節(jié)能賽車的車架設計與分析

杜燦誼，秦太興，梁宇文，朱寶釵，汪恒博，麥興業(yè)

（廣東技術師范學院汽車學院，廣東 廣州 510635）

節(jié)能賽車的車架設計與分析

杜燦誼，秦太興，梁宇文，朱寶釵，汪恒博，麥興業(yè)

（廣東技術師范學院汽車學院，廣東 廣州 510635）

對中國Honda節(jié)能競技大賽賽車的車架及車身進行設計分析。先利用CAD軟件Solidworks建立車架的三維模型，并將其導入ANSYS進行彎曲、轉彎及扭轉三種工況下的靜應力分析，以校核其剛度及強度要求。然后，對車架進行了模態(tài)分析，獲得其各階次振動固有頻率，從而分析車架在路面和發(fā)動機的激勵下會否產(chǎn)生共振，為節(jié)能車的設計及制造提供理論依據(jù)。

節(jié)能賽車；ANSYS；車架；靜應力分析；模態(tài)分析

CLC NO.:U462.1 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)13-12-04

車架作為節(jié)能車的裝配基體，以車架為基礎將節(jié)能車的發(fā)動機、傳動部件、制動系、轉向器以及相關的電子及電氣系統(tǒng)等各部分安裝在車架上，形成了一個整體的節(jié)能車底盤。節(jié)能車在不同工況行駛時，所受到的作用力最終會作用于車架上，因此，對車架強度與剛度要求高。然而，車架是一個結構較復雜和不規(guī)則的部件，采用傳統(tǒng)的力學方法難以計算其強度、剛度及自振頻率，因而利用軟件進行仿真分析，對參賽節(jié)能車的車架進行設計，為車架優(yōu)化及制作提供理論依據(jù)。

1 車架的人機工程設計

圖1 人機模擬裝配圖

車架主要劃分為駕駛艙和發(fā)動機艙兩大部分，在滿足大賽規(guī)則要求的前提下，車架設計應體現(xiàn)人機協(xié)調(diào)，操作方便、舒適，適應人的各種生理和心理要求；合理地安排賽車駕駛艙的空間布置，使整輛賽車緊湊而高效；整車設計應盡量小型化與輕量化；為了降低整車高度，減少風阻，駕駛員駕駛姿勢為斜躺著[1]。另外，駕駛艙空間主要根據(jù)駕駛員身高（155cm左右）來確定。綜上所述，節(jié)能車各主要部件安裝如下圖1所示。

初步制定車架結構如圖2所示，車架總長2030mm，寬390mm，高406mm，相應梁規(guī)格如表1所示：

圖2 車架結構圖

表1 車架各梁規(guī)格

2 基于ANSYS的車架靜應力分析

由于本設計節(jié)能車為競技車輛的特殊性，路況單一且路面質(zhì)量良好，因此在分析過程中忽略動載工況，僅對靜載工況進行一定的剛度和強度分析。在整個比賽過程中，賽道設置有一段714m的直線賽道、5處左轉彎和8處右轉彎以及在轉彎路段還設有上下坡，其中有一處是連續(xù)轉彎路段。具體賽道線路指示圖如圖3所示。

圖4 賽道線路指示圖

根據(jù)賽車實際行駛狀況，對車架進行三種靜載荷工況下的靜應力結構分析，分別為彎曲、轉彎和扭轉工況[2]。求得各種工況下的最大應力及變形，以便校核車架強度以及剛度是否符合要求。根據(jù)材料力學知識，可知：

式子（1）中，[σ]為材料的許用應力；σs為材料的屈服強度，車架焊接材料選用6061鋁合金，根據(jù)查閱資料可知，其具有焊接特點好、韌性高及加工后不易變形等優(yōu)點，屈服強度為228MPa；n為安全系數(shù)，根據(jù)節(jié)能車比賽時的實際情況，取安全系數(shù)n=1.5，則鋁合金許用應力：

根據(jù)式（2），計算出的車架所受最大等效應力σmax應小于152MPa，否則說明車架強度不足，就有可能發(fā)生強度破壞。另外，為保證整車操縱性能及穩(wěn)定性，應避免發(fā)生大的變形，即車架應具有一定的剛度。

