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    基于有限元分析的FSC賽車車架輕量化設(shè)計(jì)

    2018-08-29 07:21:08徐森曹曉輝胡朝磊
    汽車實(shí)用技術(shù) 2018年15期
    關(guān)鍵詞:硬點(diǎn)車架懸架

    徐森,曹曉輝,胡朝磊

    (江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院,江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

    前言

    輕量化是所有賽車及乘用車追求的目標(biāo),根據(jù)牛頓第二定律,F(xiàn)= m *a,在相同的牽引力下,質(zhì)量減輕能獲得更大的加速度,這是評(píng)判賽車動(dòng)力性的三大指標(biāo)之一。FSC賽事油車車架大多是由 4130鋼管焊接而成的桁架式車架,質(zhì)量在28kg左右,整車質(zhì)量在230kg左右,因此車架的輕量化也是整車輕量化重要影響因素。由于賽事規(guī)則的限制,各個(gè)車隊(duì)賽車的車架在外形上都大同小異,因此在設(shè)計(jì)過(guò)程中,會(huì)通過(guò)對(duì)比規(guī)則,進(jìn)行鋼管直徑、壁厚的優(yōu)化、。利用ANSYS進(jìn)行剛度、強(qiáng)度分析,對(duì)于安全系數(shù)較高部分選用較細(xì)的鋼管,或修改結(jié)構(gòu)減少材料來(lái)達(dá)到輕量化目的。

    1 車架三維建模

    車架的建模,為保證駕駛員的安全與駕駛舒適以及適應(yīng)各零部件和總成在車架上的布置要求,根據(jù) FSC 大賽車架結(jié)構(gòu)規(guī)則、汽車人機(jī)工程學(xué)和賽車總布置的要求對(duì)車架進(jìn)行初步設(shè)計(jì)[1],其中依據(jù)車架的兩個(gè)基本參數(shù),即人機(jī)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)以及懸架硬點(diǎn)坐標(biāo)。

    車架的設(shè)計(jì)需要考慮人機(jī)工程學(xué)的設(shè)計(jì),保證車手擁有良好的坐姿、方向盤(pán)與離合拉桿的位置方便車手操作,儀表顯示重要的數(shù)據(jù)供車手參考[2],而人機(jī)實(shí)驗(yàn)是通過(guò)對(duì)不同車手的測(cè)試來(lái)獲得最適合車手的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù),并且各數(shù)據(jù)均在大賽規(guī)則允許范圍之內(nèi)[3]。根據(jù)對(duì)車隊(duì)六個(gè)正式車手進(jìn)行的人機(jī)實(shí)驗(yàn),綜合得到以下數(shù)據(jù):H點(diǎn)380mm、椅背角度59°、坐墊角度24.3°、髖板寬度120mm、方向盤(pán)中心高度452mm、方向盤(pán)中心 x坐標(biāo) 665.2mm、方向盤(pán)傾角 72.8°、前環(huán)高度566mm、主環(huán)高度1100mm、主前環(huán)間距800mm、踏板位置1337.7mm(其中H點(diǎn)到踏板的距離是957.7mm,規(guī)則要求H點(diǎn)到踏板的距離不超過(guò)915mm[4],滿足規(guī)則要求)。

    懸架硬點(diǎn)坐標(biāo)由懸架理論設(shè)計(jì)得到硬點(diǎn)參數(shù)(即A臂內(nèi)點(diǎn)坐標(biāo)),為了使懸架 A臂的受力盡可能都在車架節(jié)點(diǎn)上,降低各個(gè)鋼管之間的應(yīng)力,故決定以懸架硬點(diǎn)為基本參數(shù)來(lái)設(shè)計(jì)車架。

    圖1 懸架硬點(diǎn)示意圖

    根據(jù)已有的懸架硬點(diǎn)坐標(biāo)以及人機(jī)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù),在規(guī)則的各項(xiàng)限制與要求之下,可以簡(jiǎn)單的設(shè)計(jì)出車架的基本結(jié)構(gòu),如下圖:

    圖2 車架基本結(jié)構(gòu)三維線圖

    2 仿真軟件分析優(yōu)化與校核

    將車架基本結(jié)構(gòu)線圖導(dǎo)入ANSYS軟件中進(jìn)行剛度、強(qiáng)度及模態(tài)分析。剛度分析是在保證車架性能的前提下對(duì)其進(jìn)行輕量化優(yōu)化,之后在通過(guò)各工況下的強(qiáng)度分析與模態(tài)分析來(lái)保證車架的行駛穩(wěn)定性等。

