巴哈賽車(chē)車(chē)架仿真分析與優(yōu)化設(shè)計(jì)

倪彰+何宇

摘 要：基于巴哈賽車(chē)平臺(tái)，利用CATIA對(duì)賽車(chē)車(chē)架設(shè)計(jì)和建模；利用ANSYS軟件對(duì)車(chē)架進(jìn)行強(qiáng)度和剛度分析，根據(jù)分析結(jié)果提出車(chē)架優(yōu)化方法。通過(guò)修改車(chē)架的結(jié)構(gòu)參數(shù)，對(duì)優(yōu)化后的車(chē)架進(jìn)行強(qiáng)度和剛度分析，在滿(mǎn)足強(qiáng)度和剛度的條件下，降低車(chē)架質(zhì)量，實(shí)現(xiàn)車(chē)架輕量化設(shè)計(jì)，對(duì)提高賽車(chē)動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性有重要意義。

關(guān)鍵詞：賽車(chē)車(chē)架；ANSYS；仿真分析；輕量化設(shè)計(jì)

中圖分類(lèi)號(hào)：U469.6+96 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A 文章編號(hào)：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(guó)汽車(chē)工程學(xué)會(huì)巴哈大賽”是2015年由中國(guó)汽車(chē)工程學(xué)會(huì)創(chuàng)辦，面向高等院校開(kāi)展的越野汽車(chē)設(shè)計(jì)和制造的賽事。參賽車(chē)隊(duì)需要依據(jù)賽事的規(guī)則要求以及工程實(shí)踐能力，由參賽隊(duì)員對(duì)Baja賽車(chē)的整車(chē)布置、車(chē)架構(gòu)件、動(dòng)力系統(tǒng)、底盤(pán)等進(jìn)行設(shè)計(jì)。賽車(chē)必須在加速、制動(dòng)、操作和安全等方面具備優(yōu)異的性能，同時(shí)要保證足夠的耐久性，以便較好的完成多個(gè)項(xiàng)目的激烈競(jìng)技。

車(chē)架是賽車(chē)其他零部件安裝的基體，它是承載賽車(chē)各部件的基礎(chǔ)。在比賽時(shí)，還將承受來(lái)自路面和車(chē)體內(nèi)部各種動(dòng)載荷以及各部件靜載荷的作用，車(chē)架的好壞直接影響了賽車(chē)的安全性、操縱性、耐久性以及經(jīng)濟(jì)性。

采用先進(jìn)的計(jì)算機(jī)輔助軟件，利用有限元分析法對(duì)車(chē)架構(gòu)件進(jìn)行分析和研究，對(duì)車(chē)架構(gòu)件的強(qiáng)度、剛度、變形量、總應(yīng)力、應(yīng)力分布等情況進(jìn)行分析計(jì)算，再根據(jù)分析結(jié)果對(duì)車(chē)架進(jìn)行改進(jìn)，確保賽車(chē)車(chē)架質(zhì)量和整車(chē)性能達(dá)到協(xié)調(diào)一致，同時(shí)保證賽車(chē)車(chē)架構(gòu)件布置合理，車(chē)架使用材料少，質(zhì)量輕，能夠進(jìn)一步提高賽車(chē)的動(dòng)力性、耐久性和經(jīng)濟(jì)性。

1 賽車(chē)車(chē)架的建模

應(yīng)用CATIA三維建模軟件建立賽車(chē)車(chē)架初步模型，車(chē)架三維模型如圖1所示。將CATIA建模軟件中創(chuàng)建的車(chē)架線框模型導(dǎo)入到ANSYS中，再對(duì)參數(shù)進(jìn)行設(shè)置以及網(wǎng)格劃分，根據(jù)網(wǎng)格劃分后的劃分圖可知，網(wǎng)格質(zhì)量良好，滿(mǎn)足分析的需要，網(wǎng)格劃分圖如圖2所示。