2.1 彎曲工況靜應力分析

通過Solidworks軟件創(chuàng)建車架的CAD模型，并將其導入到ANSYS分析軟件中[3]，賦予其相關參數(shù)，然后進行網(wǎng)格劃分，劃分結果如下圖4所示。

圖4 車架網(wǎng)格劃分圖

網(wǎng)格劃分完后，開始對車架施加載荷，包括廣義的力和約束邊界條件，在結構分析中，載荷包括力、壓力、彎矩、重力、位移和溫度等[4]。然后要正確添加約束和負載，首先應了解整車的裝配關系及各總成布置。參照圖1所示，前輪通過轉向節(jié)，并使用兩個關節(jié)軸承安裝于車架前部；后輪則使用兩個軸承座安裝于車架后端。前后輪的連接皆為剛性連接，為簡化模型，現(xiàn)把前輪和后輪也看作剛體，則在賽車行駛時車輪所受到路面激勵，可以看作是直接作用到車架上。根據(jù)以上分析，現(xiàn)確定車架的約束主要為車輪安裝孔處的局部約束。

彎曲工況模擬的是賽車在良好路面上靜止或者勻速直線行駛的狀態(tài)，即設置前后車輪安裝孔處的Y軸與Z軸為剛性約束，約束X軸方向上的轉動自由度，釋放X軸方向上的平移自由度。根據(jù)圖1，可得知車架的主要載荷包括車手（45kg）、發(fā)動機（15kg）以及車架自重（3.6kg）。車手、發(fā)動機重量以局部均布載荷的形式施加于梁的面上，同樣，車架的自重也以均布載荷的形式施加。具體分布情況如圖5所示。

圖5 彎曲工況下車架約束及載荷分布圖

約束及載荷施加后，便開始對車架進行分析求解，得到其等效應力云圖如圖6所示。

從求解結果可以看出，車架的主要變形位于發(fā)動機和前端放腳部位，最大變形出現(xiàn)在縱梁2，位移值為4.05mm。主要原因在于縱梁2過長，在車手腳部壓力作用下，在與橫梁5的連接面上產(chǎn)生很大的力矩，導致其產(chǎn)生向下的扭曲變形。

圖6 彎曲工況下車架等效應力云圖

車架上超過20MPa的應力值主要集中在座椅、發(fā)動機及后輪安裝梁位置，最大應力為39.116MPa，出現(xiàn)在加強梁3、4與橫梁5連接處。σmax遠小于許用應力[σ]?？膳袛?，在彎曲工況下，車架強度滿足要求。

2.2 轉彎工況靜應力分析

對車架進行轉彎工況模擬則是對應著賽道的轉彎路段，出于減少油耗的考慮，本賽車制定的策略是在整圈賽道點火三到四次，拐彎前的直線路段會有一次點火加速，然后滑行切外線減速出彎。比賽時本賽車在714米直線賽道的速度可達40km/h，然而實際入彎前的速度并沒有到達該速度，而賽道最小轉彎半徑為10m，在轉彎時會受到較大離心力的作用。因此，需要對賽車在最高速度情況下的轉彎工況進行校核，已驗證車架強度是否滿足最高設計要求。轉彎時車架會因為離心力而承受橫向載荷，最大向心加速度如下式3所示：

分析時，模擬賽車以最大速度向左轉過最小彎道工況，在彎曲工況邊界條件上，在車架上多施加12.3m/s2的向心加速度。由離心力公式F=ma，求得每個作用力合力，具體分布情況如圖7所示。