    2.1 車架性能分析優(yōu)化

    車架的性能主要體現(xiàn)在其扭轉(zhuǎn)剛度上。首先通過(guò)車架的扭轉(zhuǎn)實(shí)驗(yàn)來(lái)獲得車架扭轉(zhuǎn)剛度的真實(shí)值,再確定剛度的分析目標(biāo)。選用本隊(duì)2013年的油車車架進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度實(shí)驗(yàn),獲得的扭轉(zhuǎn)剛度真實(shí)值僅為ANSYS分析所得結(jié)果的60%,因此確定了剛度分析的具體數(shù)值目標(biāo)為 2300N*m/deg。通過(guò)導(dǎo)入車架基本結(jié)構(gòu)線圖到ANSYS中進(jìn)行分析,加入管件或修改結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化以達(dá)到質(zhì)量與扭轉(zhuǎn)剛度的目標(biāo)。

    2.1.1 車架的扭轉(zhuǎn)剛度分析與剛度計(jì)算公式

    分析軟件為 ANSYS,分析方法采用的是線性靜力學(xué)分析方法,通過(guò)約束懸架的后懸硬點(diǎn),對(duì)前懸硬點(diǎn)施加位移命令來(lái)獲得支反力,從而根據(jù)公式算得扭轉(zhuǎn)剛度大小。

    圖3 扭轉(zhuǎn)剛度計(jì)算力學(xué)簡(jiǎn)化模型

    其中F為支反力,L為前懸兩硬點(diǎn)的距離也就是施力點(diǎn)的距離,△A與△B為兩硬點(diǎn)的位移。

    在進(jìn)行邊界條件的設(shè)定時(shí),首先對(duì)車架后懸4個(gè)硬點(diǎn)進(jìn)行x、y、z三個(gè)方向上的固定,再對(duì)前懸2個(gè)硬點(diǎn)z方向施加等值反向的1mm強(qiáng)制位移,并且釋放x、y方向的自由度。

    2.1.2 優(yōu)化過(guò)程

    表1 車架材料屬性

    只對(duì)于車架基本結(jié)構(gòu)分析后得到反力 294.52N,質(zhì)量24.843Kg,扭轉(zhuǎn)剛度為 519.709 N*m/deg,顯然僅有基本結(jié)構(gòu)的車架扭轉(zhuǎn)剛度并不能滿足設(shè)計(jì)要求,所以就要在基本結(jié)構(gòu)上添加其他結(jié)構(gòu)以提高車架扭轉(zhuǎn)剛度。

    圖4 車架扭轉(zhuǎn)分析約束

    圖5 車架扭轉(zhuǎn)分析變形云圖

    為了提高扭轉(zhuǎn)剛度以達(dá)到目標(biāo),對(duì)車架結(jié)構(gòu)進(jìn)行了以下改變:

    1)增加主前環(huán)連接支撐,尺寸:25.4*1.6;

    2)增加額外桿件支撐減震器安裝桿,尺寸:20*1;

    3)增加前懸硬點(diǎn)連接桿,尺寸:12*1;

    4)增加腿艙底部桿件,尺寸:12*1;

    5)改變坐艙底部桿件尺寸,尺寸:14*1與12*1兩種;

    6)增加前隔板與減震器安裝桿之間的連接桿,尺寸:12*1;

    7)增加前懸硬點(diǎn)與前環(huán)連接桿,尺寸:20*1;

    8)增加尾翼連接處支撐桿來(lái)傳遞尾翼連接件傳來(lái)的下壓力,以符合規(guī)則。

    舉例說(shuō)明優(yōu)化方式:對(duì)于上述第7種改變,考慮下表尺寸。

    表2 車架桿件尺寸與車架扭轉(zhuǎn)剛度變化對(duì)比

    綜合車架質(zhì)量、扭轉(zhuǎn)剛度以及單位質(zhì)量扭轉(zhuǎn)剛度的對(duì)比,由于剛度數(shù)值已達(dá)到預(yù)期值,為了不增加多余的質(zhì)量,選擇尺寸20*1的鋼管。

    經(jīng)過(guò)優(yōu)化之后,最終確定的車架形式和桿件參數(shù)如下圖所示:

    圖6 車架結(jié)構(gòu)介紹與鋼管最終尺寸

    車架的扭轉(zhuǎn)剛度為2468.5N*m/deg,質(zhì)量為27.659Kg,質(zhì)量和扭轉(zhuǎn)剛度均達(dá)到設(shè)計(jì)目標(biāo)。

    圖7 最終車架扭轉(zhuǎn)分析變形云圖

    2.2 車架穩(wěn)定性分析

    車架經(jīng)過(guò)優(yōu)化之后,扭轉(zhuǎn)剛度與質(zhì)量都達(dá)到了預(yù)期目標(biāo),接下來(lái)須進(jìn)行車架各工況下的強(qiáng)度分析與模態(tài)分析來(lái)保證車架的穩(wěn)定性,模擬對(duì)FSC賽車的整車動(dòng)力學(xué)的操縱穩(wěn)定性的仿真分析[5]。

