基于ANSYS的FSC賽車車架有限元分析

張宇 馬健 陳旭

【摘要】中國大學生方程式汽車大賽（簡稱“中國FSC”）是一項由高等院校汽車工程相關專業在校學生組隊參加的汽車設計與制造比賽^[1]。對于非承載式車身的賽車，車架承載著賽車整個車體，車架的結構強度很大程度上影響著整車的安全性、動力性、舒適性、操縱穩定性等多種綜合性能。本文對FSC賽車車架進行典型工況下的強度和剛度校核，確定其固有頻率及穩定性，并進行疲勞分析，得出車架應力應變結果，為結構的改進提供合理化建議。

【關鍵詞】FSC;ANSYS/Workbench;車架;分析

1 車架有限元模型建立

1.1三維模型導入及網格劃分

本文FSC賽車車架采用桁架式結構，在Catia中完成三維模型建立，將其轉化成IGS文件導入到ANSYS Workbench中，車架選用4130合金鋼，彈性模量為2.11E11Pa，泊松比為0.279，密度為7850 kg·m-3，屈服強度為785MPa，強度極限930MPa。文中將車架的CATIA模型導入到ANSYS Workbench中，進行模型簡化處理^[2]。

網格劃分是有限元分析前處理中的關鍵步驟，對后面分析的結果有重要影響。在進行網格劃分時，本文對一些主要的受力部位進行網格細化，取1mm的網格大小，對一些非重要受力部位統一采用10mm的網格大小來進行劃分，在保證分析精確度的同時還可以提高整個網格分析的效率。劃分結果為分成7809個節點，4423個單元^[3]。

2車架工況分析

2.1彎曲工況分析：

彎曲工況是指賽車在滿載狀態下勻速行駛的狀況。計算彎曲工況時，由于車輛行駛的動態效應，車架承受的實際載荷需乘上一個動載因數，一般為 2.0-2.5，本文取2.5，車架靜態工況加載方式為：重力場加載800N;座艙底桿集中載荷1875N;發動機固定桿集中載荷2000N;差速器支撐桿集中載荷300N。在分析中忽略對整車分析影響較小的零件，重力加速度取10m/s?^[4]。

通過分析可知，彎曲工況下車架管件所受的最大組合應力為175.35MPa，位于座艙底部，小于屈服極限785MPa。車架的變形主要發生在座艙底部和主環的頂部，最大總變形量為2.0956mm。

2.2緊急轉彎工況分析：

賽車在賽道上高速轉彎時，由于離心力的作用將受到側向載荷，此工況下將要求車架具有足夠的側傾穩定性，此處模擬賽車在8字繞環比賽中向左制動轉彎的情況，賽道寬3m，由直徑是18.25m 的兩個圓形賽道組合而成，賽車隊在賽車的動力性能計算中得出6秒左右是賽車完成八字繞環單圈所需要的最短時間，我們假設賽車的內側輪繞直徑為16m的圓運動，外側車輪繞17.5m的圓運動。由向心力的計算公式可知外側車輪所受向心力與內側車輪所受向心力的比值為35：32，接近1：1。所以此處近似將賽車所受的側向向心力平均分布在4個車輪上。取轉彎半徑為8m，根據上式可求得此時所需的向心力為2381N，乘以動載系數1.5后，總共加載的橫向載荷約為3572N。

由仿真分析結果可知，緊急轉彎工況下車架的最大應力為171.5MPa，位于座艙底部。車架的最大變形依舊在座艙底部，為2.1858mm左右。

3車架的模態分析

本文應用Ansys workbench 的Modal模塊，在完全固定懸架點的情況下對車架進行非自由模態分析，并設置階數為六階，得出車架前六階的固有頻率及對應振型結果如下表3-1所示。

本文賽車選用的發動機為CBR600，怠速轉速為1000r/min，怠速頻率為33.3Hz，正常轉速為5000～7000r/min，頻率范圍是166.7～233.3Hz。從分析結果可知車架的固有頻率能夠避開發動機的怠速頻率以及正常使用時的頻率范圍。由于路面對賽車的激勵頻率低于21Hz，所以車架也可以很好地避開路面的激勵頻率從而避免共振。

表3-1 車架前6階非零固有頻率及振型

模態階數

固有頻率/Hz

振型特點

1

52.711

左右扭轉

2

96.167

S型側向彎曲

3

99.874

前后俯仰

4

107.2

左右扭轉

5

118.64

前后俯仰+左右扭轉

6

127.64

前后俯仰

4 車架屈曲分析

屈曲分析主要用于研究結構在特定載荷下的穩定性以及確定結構失穩的臨界載荷。本次的賽車車架采用桁架式結構，有一些管件會在特定的狀態下受到較大的軸向壓力，為了避免在此種壓力下造成管件的失穩，所以要進行屈曲分析。

此次屈曲分析主要分析發動機的長固定桿、前環斜撐、主環斜撐以及前環前隔板之間的長底桿，分析時的約束加載同彎曲工況時相同。以發動機的長固定桿為例，首先在發動機的長固定桿上施加100N的單位載荷，由屈曲分析求得的特征值表示屈曲載荷系數，計算的臨界線性失穩載荷因子與載荷的乘積，即屈曲載荷=載荷因子×載荷。由于此處施加的載荷為100N，由分析結果可計算出最小的屈曲載荷約為126360N，明顯大于發動機實際會受到的載荷施加，所以不會有失穩的情況出現。

5 車架的疲勞分析

疲勞分析是在線性靜力學分析之后，通過設計仿真自動執行的。由于在幾何方面，疲勞計算只支持體和面，線模型目前還不能輸出應力結果，所以疲勞計算對于線是忽略的，所以我們需要對車架模型重新進行簡化導入來進行彎曲工況的仿真分析，從而在此靜力學分析的基礎上進行疲勞分析。從分析結果可以得出，車架座艙底桿和主環及主環附近桿件的壽命及安全系數較低，如果需要增加車架的使用壽命，需要加固相應的桿件。

6 結論

在設計FSAE賽車車架時，應使車架在滿足規則及強度要求的前提下，優化車架結構，合理設計剛度，減輕車架自重，降低制造成本。基于對本車架進行的各方面分析結果，根據上述設計原則，該車架可以采取如下方式優化結構：

1）由于車架在各工況下最大應力都遠小于材料屈服強度，且有較高的安全系數，故可以適當減少車架桿件壁厚或使用密度相對較小的材料以減輕車架自重。

2）對一些為形成三角結構但并沒有承受很大力的桿件可以適當采用細桿來代替，從而更好地實現車架的輕量化。

3）為了提高單位質量下的扭轉剛度，在設計車架的結構時應盡量將桿件排布成三角形結構。由于三角形良好的穩定性，可平穩地傳遞焊接節點間作用力，并減少車架變形。

參考文獻：

[1]中國汽車工程協會.中國大學生方程式汽車大賽規則[G].2014.

[2]陽文君，郭振輝.FSC車架靜態性能的有限元分析與試驗驗證[A].湖北：湖北汽車工業學院汽車工程系，2012.

[3]鄧澤涵，范正帥，殷行山.基于ABAQUS的FSAE賽車車架有限元分析[A].大連：大連理工大學汽車工程學院，2013.

[4]施長政，師忠秀，柳威，王甜甜.FSC賽車車架的有限元分析[A].山東：青島大學機電工程學院，2013.