圖7 轉彎工況載荷分布圖

約束及載荷施加完畢，便開始對車架進行分析求解，得到其等效位移云圖和應力云圖如圖8和圖9所示。

圖8 轉彎工況下車架等效位移云圖（變形結果放大10倍）

圖9 轉彎工況下車架等效應力云圖

從求解結果可知，車架主要變形位于座椅背靠部（梁14、 15）和前部（梁2），最大位移為4.95mm。梁2的變形原因與彎曲工況一樣；座椅處的變形原因在于背靠部較高，在離心力作用下，駕駛員重心向右側偏移，使右側靠梁受到的載荷大于其它部位。車架上超過20MPa應力值主要集中在發(fā)動機、座椅還有后輪部位，最大應力為63.093MPa，出現(xiàn)在加強梁9與縱梁12連接處，主要原因是車架發(fā)生扭轉，導致該處產(chǎn)生較大力矩，σmax遠小于許用應力[σ]。可判斷，在轉彎工況下，車架強度滿足要求。

2.3 扭轉工況靜應力分析

由于賽道的轉彎路段前后會有一段的上下斜坡，路面較為不平整。本賽車采用的是三輪布置，當賽車在轉彎斜面行駛時，兩前輪不在同一平面會使車架發(fā)生扭轉變形的情況。車架所采用的是空腹矩形截面梁，薄壁桿件抗扭能力較差，而車架結構的抗扭能力對賽車的性能發(fā)揮影響較大，因此，有必要對車架的扭轉工況進行分析。分析時，設置后輪及左前輪安裝孔處的Y軸、Z軸為剛性約束，釋放X軸方向的自由度，并釋放右前輪安裝孔處的全部自由度。載荷分布情況與彎曲工況下一致。具體分布情況如圖10所示。

圖10 扭轉工況下載荷分布圖

約束及載荷施加完畢后對車架進行分析求解，得到其等效位移云圖如圖11所示。

圖11 扭轉工況下等效位移云圖（變形放大20倍）

從求解結果可知，車架主要變形位于座椅右側及前部，最大變形量位于車架最前端，位移為5.52mm。車架最大應力出現(xiàn)在右前輪安裝下部（梁5與梁12相接面），最大應力為49.845MPa，遠小于6061鋁合金的屈服極限（228MPa）?？膳袛啵まD工況下，車架強度滿足要求。

綜上分析，可知車架在扭轉工況下具有最大變形量，位移為5.52mm，屬于小變形狀況，且由于出現(xiàn)在縱梁2上，故對整車性能影響不大。在轉彎工況下，產(chǎn)生最大應力，應力值為63.093MPa，遠小于車架材料的許用應力152MPa?？傻贸鼋Y論，車架剛度與強度均滿足要求。

3 基于ANSYS的車架模態(tài)分析

節(jié)能車在行駛時，車架會受到來自路面和發(fā)動機等激勵而產(chǎn)生振動，導致車架發(fā)生彎曲、扭轉或彎扭組合變形。若車架上存在不合理結構，就有可能造成部件產(chǎn)生疲勞破壞，甚至斷裂，縮短其使用壽命。隨著計算機數(shù)據(jù)模擬技術的發(fā)展，通過模態(tài)分析手段，獲得車架固有振動特性，可快速高效地解決上述問題[5]。

3.1 車架自由模態(tài)分析過程

模態(tài)分析可分為自由模態(tài)分析和約束模態(tài)分析。若按照實際邊界條件給車架添加約束，即進行約束模態(tài)分析，由于邊界條件復雜，不但難于確定，還有可能會造成病態(tài)矩陣，致使計算結果失真；若進行自由模態(tài)分析，可以簡化求解過程，計算可靠度較高，還可以獲得與約束相應的模態(tài)參數(shù)，盡管固有頻率會低一些，但對分析結果影響不大。因此，本文只通過自由模態(tài)分析的方法提取車架模態(tài)參數(shù)。

車架是一個具有無限自由度的彈性體，其固有頻率也就有無限多個[6]，但通常低階振動影響較大，所以在實際分析中只求取其前十二階的固有頻率和振型。根據(jù)計算結果可知，車架前六階模態(tài)頻率等于或接近于零，可確定為剛體模態(tài)，不發(fā)生彎曲或扭轉變形，只有3個平移和3個轉動的運動，故忽略前六階模態(tài)，只考慮第七階到第十二階模態(tài)及振型，如下表2和圖12所示。

