巴哈賽車車架仿真分析與優化設計

倪彰+何宇

摘 要：基于巴哈賽車平臺，利用CATIA對賽車車架設計和建模；利用ANSYS軟件對車架進行強度和剛度分析，根據分析結果提出車架優化方法。通過修改車架的結構參數，對優化后的車架進行強度和剛度分析，在滿足強度和剛度的條件下，降低車架質量，實現車架輕量化設計，對提高賽車動力性和經濟性有重要意義。

關鍵詞：賽車車架；ANSYS；仿真分析；輕量化設計

中圖分類號：U469.6+96 文獻標志碼：A 文章編號：2095-2945（2017）28-0009-05

Abstract： Based on the Baja racing platform，a car frame was built and designed by CATIA. The model was imported into the finite element software ANSYS to analyze the strength and stiffness. According to the analysis results， the optimization method was proposed. Under conditions of strength and stiffness， the quality of the frame was reduced and the lightweight design of frame was realized by modifying the frame parameters of the frame. It is important to improve the dynamic and economical efficiency of the car.

Keywords： race car frame； ANSYS； simulation analysis； lightweight design

引言

“中國汽車工程學會巴哈大賽”是2015年由中國汽車工程學會創辦，面向高等院校開展的越野汽車設計和制造的賽事。參賽車隊需要依據賽事的規則要求以及工程實踐能力，由參賽隊員對Baja賽車的整車布置、車架構件、動力系統、底盤等進行設計。賽車必須在加速、制動、操作和安全等方面具備優異的性能，同時要保證足夠的耐久性，以便較好的完成多個項目的激烈競技。

車架是賽車其他零部件安裝的基體，它是承載賽車各部件的基礎。在比賽時，還將承受來自路面和車體內部各種動載荷以及各部件靜載荷的作用，車架的好壞直接影響了賽車的安全性、操縱性、耐久性以及經濟性。

采用先進的計算機輔助軟件，利用有限元分析法對車架構件進行分析和研究，對車架構件的強度、剛度、變形量、總應力、應力分布等情況進行分析計算，再根據分析結果對車架進行改進，確保賽車車架質量和整車性能達到協調一致，同時保證賽車車架構件布置合理，車架使用材料少，質量輕，能夠進一步提高賽車的動力性、耐久性和經濟性。

1 賽車車架的建模

應用CATIA三維建模軟件建立賽車車架初步模型，車架三維模型如圖1所示。將CATIA建模軟件中創建的車架線框模型導入到ANSYS中，再對參數進行設置以及網格劃分，根據網格劃分后的劃分圖可知，網格質量良好，滿足分析的需要，網格劃分圖如圖2所示。

車架的線框圖導入到ANSYS工作臺后，還需要進行參數建模，設置每根鋼管的壁厚，選擇線框后添加圓管。設計包括了4種不同管徑、不同壁厚的鋼管，在添加時需要注意添加相對應的壁厚。鋼管材料選擇4130鋼，其泊松比為0.279，楊氏模量為211GPa，密度為7850kg/m3，添加材料后，車架重量為42.495kg。所有線框參數化建模后，將所有鋼管組合為一個整體。線框參數化建模后的鋼管圖如圖3所示。

2 車架的強度及剛度分析

2.1 強度分析

2.1.1 彎曲工況分析

對車架施加載荷主要包含以下三個方面：（1）添加車架材料密度，在求解器中需沿著Z軸方向施加9.8N/kg的重力加速度，以此施加車架質量的重力；（2）賽車座椅安裝在車架底部的構件上，桿件與座椅接觸部分支撐車手和座椅的總質量；（3）發動機總成與支撐板通過螺栓連接，支撐板與車架通過焊接的方式達到剛性連接，可將發動機總成簡化為一個質量點，通過質量點對車架施加預定載荷。其他部件均采用均布載荷的方式進行載荷施加，在施加載荷之前，需要乘以選擇的動載荷系數3.4。

彎曲工況時：約束全部懸架連接點的Z軸方向自由度；對前懸硬點X軸的自由度也需要進行約束；最后完成右側前懸硬點的Y軸方向自由度的約束，進行以上約束的目的是為了避免車架仿真求解時可能產生橫向位移。

從圖4可以看出，車架的座椅支撐桿、防滾環以及發動機、變速箱支撐桿都發生了不同程度變形。最大變形桿件是座椅支撐后斜撐桿，最大變形量為1.0481mm。從圖5可以看出，最大應力在座椅后部支撐桿與防滾環連接處，最大應力值為104.06Mpa，遠小于4130鋼屈服極限785Mpa，所以車架在此工況是安全的。

