摘要：以平頂山學(xué)院國鼎方程式車隊第一代FSEC賽車車架為研究對象，在CATIA中完成對車架的設(shè)計與建模，再將線框模型導(dǎo)入ANSYS中完成有限元分析，對車架的強(qiáng)度、剛度和模態(tài)進(jìn)行求解，分析仿真結(jié)果優(yōu)化改進(jìn)車架結(jié)構(gòu)，再對新車架進(jìn)行靜態(tài)結(jié)構(gòu)分析并對優(yōu)化前后車架的仿真數(shù)據(jù)進(jìn)行對比分析，證明新車架滿足大賽規(guī)則要求和輕量化設(shè)計要求。

關(guān)鍵詞：FSEC；賽車車架；強(qiáng)度；剛度；模態(tài)；輕量化

中圖分類號：U4696+96" 收稿日期：2024-12-14

DOI：1019999/jcnki1004-0226202502005

1 前言

中國大學(xué)生電動方程式汽車大賽?[1]（簡稱FSEC）是一項由高等院校車輛工程或汽車相關(guān)專業(yè)的在校學(xué)生組隊參加的汽車設(shè)計與制造競賽。FSEC要求各參賽車隊按照大賽規(guī)則和賽車制造標(biāo)準(zhǔn)，自行設(shè)計和制造出一輛性能優(yōu)異的小型單人賽車，最終在賽場上通過相關(guān)人員的檢查，完成一系列靜態(tài)項目和動態(tài)項目。

車架[2]的作用是支撐、連接汽車的各總成，使各總成保持相對正確的位置，并承受汽車內(nèi)外的各種載荷。作為整車的重要組成部分，需要足夠的剛度和強(qiáng)度。本文以平頂山學(xué)院初擬FSEC賽車車架為研究對象，對其進(jìn)行有限元分析，求解強(qiáng)度、剛度分析，從而進(jìn)一步優(yōu)化學(xué)校第一代FSEC車架，使其滿足賽規(guī)要求和輕量化要求。

2 有限元模型的建立

21 車架模型的建立

首先根據(jù)大賽規(guī)則中通用技術(shù)規(guī)范對車架的設(shè)計要求，利用CATIA的創(chuàng)成式外形設(shè)計模塊完成對車架的主環(huán)、前環(huán)、前隔板的初步建立，再依次連接相對應(yīng)的節(jié)點(diǎn)形成封閉的線條，再根據(jù)三角形穩(wěn)定結(jié)構(gòu)設(shè)計出前艙、座艙、后艙，再與懸架組、人機(jī)組等組內(nèi)成員交流配合，確定車架關(guān)鍵平面，關(guān)鍵點(diǎn)位，完成對車架的精準(zhǔn)建模。然后把車架上所有相交的直線分割處理，明確懸架安裝點(diǎn)、電機(jī)支座、電池箱、差速器支撐的點(diǎn)位，完成預(yù)處理。再將線框模型導(dǎo)入ANSYS中的靜態(tài)結(jié)構(gòu)模塊中，賦予4130鋼管的材料屬性，劃分網(wǎng)格的單元尺寸為5 mm，即完成有限元模型的建立。

22 鋼管尺寸的選擇

根據(jù)大賽規(guī)則中的最小尺寸規(guī)格表對車架鋼管的尺寸要求，設(shè)計鋼管的尺寸要大于賽規(guī)中所提及的最小截面積慣性矩、最小橫截面積、最小外徑和最小壁厚。為了方便搭建車架模型焊接鋼管，經(jīng)計算初擬鋼管的規(guī)格分為兩種，前環(huán)、主環(huán)、肩帶安裝桿的尺寸為30 mm×2 mm，其余部件的尺寸均為25 mm×2 mm。

23 載荷的計算處理

車架所受到的靜態(tài)載荷主要由車架自重和車手、座椅、傳動總成、電動機(jī)、電池箱等組成，載荷相對較小的可以不作為處理對象。在施加載荷大小和位置時，車架可以通過添加標(biāo)準(zhǔn)地球重力來施加載荷，車架上所承重的載荷可以通過均勻分布的方式作用到相對應(yīng)的承重桿件上。車架所承受到主要零件的靜態(tài)載荷及作用方式如表1所示。

3 車架剛度分析

31 彎曲工況

彎曲工況是主要分析賽車在平面路上滿載勻速直線行駛時的受力狀態(tài)。當(dāng)工況求解時，車架所承受的載荷為動載荷，動載系數(shù)一般取20?[3]。車架在彎曲工況下的位移約束條件如表2所示。