表2 車架第七至第十二階模態(tài)列表

圖12 車架自由模態(tài)振型圖

3.2 計算結果分析

（1）共振分析

賽車在行駛時所受到的外部激振源一般包括兩個：一個是由于路面不平度所造成的車輪不平衡激振，這部分激勵頻率多集中在1～10 Hz之間；另一個則是發(fā)動機運轉時，做功沖程燃燒爆發(fā)壓力和活塞往復運動慣性力引起的簡諧激勵[7]。發(fā)動機激振頻率計算公式如下：

其中，f為發(fā)動機頻率；i為發(fā)動機缸數(shù)；n為發(fā)動機轉速；τ為沖程。

比賽所用的發(fā)動機為本田摩托車 WH125-6 發(fā)動機（WH1152FMI），該發(fā)動機為單缸四沖程發(fā)動機，局部結構改裝后，工作時怠速轉速為800～900r/min，相應激振頻率范圍6.5～8.2Hz；正常行駛時轉速則多數(shù)在2000～3000 r/min之間，相應激振頻率范圍為16～25Hz。

當上述激勵的頻率與車架的某階自然頻率相接近時，就會使車架振幅顯著增大，即出現(xiàn)共振。共振現(xiàn)象會引起車架上某些部位產(chǎn)生很大的變形和動應力，從而加速了車架的疲勞程度，縮短其使用壽命。根據(jù)分析，可知車架固有頻率遠大于路面及發(fā)動機怠速運轉時的激振頻率，略大于通常轉速下的激振頻率。雖然發(fā)動機的激振頻率范圍較寬，還會在其它頻率下出現(xiàn)共振，但此狀況下的共振屬于高頻振動，對車架結構的影響有限，基本不會發(fā)生疲勞破壞。因此，車架結構滿足動態(tài)特性要求。

（2）振型分析

車架的彎曲及扭轉振動是其結構動態(tài)特性的主要表現(xiàn)形式，同時，由于扭轉振動對車架強度的影響最大，所以要提高車架的扭轉剛度[8]。綜合車架的各階振型，可以看出車架前部縱梁、后輪安裝梁及橫梁8處有較大變形，因此要注意保證焊接質(zhì)量，以保證車架的整體強度。根據(jù)車架振型，還可以找出最大振幅位置，從而在確定各零部件的安裝位置時盡量避開。另外，在獲得車架的固有頻率后，在改裝發(fā)動機和安裝其它機構時，避免與車架振動頻率相同而產(chǎn)生共振。

4 結語

利用solidworks軟件進行整車建模，并模擬裝配，確定了節(jié)能賽車的整體設計方案；通過solidworks軟件與ANSYS的綜合應用，對車架進行了有限元仿真分析和模態(tài)分析，結果表明，該車架的結構是符合要求的，為節(jié)能賽車的進一步設計與制作提供了理論依據(jù)。

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Design and analysis of the energy saving racing car-frame

Du Canyi, Qin Taixing, Liang Yuwen, Zhu Baochai, Wang Hengbo, Mai Xingye
( School of Automotive Engineering, GuangDong Polytechnic Normal University, Guangdong GuangZhou 510635 )

To design and analyze the racing car-frame of the China Honda energy saving competition. Firstly, use the CAD software Solidworks to establish the 3D model of the car-frame and lead it to ANSYS to make the static stress analysis under the situation about bending, turning and reversing in order to checking the requirement of its stiffness and strength.And then make a model analysis of the frame to obtain the fixed frequency of each vibration stage to analyze whether the frame will resonate with the excitation of the road surface and the engine and provide the theoretical basis of the design and manufacture of the energy saving racing car.

energy saving racing car; ANSYS; car-frame; static stress analysis; model analysis

U462.1

A

1671-7988 (2017)13-12-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.13.004

杜燦誼（1980-），男，博士，副教授。就職于廣東技術師范學院汽車學院。研究方向：汽車設計、汽車檢測與故障診斷技術。曾多次指導學生參加中國Honda節(jié)能車競技大賽獲獎。項目資助：廣東省高等學校優(yōu)秀青年教師培養(yǎng)計劃資助項目(Yq2014110)，廣東高校青年創(chuàng)新人才類項目(2014KQNCX176)。