值為239.32MPa，雖較舊車架有所增大，但仍小于4130鋼的許用應(yīng)力560MPa；制動工況下產(chǎn)生的最大應(yīng)力為 19.448MPa，較前文中的25.945MPa有所減小；扭轉(zhuǎn)工況下產(chǎn)生的最大應(yīng)力為82.555MPa，較前文中的97.968MPa略有降低。新車架的變形量及最大應(yīng)力基本都有所降低，并且滿足賽規(guī)要求，保證了車輛安全平穩(wěn)的行駛，優(yōu)化后車架質(zhì)量從原先的33.555kg下降至28.973kg。

4 結(jié)論

本文應(yīng)用ANSYS Workbench軟件對FSAE賽車車架進行了彎曲、轉(zhuǎn)彎、制動、扭轉(zhuǎn)四種不同工況的有限元分析，獲得四種不同工況下FSAE賽車車架位移、應(yīng)力的云圖分布，結(jié)果均滿足賽規(guī)要求，又根據(jù)分析結(jié)果進行了車架的輕量化，減少了管件數(shù)量及非必要管件和所受應(yīng)力較小管件的壁厚，將賽車車架質(zhì)量由33.555kg降低為28.973kg，新車架有限元分析結(jié)果也均處于賽規(guī)的安全允許范圍之內(nèi)，在保證車架性能和滿足賽規(guī)要求的情況下實現(xiàn)了車架的輕量化。

參考文獻：

[1]裴寶浩，邢勤，于蓬，等.大學(xué)生方程式賽車懸架結(jié)構(gòu)及受力分析[J]．農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程，2021，59（10）：63-67.

[2]趙文娟.賽車車架結(jié)構(gòu)設(shè)計及其輕量化研究［D］.秦皇島：燕山大學(xué)，2009．

[3]趙娟妮，薛增貴. 汽車輕量化發(fā)展及應(yīng)用[C]//四川省汽車工程學(xué)會，成都市汽車工程學(xué)會.四川省第十二屆汽車學(xué)術(shù)年會論文集.[出版者不詳]，2015：85-90.

[4]余志生.汽車理論[M].５版.北京：機械工業(yè)出版社，2012．

[5]中國汽車工程協(xié)會.中國大學(xué)生方程式汽車大賽規(guī)則[S].北京：中國汽車工程協(xié)會，2021.

[6]徐志堅，張心光，王巖松，劉寧寧.基于ANSYS Workbench的FSC賽車車架有限元仿真[J].上海工程技術(shù)大學(xué)學(xué)報，2016，30（04）：285-289.

[7]周永光，陽林，吳發(fā)亮，鄧仲卿.FSAE賽車車架結(jié)構(gòu)優(yōu)化和輕量化[J].農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程，2012，50（11）：37-41.