基于ANSYS的賽車車架結構設計與優化

□田易明 王喜社 李 付 王德旺 魏德強

車架是賽車的主體構成，車架除了用于放置發動機差速器等主要總成裝配的基體外，還有著保護人身安全的作用。在激烈的賽車比賽中賽車需要在加速、制動與操控性等多方面有著較高的可靠性。全地形賽車還需要應對各種復雜多變的賽道情況，例如:飛坡、炮彈坑、連續彎道、泥坑等，賽車行駛過程中受到的振動和沖擊將通過懸架直接傳到車架上，故對車架設計要求更高[1～3]。車架決定了整車的平穩性，因此車架承受著車架內部以及外部多種載荷。車架的性能對整車的各性能如安全性、動力性、操縱穩定性等有直接影響，因此，對車架的強度、剛度及重量等特性進行分析尤為重要[4]。本文針對全地形賽車的車架進行模擬計算，通過分析車架在復雜工況下的應力應變情況，得出賽車車架的可靠性報告，為實際的加工及應用提供理論依據。

一、受力載荷計算

(一)靜載工況。靜載時賽車不受外力作用，車架只受自身發動機、車手等重力，其受力情況如表1所示。

表1 靜載荷下部件受力

(二)轉彎工況。當賽車以最高速度行駛進入彎道時，為了保證轉向的準確性，地面會向車輪施加一個側向的加速度，側向加速度方向指向彎道圓心，受此加速度的影響，賽車內載荷會產生一個與側向加速度相反的慣性力施加在車架上，此時為賽車高速轉向工況。高速轉向工況分析了車架在此工況時的應力及變形情況，以保證車架的可靠性載荷約束。其中賽車可達到的最大車速為50km/h,假設轉彎半徑為15m,即可求出離心加速度為：

由F=ma即可求得車架每部分所受的向心力，因為主要重量分布在轉向機(前端受力)、車手(中部)、發動機和變速箱(車尾受力)，所以把受力分為三個部分，受力情況如表2所示。

表2 轉彎工況下部件受力

根據賽車輪胎和行駛特性以及其他參賽車隊實測經驗，在正常路況下行駛時賽車同步附著系數取φ=0.8(越野型賽車一般為0.6～1.0)。

地面制動力受到地面附著條件限制，制動過程可能出現以下情況：第一，當φ<φ0前輪先抱死拖滑，穩定工況，但是此時車輛喪失轉向能力，附著條件并沒有得到充分利用。第二，當φ>φ0后輪先抱死拖滑，危險不穩定工況，此時后輪會發生側向甩尾，附著條件利用率低。第三，當φ=φ0前輪和后輪同時抱死拖滑，避免后軸側滑，且附著條件利用情況最好。由于后輪先抱死容易發生后軸側滑，是一種危險不穩定工況，應該避免。因此應把賽車制動情況設計在前輪略先于后輪抱死或者前后輪同時抱死的情況，此時地面附著條件利用率最高，獲得最大地面制動力，也即制動器使之車輪臨界抱死所需最小制動力。通過測量得出以下數據，如表3所示。

二、仿真

(一)材料選擇。根據車架設計經驗以及材料性能選用鋼(美國標號；國標)，連接方法為焊接，材料物性參數如表4所示。

表3 賽車部件實測參數

表4 30CrMo物性參數

(二)模型建立。車架由直或彎曲的鋼管組成，如果采用拼接的方法，可能會因為空焊或者虛焊導致車架整體結構不牢固，從而造成安全隱患。兩個支撐點之間直管的結構件長度不得超過1,016mm。如果兩個支撐點之間的結構件不是直管結構件則屬于彎曲結構件，其彎曲兩邊切線延長線的最小夾角不得超過30°，兩個支撐點之間的管件長度不得超過711mm。

駕駛艙前部是安放轉向機構、前剎車制動缸及其管線的位置，駕駛艙后部是安放發動機、CVT、變速箱、半軸、排氣裝置、后剎車制動管線等部件的位置。要保證這些零部件及其總成有足夠的安裝位置和合適的安裝點，并且能合理高效地利用有效空間，使得賽車整體布局緊促合理。車架的設計還需要考慮安裝好上述所有零件及總成后，整車總寬即后輪兩輪胎外側的直線距離不超過1,620mm。其三維模型圖如圖1所示。

