巴哈賽車車架模型振動分析

黎奉常，艾天樂

巴哈賽車車架模型振動分析

黎奉常，艾天樂

（武漢理工大學汽車工程學院，湖北 武漢 430000）

車架作為承載賽車零部件基礎，其振動特性直接關系到賽車的操縱性、安全性。通過建立車架有限元模型，利用ANSYS有限元方法對巴哈賽車車架振動特性進行靜態、動態分析以及模態分析，檢驗車架的結構設計是否合理安全，并為其改進提供依據。

車架；振動分析；ANSYS；有限元分析

巴哈賽車作為全地形越野賽車，在比賽過程受到各種復雜路況的影響，有時甚至會翻車，而車架作為承載賽車零部件基礎，對保證比賽安全具有重要意義。本文利用ANSYS有限元方法對車架進行振動分析，以檢驗賽車車架結構設計是否合理安全。通過本次分析得出，車架在不同工況下的變形、應力分布和各階模態固有頻率，根據分析結果對車架進行檢驗并改進，保證車架結構合理安全，確保車架和整車性能達到協調一致。

1 建立車架有限元模型

將CATIA軟件中創建的車架三維模型（略去對車架變形或應力影響較小的構件和非連接性螺栓）導入ANSYS，設定相關參數，進行網格劃分。鋼管材料為4130鋼，設定其密度為7 850 kg/m3，楊氏模量為211 GPa，泊松比為0.279，屈服強度為785 MPa，添加材料后，車架質量為25.45 kg。

2 車架靜力學分析

2.1 車架彎曲（勻速直線行駛）

載荷：方向均為Z軸負方向，重力加速度為9.8 N/kg，座椅支撐桿承受著車手和座椅的總質量，以70 kg計，即 686 N的作用力；發動機及變速器等固定在后部支撐桿上，質量以50 kg計，乘以動載荷系數3.4，平均分到2根桿，每根添加850 N的作用力；其他部件均采用均布載荷的方式進行載荷施加。

約束：約束所有懸架硬點（其位置如圖1所示）軸、前懸硬點軸和右前懸硬點的軸方向的自由度。

圖1 懸架硬點位置

工況位移分布圖如圖2所示，由求解結果知，發動機支撐桿和座椅支撐桿有相對較明顯的變形。最大變形和最大應力均位于座椅支撐桿，其中最大變形量為0.53 mm，最大應力值為70.7 MPa，遠小于785 MPa。最小安全系數為3.5，大于2，所以車架在此工況下安全。

圖2 工況位移

2.2 車架扭轉（一輪懸空）

載荷：以右后輪懸空（其他輪胎懸空工況與此類似）為例，載荷與2.1中的相同。

約束：不約束右后懸硬點，約束其他硬點的軸、右前懸硬點的軸以及前懸硬點的軸方向的自由度。

求解結果顯示，座椅支撐桿和發動機支撐桿有相對較明顯的變形，最大變形和最大應力均位于座椅支撐桿，其中最大變形量0.64 mm，最大應力值90.5 MPa，小于785 MPa，且最小安全系數大于2，故車架在此工況安全。

2.3 緊急制動（縱向加速度分析）

在賽車緊急制動時，會有一個向后的制動加速度。

載荷：施加軸負方向的數值為14.7 N/kg的縱向加速度，其余與2.1中的相同。

約束：約束全部懸架硬點的、軸和右前懸硬點的軸方向的自由度。

求解結果顯示，座椅支撐桿和發動機支撐桿有相對較明顯的變形，最大變形和最大應力均位于座椅支撐桿，其中最大變形量為0.91 mm，最大應力值為152.0 MPa，遠小于785 MPa。最小安全系數為1.64，處于座椅支撐桿，所以，車架在此工況下存在危險。

2.4 制動轉彎（縱向和側向加速度分析）

載荷：以向左轉彎減速為例，施加軸負方向的縱向加速度以及軸正方向的側向加速度，數值均為14.7 N/kg；其余與2.1中的相同。

約束：約束全部懸架硬點的平移自由度。

求解結果顯示，座椅支撐桿和發動機支撐桿有相對較明顯的變形，最大變形在后艙左側支撐桿，最大變形量為 0.91 mm。最大應力在座椅支撐桿，最大應力值為151.3 MPa，小于785 MPa，最小安全系數為1.64，位于座椅支撐桿，所以，車架在此工況下存在危險。