車(chē)架的線框圖導(dǎo)入到ANSYS工作臺(tái)后，還需要進(jìn)行參數(shù)建模，設(shè)置每根鋼管的壁厚，選擇線框后添加圓管。設(shè)計(jì)包括了4種不同管徑、不同壁厚的鋼管，在添加時(shí)需要注意添加相對(duì)應(yīng)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(chē)架重量為42.495kg。所有線框參數(shù)化建模后，將所有鋼管組合為一個(gè)整體。線框參數(shù)化建模后的鋼管圖如圖3所示。

2 車(chē)架的強(qiáng)度及剛度分析

2.1 強(qiáng)度分析

2.1.1 彎曲工況分析

對(duì)車(chē)架施加載荷主要包含以下三個(gè)方面：（1）添加車(chē)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(chē)架質(zhì)量的重力；（2）賽車(chē)座椅安裝在車(chē)架底部的構(gòu)件上，桿件與座椅接觸部分支撐車(chē)手和座椅的總質(zhì)量；（3）發(fā)動(dòng)機(jī)總成與支撐板通過(guò)螺栓連接，支撐板與車(chē)架通過(guò)焊接的方式達(dá)到剛性連接，可將發(fā)動(dòng)機(jī)總成簡(jiǎn)化為一個(gè)質(zhì)量點(diǎn)，通過(guò)質(zhì)量點(diǎn)對(duì)車(chē)架施加預(yù)定載荷。其他部件均采用均布載荷的方式進(jìn)行載荷施加，在施加載荷之前，需要乘以選擇的動(dòng)載荷系數(shù)3.4。

彎曲工況時(shí)：約束全部懸架連接點(diǎn)的Z軸方向自由度；對(duì)前懸硬點(diǎn)X軸的自由度也需要進(jìn)行約束；最后完成右側(cè)前懸硬點(diǎn)的Y軸方向自由度的約束，進(jìn)行以上約束的目的是為了避免車(chē)架仿真求解時(shí)可能產(chǎn)生橫向位移。

從圖4可以看出，車(chē)架的座椅支撐桿、防滾環(huán)以及發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱支撐桿都發(fā)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(yīng)力在座椅后部支撐桿與防滾環(huán)連接處，最大應(yīng)力值為104.06Mpa，遠(yuǎn)小于4130鋼屈服極限785Mpa，所以車(chē)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(shí)，不僅需要施加垂直方向的載荷，車(chē)架還會(huì)受到繞自身Z軸扭轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)矩而產(chǎn)生的形變和應(yīng)力。在此種工況下，存在兩種約束方式：一種是將某側(cè)后懸置空；第二種是將某側(cè)前懸置空。但兩種方式分析效果基本相同，設(shè)計(jì)采用第一種方式，即不約束右后懸和車(chē)架連接的硬點(diǎn)，約束其他懸架與車(chē)架連接點(diǎn)的Z軸自由度；將前懸架和車(chē)架連接點(diǎn)的X軸自由度進(jìn)行約束；還需要將右前懸連接點(diǎn)的Y軸自由度進(jìn)行約束。

從圖6可知，車(chē)架防滾環(huán)頂部以及后部斜撐變形較大，頭頂構(gòu)件整體已向前彎曲，座椅支撐桿有彎曲的趨勢(shì)，最大變形從防滾環(huán)頭頂斜撐連接點(diǎn)向外擴(kuò)散，最大變形量4.8957mm，位于頭頂橫桿與防滾環(huán)連接處。從圖7可知，最大應(yīng)力處于后部防滾環(huán)左側(cè)底部以及底部防滾環(huán)與中間斜撐焊接處，最大應(yīng)力值132.89Mpa，小于屈服強(qiáng)度785Mpa，故車(chē)架在此工況是安全的。endprint