32 轉(zhuǎn)彎工況

轉(zhuǎn)彎工況是主要分析賽車在滿載高速轉(zhuǎn)彎時，由于離心力的作用會產(chǎn)生側(cè)向動載荷?[4]。當(dāng)工況求解時，以左轉(zhuǎn)彎為例，車架不僅承受在彎曲工況下相同的動載荷，還要承受一個方向向左15 g[5]的側(cè)向加速度。車架在轉(zhuǎn)彎工況下的位移約束條件如表2所示。

車架轉(zhuǎn)彎工況下的位移及組合應(yīng)力云圖如圖3、圖4所示。由圖可見：車架產(chǎn)生最大變形量的地方是后懸架安裝處，最大位移量為5388 mm；車架產(chǎn)生最大組合應(yīng)力的地方是前懸架安裝處，最大組合應(yīng)力為6314 MPa。該最大組合應(yīng)力遠(yuǎn)小于4130鋼管材料的屈服強(qiáng)度785 MPa，所以在轉(zhuǎn)彎工況下車架強(qiáng)度滿足大賽規(guī)則要求。

33 制動工況

制動工況是主要分析賽車在滿載行駛過程中緊急制動的受力狀態(tài)。當(dāng)工況求解時，車架不僅承受動載荷，還要承受一個與行駛方向相反的14 g[6]的加速度。車架在制動工況下的位移約束條件如表2所示。

車架制動工況下的位移及組合應(yīng)力云圖如圖5、圖6所示。由圖可見：車架產(chǎn)生最大變形量的地方是電池箱承重桿處，最大位移量為0785 mm；車架產(chǎn)生最大組合應(yīng)力的地方是主環(huán)底部，最大組合應(yīng)力為46281 MPa。該最大組合應(yīng)力遠(yuǎn)小于4130鋼管材料的屈服強(qiáng)度785 MPa，所以在制動工況下車架強(qiáng)度滿足大賽規(guī)則要求。

4 車架剛度分析

41 扭轉(zhuǎn)剛度分析

車架的扭轉(zhuǎn)剛度決定車輛在扭轉(zhuǎn)路面行駛時懸架的硬點(diǎn)的位置精度，是影響賽車性能的重要指標(biāo)。

位移約束條件：約束左前、右前懸架安裝點(diǎn)的Y、Z方向平動自由度；約束左后、右后懸架安裝點(diǎn)的X、Y、Z方向平動自由度。

根據(jù)仿真結(jié)果得出車架最大變形量f為[2.85 mm]?？梢郧蟪鰪澢鷦偠葹閇1.99×105 N?m2]，參考國內(nèi)車隊的彎曲剛度，該車架的剛度滿足大賽規(guī)則的要求。

5 車架優(yōu)化設(shè)計

51 車架優(yōu)化措施

根據(jù)車架的靜態(tài)結(jié)構(gòu)分析結(jié)果，車架的強(qiáng)度和剛度較高，車架初擬鋼管尺寸過于保守，鋼管數(shù)量過多，導(dǎo)致車架質(zhì)量整體過重。

為了減輕車架的總質(zhì)量，本文以車架有限元分析結(jié)果為依據(jù)采取以下優(yōu)化措施：

a.將前隔板與前環(huán)之間的支撐桿件改變原來的三角形穩(wěn)定結(jié)構(gòu)，減少原來不必要的管件。

b.將后環(huán)斜撐原來的連接位置換到后減震器安裝桿上，并與其他桿件形成三角形穩(wěn)定結(jié)構(gòu)。

c.將主環(huán)、前環(huán)和肩帶安裝桿原來的30 mm×2 mm的尺寸換成254 mm×24 mm。

d.將前隔板、防滾架斜撐、側(cè)邊防撞結(jié)構(gòu)、動力電池保護(hù)結(jié)構(gòu)原來的25 mm×2 mm的尺寸換成254 mm×165 mm。

e.將前隔板支撐、主環(huán)斜撐支撐、傳動系統(tǒng)桿件原來的25 mm×2 mm的尺寸換成254 mm×120 mm。

優(yōu)化后新車架的三維模型如圖7所示。

52 改進(jìn)前后數(shù)據(jù)對比

在保證載荷和約束方式不變情形下，將改進(jìn)優(yōu)化后的車架線框模型再次導(dǎo)入靜態(tài)結(jié)構(gòu)中，給予原車架相同的預(yù)處理步驟，對其進(jìn)行強(qiáng)度、剛度分析。