2.5 剛度分析

載荷：為檢驗車架彎曲剛度，可在防滾環頂端施加一個Z軸負方向1 600 N的集中力，以此來分析車架彎曲剛度。另外，施加與2.1中的同等載荷。

約束：約束所以懸架硬點平移自由度。

求解結果顯示，最大變形量為0.91 mm，彎曲剛度在合理范圍，車架剛度滿足要求。

2.6 車架強度分析總結

綜上所述，本次所設計車架在任何工況下變形和應力分布均符合要求，車架強度及剛度基本滿足要求。但在緊急制動和轉彎制動時，最小安全系數小于2，載荷均處于座椅支撐桿，因此，還需提高座椅支撐桿的強度及剛度。

3 優化改進

優化后的車架模型如圖3所示，其在緊急制動、轉彎制動工況下如圖4所示，最小安全系數均大于2，質量25.45 kg，與原模型相差不大，所以，此次改進較為成功。

圖3 優化后的車架模型

圖4 緊急制動、轉彎制動工況下的車架模型

4 巴哈賽車車架模態分析

4.1 車架模態計算

由于車架的結構特性受約束和低階的固有頻率的影響很大，因此采用約束模態分析，并取前12階模態。計算得前6階模態固有頻率均小于0.001 Hz，7～12階模態固有頻率均大于75 Hz。

4.2 車架模態評估

巴哈賽車在行駛過程時，車架主要受到發動機以及路面不平度產生的激振力作用，車架的各階模態固有頻率應遠離激振頻率范圍，從而保證車架的安全性。因此，車架的各階模態固有頻率應遠離發動機工作和路面不平度所引起的激振頻率范圍。

4.3 發動機振動對車架模態的影響

根據相關資料，發動機輸出激勵的頻率計算公式為：發動機激振頻率=2×發動機缸數×發動機轉速×諧量階次/發動機沖程數×60。其中，諧量階次=2×發動機缸數/發動機沖程數。

巴哈賽車發動機是百利通M20單缸四沖程風冷發動機，從怠速到最高轉速的其轉速范圍是1 700～3 800 r/min，經上列公式計算得前三階振動頻率范圍分別為7.83～15.83 Hz、14.16～31.67 Hz以及21.25～47.5 Hz，因為其頻率不在車架前12階模態的固有頻率范圍內，所以不會發生共振。

4.4 路面不平度激勵的影響

路面激勵頻率公式為：路面不平度激振率=汽車行駛速度/3.6×路面不平度最小波長。

根據實際情況，假設巴哈賽車行駛速度為50 km/h。查詢相關資料，得到不同路面不平度波長，并利用上述公式計算相應路面的激勵頻率。計算得賽車在平坦公路、碎石路、未鋪裝路面和搓板路的激振頻率分別為13.9 Hz、43.4 Hz、18.0 Hz以及19.1 Hz，因為其頻率不在車架前12階模態的固有頻率范圍內，所以，不會發生共振。

4.5 評價結論

本節分析了發動機激勵和路面激勵對車架的影響，結果顯示在發動機振動和各種路況下高速行駛時，車架的各階模態固有頻率均不在外部激勵振動頻率范圍內，車架都沒有發生共振的危險，該車架模型動態特性滿足實際要求。

5 車架建模及分析總結

綜上所述，經改進后的車架模型在各種工況下的強度和剛度均滿足要求，不會發生共振，且實現了輕量化，保證了賽車的動力。因此，此次車架三維模型設計合理，可以根據模型進行實際加工。

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［3］陳艷霞.ANSYS Workbench 18.0有限元分析，從入門到精通［M］.北京：電子工業出版社，2018.

U463.22

A

10.15913/j.cnki.kjycx.2020.12.019

2095－6835（2020）12－0047－02

〔編輯：張思楠〕