2.1.3 側(cè)向加速度工況分析

當(dāng)Baja賽車(chē)在彎道行駛時(shí)，在慣性力以及離心力的作用下，將產(chǎn)生一個(gè)側(cè)向加速度。在此工況下應(yīng)分析車(chē)架的形變和應(yīng)力分布是否合理。當(dāng)賽車(chē)向左側(cè)轉(zhuǎn)彎時(shí)，在坐標(biāo)系中施加沿著Y軸正方向的側(cè)向加速度，數(shù)值為1.5倍重力。此時(shí)重力加速度還作用在車(chē)架上，因此在坐標(biāo)系中需要施加沿著Z軸負(fù)方向的重力加速度，數(shù)值為9.8N/kg。這兩個(gè)加速度的組合還作用在發(fā)動(dòng)機(jī)總成，此時(shí)車(chē)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(fù)方向的車(chē)架上。約束時(shí)，先將全部懸架和車(chē)架連接硬點(diǎn)的Y軸、Z軸自由度進(jìn)行約束，再將右側(cè)前懸架連接點(diǎn)的X軸自由度進(jìn)行約束，這樣約束可以避免車(chē)架在X軸方向產(chǎn)生移位。

從圖8看出，由于是假設(shè)賽車(chē)向左轉(zhuǎn)彎，車(chē)架中間部分由于未約束，有向右側(cè)變形，車(chē)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(chē)架最大應(yīng)力在座椅后斜撐與防滾環(huán)焊接處，最大應(yīng)力值為148.54Mpa，在此工況下，最大應(yīng)力小于鋼管屈服強(qiáng)度785Mpa，故車(chē)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(guò)縱向加速度工況分析賽車(chē)在急加速、緊急制動(dòng)等情況下車(chē)架的形變和應(yīng)力分布趨勢(shì)，以此評(píng)價(jià)賽車(chē)車(chē)架在縱向加速度工況下的強(qiáng)度是否達(dá)到要求。此工況同樣采取了1.5倍重力的縱向加速度進(jìn)行載荷施加，當(dāng)賽車(chē)緊急制動(dòng)時(shí)，所有車(chē)輪抱死，在全局坐標(biāo)系下施加沿著X軸負(fù)方向的側(cè)向加速度，數(shù)值為1.5倍重力，此時(shí)重力加速度還作用在車(chē)架上，因此在坐標(biāo)系中需要施加沿著Z軸負(fù)方向的重力加速度，數(shù)值為9.8N/kg。這兩個(gè)加速度同時(shí)作用在車(chē)架和發(fā)動(dòng)機(jī)上，車(chē)架和發(fā)動(dòng)機(jī)將產(chǎn)生一個(gè)組合力作用在車(chē)架。此時(shí)車(chē)手和座椅的作用力被均勻分布在沿著X軸負(fù)方向和沿著Z軸負(fù)方向的車(chē)架節(jié)點(diǎn)上。約束時(shí)，先將全部懸架和車(chē)架連接硬點(diǎn)的X軸、Z軸自由度進(jìn)行約束，再將右側(cè)前懸架連接點(diǎn)的Y軸自由度進(jìn)行約束，這樣約束可以避免車(chē)架在Y軸方向產(chǎn)生移位。

由圖10可以看出，由于假設(shè)賽車(chē)緊急制動(dòng)，車(chē)架未被約束的部分向前發(fā)生偏移，座椅底部支撐桿偏移最嚴(yán)重，最大變形處于座椅后斜撐結(jié)構(gòu)件上，最大變形值為1.4234mm。由圖11可知，車(chē)架最大應(yīng)力分布在座椅底部與防滾環(huán)焊接處，最大應(yīng)力值為136.13Mpa，小于屈服強(qiáng)度785Mpa，故此工況車(chē)架是安全的。