車架在彎曲、轉(zhuǎn)彎、制動工況下優(yōu)化前后的最大應(yīng)力與最大位移如表3所示，在三種工況下，優(yōu)化后車架的最大組合應(yīng)力值為78868 MPa，遠(yuǎn)小于4130鋼管材料的屈服強(qiáng)度，優(yōu)化后新車架的最大位移量為5858 mm，遠(yuǎn)小于大賽規(guī)則所要求的最大允許撓度，所以優(yōu)化后的車架強(qiáng)度滿足大賽規(guī)則要求。

53 新車架模態(tài)分析

模態(tài)分析[9]是指求解多自由度系統(tǒng)的模態(tài)振型及振動頻率的過程。模態(tài)分析可以識別出系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)，為結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的振動特性分析、振動故障診斷和預(yù)報以及結(jié)構(gòu)動力特性的優(yōu)化設(shè)計提供依據(jù)。

賽車的車架要想不會發(fā)生共振現(xiàn)象，就要判斷車架的各階固有頻率是否避開賽車的激勵頻率。賽車在高速行駛的過程中主要受到兩種激勵源，一種是路面激勵，賽車比賽的路面良好，頻率大多數(shù)在0～20 Hz[10]；另一種是電機(jī)激振，該賽車所使用的電動機(jī)額定轉(zhuǎn)速為3 580 r/min，頻率范圍為0～35 Hz。

考慮仿真實(shí)際情況，本次采用自由模態(tài)分析，即車架不受到任何的外部載荷和約束。仿真求解車架的前12階的頻率，可以看出前6階的頻率在0～0006 Hz之間，所以可以認(rèn)定為剛體模態(tài)，故選取7～12階次為研究對象，其固有頻率及振型如表5所示。

由仿真結(jié)果可知：車架模態(tài)振動振型主要以彎曲和扭轉(zhuǎn)為主，車架的最低振動頻率為37166 Hz，大于路面所產(chǎn)生的激勵頻率和電動機(jī)在額定轉(zhuǎn)速下所產(chǎn)生的激振頻率，所以車架不會發(fā)生共振。

6 結(jié)語

本文通過有限元分析的方法對FSEC賽車優(yōu)化前后的車架進(jìn)行強(qiáng)度分析、剛度分析，然后對優(yōu)化后的新車架進(jìn)行自由模態(tài)分析。根據(jù)分析計算仿真結(jié)果證明優(yōu)化后的車架具有較高的剛度和強(qiáng)度，并且沒有發(fā)生共振現(xiàn)象，整個優(yōu)化后的新車架質(zhì)量減輕為318 kg，比優(yōu)化前車架減少127 kg，減重比達(dá)到285%。因此證明，平頂山學(xué)院第一代FSEC車架在賽規(guī)安全要求范圍內(nèi)滿足安全性能，并且實(shí)現(xiàn)了輕量化。

參考文獻(xiàn)：

[1]何云飛基于抗撞性的FSEC賽車車身輕量化研究[D]成都：西華大學(xué)，2021

[2]于成超專用領(lǐng)域工程車輛底盤變型設(shè)計研究[J]內(nèi)燃機(jī)與配件，2020（1）：29-30

[3]刁秀永，魯植雄，鐘文軍，等基于ANSYSWorkbench的FSAE車架有限元分析[J]農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程，2013，51（4）：22-25

[4]喬邦基于有限元分析的大學(xué)生方程式賽車車架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度優(yōu)化[D]洛陽：河南科技大學(xué)，2012

[5]胡溧，施耀貴，楊啟梁基于有限元法的某型大學(xué)生方程式賽車車架優(yōu)化設(shè)計[J]武漢科技大學(xué)學(xué)報，2015，38（1）：31-34

[6]趙帥，隰大帥，王世朝，等FSAE賽車車架的強(qiáng)度和剛度分析[J]計算機(jī)輔助工程，2011，20（4）：53-56

[7]倪曉菊大學(xué)生方程式賽車車架研究[D]南京：南京理工大學(xué)，2016

[8]何婷婷FSAE賽車車架結(jié)構(gòu)有限元分析及優(yōu)化設(shè)計[D]杭州：浙江工業(yè)大學(xué)，2016

[9]吳亮亮FSAE賽車車架的研究與分析[D]天津：河北工業(yè)大學(xué)，2014

[10]高棱，潘錦強(qiáng)，謝楚森，等基于ANSYS的FSAE車架模態(tài)分析與驗證[J]煤礦機(jī)械，2016，37（5）：172-174

作者簡介：

毋浩瑋，男，2004年生，本科生在讀，研究方向為機(jī)械設(shè)計與優(yōu)化。