2.1.2 彎扭組合工況分析

彎扭組合工況時，不僅需要施加垂直方向的載荷，車架還會受到繞自身Z軸扭轉的轉矩而產生的形變和應力。在此種工況下，存在兩種約束方式：一種是將某側后懸置空；第二種是將某側前懸置空。但兩種方式分析效果基本相同，設計采用第一種方式，即不約束右后懸和車架連接的硬點，約束其他懸架與車架連接點的Z軸自由度；將前懸架和車架連接點的X軸自由度進行約束；還需要將右前懸連接點的Y軸自由度進行約束。

從圖6可知，車架防滾環頂部以及后部斜撐變形較大，頭頂構件整體已向前彎曲，座椅支撐桿有彎曲的趨勢，最大變形從防滾環頭頂斜撐連接點向外擴散，最大變形量4.8957mm，位于頭頂橫桿與防滾環連接處。從圖7可知，最大應力處于后部防滾環左側底部以及底部防滾環與中間斜撐焊接處，最大應力值132.89Mpa，小于屈服強度785Mpa，故車架在此工況是安全的。endprint

2.1.3 側向加速度工況分析

當Baja賽車在彎道行駛時，在慣性力以及離心力的作用下，將產生一個側向加速度。在此工況下應分析車架的形變和應力分布是否合理。當賽車向左側轉彎時，在坐標系中施加沿著Y軸正方向的側向加速度，數值為1.5倍重力。此時重力加速度還作用在車架上，因此在坐標系中需要施加沿著Z軸負方向的重力加速度，數值為9.8N/kg。這兩個加速度的組合還作用在發動機總成，此時車手和座椅的作用力被均勻分布在沿著Y軸正方向和沿著Z軸負方向的車架上。約束時，先將全部懸架和車架連接硬點的Y軸、Z軸自由度進行約束，再將右側前懸架連接點的X軸自由度進行約束，這樣約束可以避免車架在X軸方向產生移位。

從圖8看出，由于是假設賽車向左轉彎，車架中間部分由于未約束，有向右側變形，車架呈“S”形輕微變形，而最大變形是座椅前支撐斜撐，最大變形為1.2486mm，從圖9可知車架最大應力在座椅后斜撐與防滾環焊接處，最大應力值為148.54Mpa，在此工況下，最大應力小于鋼管屈服強度785Mpa，故車架在此工況是安全的。

2.1.4 縱向加速度工況分析

可以通過縱向加速度工況分析賽車在急加速、緊急制動等情況下車架的形變和應力分布趨勢，以此評價賽車車架在縱向加速度工況下的強度是否達到要求。此工況同樣采取了1.5倍重力的縱向加速度進行載荷施加，當賽車緊急制動時，所有車輪抱死，在全局坐標系下施加沿著X軸負方向的側向加速度，數值為1.5倍重力，此時重力加速度還作用在車架上，因此在坐標系中需要施加沿著Z軸負方向的重力加速度，數值為9.8N/kg。這兩個加速度同時作用在車架和發動機上，車架和發動機將產生一個組合力作用在車架。此時車手和座椅的作用力被均勻分布在沿著X軸負方向和沿著Z軸負方向的車架節點上。約束時，先將全部懸架和車架連接硬點的X軸、Z軸自由度進行約束，再將右側前懸架連接點的Y軸自由度進行約束，這樣約束可以避免車架在Y軸方向產生移位。

由圖10可以看出，由于假設賽車緊急制動，車架未被約束的部分向前發生偏移，座椅底部支撐桿偏移最嚴重，最大變形處于座椅后斜撐結構件上，最大變形值為1.4234mm。由圖11可知，車架最大應力分布在座椅底部與防滾環焊接處，最大應力值為136.13Mpa，小于屈服強度785Mpa，故此工況車架是安全的。

2.1.5 側向和縱向加速度工況分析

在賽車高速行駛的同時緊急踩下制動進入彎道的時刻，賽車會產生一個側向加速度和一個縱向加速度，分析側向和縱向加速度工況是為了確定在此工況下車架的形變和應力分布是否合理。本次設計在此工況采取了1.5倍重力的側向加速度與1.5倍重力的縱向加速度組合起來進行載荷施加，當賽車行駛進入彎道時緊急制動，所有車輪同一時刻抱死，因此在全局坐標系下施加沿著Y軸正方向的側向加速度，數值為1.5倍重力，以及在全局坐標系下施加沿著X軸負方向的縱向加速度，數值為1.5倍重力，此時還要在坐標系中施加沿著Z軸負方向的重力加速度，數值為9.8N/kg。這三個加速度同時作用在車架和發動機上，車架和發動機將產生一個沿著X軸和Z軸負方向的力以及沿著Y軸正方向的組合力作用在車架。此時車手和座椅的作用合力被均勻分布在沿著X軸負方向、Z軸負方向和Y軸正方向的車架節點上。約束時，對全部懸架與車架連接硬點坐標軸的平移自由度進行約束。