2.1.5 側(cè)向和縱向加速度工況分析

在賽車(chē)高速行駛的同時(shí)緊急踩下制動(dòng)進(jìn)入彎道的時(shí)刻，賽車(chē)會(huì)產(chǎn)生一個(gè)側(cè)向加速度和一個(gè)縱向加速度，分析側(cè)向和縱向加速度工況是為了確定在此工況下車(chē)架的形變和應(yīng)力分布是否合理。本次設(shè)計(jì)在此工況采取了1.5倍重力的側(cè)向加速度與1.5倍重力的縱向加速度組合起來(lái)進(jìn)行載荷施加，當(dāng)賽車(chē)行駛進(jìn)入彎道時(shí)緊急制動(dòng)，所有車(chē)輪同一時(shí)刻抱死，因此在全局坐標(biāo)系下施加沿著Y軸正方向的側(cè)向加速度，數(shù)值為1.5倍重力，以及在全局坐標(biāo)系下施加沿著X軸負(fù)方向的縱向加速度，數(shù)值為1.5倍重力，此時(shí)還要在坐標(biāo)系中施加沿著Z軸負(fù)方向的重力加速度，數(shù)值為9.8N/kg。這三個(gè)加速度同時(shí)作用在車(chē)架和發(fā)動(dòng)機(jī)上，車(chē)架和發(fā)動(dòng)機(jī)將產(chǎn)生一個(gè)沿著X軸和Z軸負(fù)方向的力以及沿著Y軸正方向的組合力作用在車(chē)架。此時(shí)車(chē)手和座椅的作用合力被均勻分布在沿著X軸負(fù)方向、Z軸負(fù)方向和Y軸正方向的車(chē)架節(jié)點(diǎn)上。約束時(shí)，對(duì)全部懸架與車(chē)架連接硬點(diǎn)坐標(biāo)軸的平移自由度進(jìn)行約束。

由圖12可知，在此工況下，車(chē)架變形是將前兩種工況中現(xiàn)象進(jìn)行了結(jié)合，車(chē)架整體在X軸平面內(nèi)呈“S”形，同時(shí)，車(chē)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(yīng)力分布在座椅支撐桿與防滾環(huán)連接處，最大應(yīng)力值199.26Mpa，小于鋼管屈服強(qiáng)度785Mpa，故車(chē)架在此工況是安全的。

2.1.6 車(chē)架強(qiáng)度分析總結(jié)

通過(guò)對(duì)車(chē)架的五種極限工況進(jìn)行分析后可知，車(chē)架鋼管的形變都處在合理范圍，最大變形量產(chǎn)生于彎扭組合工況，最大變形值不超過(guò)4.9mm，符合賽車(chē)設(shè)計(jì)要求。車(chē)架鋼管的應(yīng)力分布合理，未對(duì)車(chē)架鋼管產(chǎn)生嚴(yán)重扭曲和位移，最大應(yīng)力值所處位置符合設(shè)計(jì)要求，五種極限工況最大應(yīng)力處于側(cè)向和縱向加速度工況，最大應(yīng)力值為199.26Mpa，遠(yuǎn)小于桿件的屈服強(qiáng)度785Mpa。綜上所述，本次所設(shè)計(jì)車(chē)架的強(qiáng)度可以確保在任何工況下車(chē)架形變不會(huì)過(guò)大，應(yīng)力分布合理，同時(shí)，車(chē)架質(zhì)量還有很大優(yōu)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(duì)Baja賽車(chē)車(chē)架的彎曲剛度分析并沒(méi)有一個(gè)集中載荷施加位置的統(tǒng)一標(biāo)準(zhǔn)，大部分會(huì)施加1000N的集中力作用在后部防滾環(huán)（RRH）頂端，以此來(lái)分析車(chē)架彎曲剛度。此時(shí)參照?qǐng)D15中梁的約束來(lái)進(jìn)行求解邊界的設(shè)置。首先約束前懸架與車(chē)架連接硬點(diǎn)的Z軸方向自由度，然后對(duì)后懸與車(chē)架連接硬點(diǎn)的X軸、Y軸、Z軸方向自由度進(jìn)行約束。

在ANSYS分析軟件的后處理結(jié)果中可得，防滾環(huán)頂部位移值最大，最大值沿著Z軸向下為0.43703mm，其X軸坐標(biāo)與載荷施加點(diǎn)在同一位置，根據(jù)公式計(jì)算可得EI=245747.874N·m2，形變圖如圖14所示，設(shè)計(jì)的車(chē)架彎曲剛度在合理范圍內(nèi)。