圖1 車架三維模型 圖2 車架實物圖 圖3 車架網格劃分

(三)網格劃分。將繪制好的模型導入ANSYS中進行網格劃分，因為六面體相對四面體質量更高，同樣的網格尺寸六面體比四面體計算速度更快。所以選擇六面體進行網格的劃分，網格劃分如圖3所示。

(四)工況分析。研究選擇了四種較為典型的工況對車架進行仿真模擬，主要有：靜態工況、扭轉工況、轉彎工況和制動工況[5]。

1.靜態工況。車架靜態情況下一共三個部分受力，駕駛前艙受轉向機及制動踏板重力作用，駕駛位置受車手及座椅的重力作用，尾部主要受發動機和轉向機重力作用。因賽車處于靜止狀態，對模型進行遠端位移約束，所以假設對輪胎六自由度進行約束，并將表1計算參數導入，得到應力和形變分布如圖4和圖5所示。

圖4 靜載荷下應力圖 圖5 靜載荷下應變圖

2.扭轉工況。車因為全地形賽道的復雜情況會遇到高坡、泥坑等復雜地形，所以不會保持在一個水平面，要求賽車能滿足這種復雜多變的地形就需要對賽車進行扭轉工況進行分析。對賽車進行飛過高坡或者駛過泥地時模擬工況分析，當賽車飛過飛坡時左前輪被抬高(假設被抬高)，右輪相對降低，后輪不做約束，并將表1計算參數導入，得到應力和形變分布如圖6和圖7所示。

圖6 扭轉工況下應力圖 圖7 扭轉工況下應變圖

3.轉彎工況。轉彎時保持整車的穩定性是一輛賽車必備的條件，如果設計不合理就可能會導致側翻或者因為受力過大而產生變形。所以對賽車進行轉彎分析，賽車過彎時除了受到自身重力還受到向心力影響。對賽車前后輪分別進行遠端位移的約束，當賽車處于轉彎一瞬間時，賽車前后輪x與z軸方向位移均為0(賽車前進方向為y軸)。得到應力和形變分布如圖8和圖9所示。

圖8 轉彎工況下應力圖 圖9 轉彎工況下應變圖

4.制動工況。緊急制動無論對賽車還是民用車來說都是極其重要的，剎車時前后輪需要同時處于抱死狀態，制動力通過卡鉗作用于剎車盤使輪胎停止運轉從而達到整車停下的目的。制動時制動力通過軸距形成轉矩作用在車架懸架點上。對車架懸架點進行約束，前輪x、y、z三軸均無位移，后輪對y、x軸位移約束為0，z軸不做約束。得到應力和形變分布如圖10和圖11所示。

圖10 制動工況下應力圖 圖11 制動工況下應變圖

(五)仿真分析。將仿真所得四種工況下賽車車架的應力應變情況與材料屈服極限進行比較，一般工程設計中安全系數<1時即表示不符合要求。但是賽車需要的安全性較高，并且每個車手的體重不統一，故需要對安全系數標準提高。

表5 不同工況下車架安全系數

由表5中結果可知，賽車車架是符合基本強度剛度要求的，其中受到的最大應力為309.93MPa，受到的最小應力為66.07MPa。安全系數最大值為11.81，安全系數最小值為2.52，從分析中得到了賽車車架在三種工況下的形變量以及應力集中情況，為整車優化提供方向，為整車的各性能如安全性、動力性、操縱穩定性提供理論分析依據，最終所設計整車車架實物如圖2所示。

三、結語

本文針對了一種全地形賽車的車架進行分析，并選取了賽車在競賽過程中，靜態、扭轉、轉彎和制動四種工況下進行計算仿真，結果表明車架在扭轉工況下最大應力為309.93MPa，低于材料的屈服極限，且安全系數為2.52，符合工業設計的安全要求。