由圖12可知，在此工況下，車架變形是將前兩種工況中現象進行了結合，車架整體在X軸平面內呈“S”形，同時，車架未被約束的部分向前偏移。最大變形在座椅底部前支撐桿，最大變形值為1.9029mm。由圖13可知，最大應力分布在座椅支撐桿與防滾環連接處，最大應力值199.26Mpa，小于鋼管屈服強度785Mpa，故車架在此工況是安全的。

2.1.6 車架強度分析總結

通過對車架的五種極限工況進行分析后可知，車架鋼管的形變都處在合理范圍，最大變形量產生于彎扭組合工況，最大變形值不超過4.9mm，符合賽車設計要求。車架鋼管的應力分布合理，未對車架鋼管產生嚴重扭曲和位移，最大應力值所處位置符合設計要求，五種極限工況最大應力處于側向和縱向加速度工況，最大應力值為199.26Mpa，遠小于桿件的屈服強度785Mpa。綜上所述，本次所設計車架的強度可以確保在任何工況下車架形變不會過大，應力分布合理，同時，車架質量還有很大優化空間。

2.2 剛度分析

2.2.1 彎曲剛度分析

參閱眾多論文得知，對Baja賽車車架的彎曲剛度分析并沒有一個集中載荷施加位置的統一標準，大部分會施加1000N的集中力作用在后部防滾環（RRH）頂端，以此來分析車架彎曲剛度。此時參照圖15中梁的約束來進行求解邊界的設置。首先約束前懸架與車架連接硬點的Z軸方向自由度，然后對后懸與車架連接硬點的X軸、Y軸、Z軸方向自由度進行約束。

在ANSYS分析軟件的后處理結果中可得，防滾環頂部位移值最大，最大值沿著Z軸向下為0.43703mm，其X軸坐標與載荷施加點在同一位置，根據公式計算可得EI=245747.874N·m2，形變圖如圖14所示，設計的車架彎曲剛度在合理范圍內。

2.2.2 扭轉剛度分析

分析時要在左側后懸架與車架連接硬點添加一個沿著Z軸正方向的10mm位移約束，在右側后懸架與車架連接硬點添加一個沿著Z軸正負方向的10mm位移約束，還要對前懸架與車架連接硬點的X、Y、Z三軸方向上的平移自由度進行約束。車架在扭轉剛度分析下的形變情況如圖15所示。

在ANSYS后處理模塊中里得到計算參數值，根據計算公式可得K=1302.38N·m/deg，Baja車架剛度數值一般大于1000N·m/deg，故設計的車架剛度符合要求。

2.2.3 剛度分析總結

對車架的剛度分析結果顯示其數值都處于合理范圍，符合設計要求，且在上述車架剛度分析中沒有包含肩帶安裝桿、制動系和轉向系安裝桿，當加入這些構件后，剛度還會有所增加，所設計車架剛度可以確保在任何工況下車架的變形量都不會過大。endprint

3 車架質量優化分析

3.1 優化方法

根據敏感度分析篩選的設計變量，進行車架質量優化，設置車架變形量目標函數最小，車架質量目標函數最小，設置最大應力和車架一階固有頻率默認。采用零階法進行質量優化，設置10次隨機篩選求解，3組最佳數據，獲得車架最小質量。求解過程如圖16所示。

零階法優化數據如表1所示，第一組數據為最優，車架最小質量為34.622kg，考慮到規則限制、實際購買鋼材以及加工等因素，對優化結果進行了調整，調整結果如表2所示，調整后的鋼管規格如表3。

3.2 優化后前后車架剛度和強度對比

根據設計變量的調整值，重新建立了車架的ANSYS參數化模型，再次驗證車架的五種工況下的強度、剛度。五種工況強度求解結果如表4。

優化后的車架在五種極限工況下的形變和應力在數值上雖有略微增加，但比所使用鋼管材料的屈服強度還是要小很多。經過優化，確定最終鋼管規格，車架的質量由42.495kg減少至35.893kg，達到賽車車架設計輕量化目標。

4 結束語

利用三維建模軟件CATIA對賽車車架進行三維建模設計，并根據調整的大賽規則進行改進，將模型導入到ANSYS軟件中進行參數化建模，建模后對初步車架進行有限元法分析，分析五種極限工況下的變形量和應力分布情況，計算車架的扭轉剛度，根據分析結果，對賽車車架應力分布較大的部位，從材料規格方面進行改進，然后再不斷分析優化，最終達到設計要求，在保證賽車強度、剛度的前提下，達到對賽車進行輕量化改進的目的。

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