2.2.2 扭轉(zhuǎn)剛度分析

分析時(shí)要在左側(cè)后懸架與車(chē)架連接硬點(diǎn)添加一個(gè)沿著Z軸正方向的10mm位移約束，在右側(cè)后懸架與車(chē)架連接硬點(diǎn)添加一個(gè)沿著Z軸正負(fù)方向的10mm位移約束，還要對(duì)前懸架與車(chē)架連接硬點(diǎn)的X、Y、Z三軸方向上的平移自由度進(jìn)行約束。車(chē)架在扭轉(zhuǎn)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(jì)算參數(shù)值，根據(jù)計(jì)算公式可得K=1302.38N·m/deg，Baja車(chē)架剛度數(shù)值一般大于1000N·m/deg，故設(shè)計(jì)的車(chē)架剛度符合要求。

2.2.3 剛度分析總結(jié)

對(duì)車(chē)架的剛度分析結(jié)果顯示其數(shù)值都處于合理范圍，符合設(shè)計(jì)要求，且在上述車(chē)架剛度分析中沒(méi)有包含肩帶安裝桿、制動(dòng)系和轉(zhuǎn)向系安裝桿，當(dāng)加入這些構(gòu)件后，剛度還會(huì)有所增加，所設(shè)計(jì)車(chē)架剛度可以確保在任何工況下車(chē)架的變形量都不會(huì)過(guò)大。endprint

3 車(chē)架質(zhì)量?jī)?yōu)化分析

3.1 優(yōu)化方法

根據(jù)敏感度分析篩選的設(shè)計(jì)變量，進(jìn)行車(chē)架質(zhì)量?jī)?yōu)化，設(shè)置車(chē)架變形量目標(biāo)函數(shù)最小，車(chē)架質(zhì)量目標(biāo)函數(shù)最小，設(shè)置最大應(yīng)力和車(chē)架一階固有頻率默認(rèn)。采用零階法進(jìn)行質(zhì)量?jī)?yōu)化，設(shè)置10次隨機(jī)篩選求解，3組最佳數(shù)據(jù)，獲得車(chē)架最小質(zhì)量。求解過(guò)程如圖16所示。

零階法優(yōu)化數(shù)據(jù)如表1所示，第一組數(shù)據(jù)為最優(yōu)，車(chē)架最小質(zhì)量為34.622kg，考慮到規(guī)則限制、實(shí)際購(gòu)買(mǎi)鋼材以及加工等因素，對(duì)優(yōu)化結(jié)果進(jìn)行了調(diào)整，調(diào)整結(jié)果如表2所示，調(diào)整后的鋼管規(guī)格如表3。

3.2 優(yōu)化后前后車(chē)架剛度和強(qiáng)度對(duì)比

根據(jù)設(shè)計(jì)變量的調(diào)整值，重新建立了車(chē)架的ANSYS參數(shù)化模型，再次驗(yàn)證車(chē)架的五種工況下的強(qiáng)度、剛度。五種工況強(qiáng)度求解結(jié)果如表4。

優(yōu)化后的車(chē)架在五種極限工況下的形變和應(yīng)力在數(shù)值上雖有略微增加，但比所使用鋼管材料的屈服強(qiáng)度還是要小很多。經(jīng)過(guò)優(yōu)化，確定最終鋼管規(guī)格，車(chē)架的質(zhì)量由42.495kg減少至35.893kg，達(dá)到賽車(chē)車(chē)架設(shè)計(jì)輕量化目標(biāo)。

4 結(jié)束語(yǔ)

利用三維建模軟件CATIA對(duì)賽車(chē)車(chē)架進(jìn)行三維建模設(shè)計(jì)，并根據(jù)調(diào)整的大賽規(guī)則進(jìn)行改進(jìn)，將模型導(dǎo)入到ANSYS軟件中進(jìn)行參數(shù)化建模，建模后對(duì)初步車(chē)架進(jìn)行有限元法分析，分析五種極限工況下的變形量和應(yīng)力分布情況，計(jì)算車(chē)架的扭轉(zhuǎn)剛度，根據(jù)分析結(jié)果，對(duì)賽車(chē)車(chē)架應(yīng)力分布較大的部位，從材料規(guī)格方面進(jìn)行改進(jìn)，然后再不斷分析優(yōu)化，最終達(dá)到設(shè)計(jì)要求，在保證賽車(chē)強(qiáng)度、剛度的前提下，達(dá)到對(duì)賽車(chē)進(jìn)行輕量化改進(jìn)的目的。

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