    2.2.1 強(qiáng)度分析

    表3 直線加速工況下,懸架減震器、搖臂吊耳與傳動(dòng)差速器支架吊耳的受力情況

    車架除了考慮扭轉(zhuǎn)剛度與模態(tài)分析之外,還需要考慮車架在不同工況(包括靜載彎曲工況,直線加速工況,緊急制動(dòng)工況,勻速過(guò)彎工況[6])下的強(qiáng)度和形變情況是否滿足設(shè)計(jì)要求,來(lái)保證車架的行駛穩(wěn)定性。

    采用線性靜力學(xué)分析方法,通過(guò)約束懸架的硬點(diǎn),加載相應(yīng)的載荷,來(lái)模擬賽車車架在四種不同工況下的復(fù)雜受力,通過(guò)分析結(jié)果中的變形云圖與應(yīng)力云圖來(lái)判斷,從而達(dá)到強(qiáng)度校核的目的。

    約束方式:前懸4個(gè)硬點(diǎn)固定約束,考慮賽車的近似直線運(yùn)動(dòng),后懸硬點(diǎn)y,z方向約束,釋放x方向的自由度。約束命令添加:發(fā)動(dòng)機(jī)重力 1200*動(dòng)載因數(shù) 2N;車手質(zhì)量1400*2N;發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩48N*m。(此工況模擬的是賽車在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的受力狀態(tài),故應(yīng)乘上一個(gè)動(dòng)載因數(shù),在此取動(dòng)載因數(shù)為2。)

    圖8 直線加速工況約束情況

    在四種不同工況的強(qiáng)度分析中,車架所受最大應(yīng)力出現(xiàn)在直線加速工況中差速器左下支架的吊耳處,應(yīng)力達(dá)到715.72MPa,計(jì)算得到安全系數(shù)為1.1,屬于比較不穩(wěn)定的情況。

    后續(xù)加工過(guò)程中,改換了該部分的鋼管尺寸,并增加的其他結(jié)構(gòu)的支撐,比賽中的情況也體現(xiàn)了車架在各工況下工作的穩(wěn)定性與安全性。

    圖9 直線加速工況應(yīng)力云圖

    2.2.2 模態(tài)分析

    模態(tài)分析是車技動(dòng)態(tài)特性分析的重要部分,通過(guò)分析可以獲取結(jié)構(gòu)的模態(tài)頻率和模態(tài)振型。賽車在賽道上行駛,由于路面不平和發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)會(huì)對(duì)車架產(chǎn)生激振,如果激振頻率與車技的某一固有頻率相同,就會(huì)產(chǎn)生共振現(xiàn)象,可能會(huì)影響賽車的機(jī)械性能甚至破壞車架結(jié)構(gòu),為了能夠更真實(shí)的了解車架在實(shí)際使用過(guò)程中的特性,故對(duì)車架進(jìn)行整備質(zhì)量下的約束模態(tài)分析[7],得到車架的固有頻率和振型,對(duì)車架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供參考。

    約束方式如下,此工況模擬賽車在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的受力狀態(tài),應(yīng)乘上一個(gè)動(dòng)載因數(shù),在此取數(shù)值為 2。加載:發(fā)動(dòng)機(jī)重力1200* 2N;車手質(zhì)量1400*2N;發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩48N*m。

    圖10 約束模態(tài)邊界條件與加載

    圖11 車架各階振動(dòng)頻率

    表4 車架6階振動(dòng)頻率與形式

    圖12 車架第四階振動(dòng)變形云圖

    模態(tài)分析結(jié)果:2017屆賽車采用的是 HONDA CBR600RR發(fā)動(dòng)機(jī),其剛體模態(tài)怠速頻率在33HZ左右[8]。賽道的路面激勵(lì)頻率不會(huì)超過(guò) 18Hz,傳動(dòng)系統(tǒng)和行駛系統(tǒng)的轉(zhuǎn)動(dòng)部件的最高工作頻率為 15.36Hz。

    自由模態(tài)分析結(jié)果表明,車架的第1階固有頻率57.275 HZ避開(kāi)了賽車規(guī)定賽道路面激振頻率0~18Hz,高于非簧載質(zhì)量的固有頻率 6~15Hz以及發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率,各階頻率都避開(kāi)了發(fā)動(dòng)機(jī)常用頻率,避免了共振。

    約束模態(tài)分析表明,局部振動(dòng)提前且主要發(fā)生在質(zhì)量集中處,如座艙、發(fā)動(dòng)機(jī)安裝處等,前6階最大振幅在座艙底部桿件上,振幅滿足設(shè)計(jì)要求。從第七階開(kāi)始的固有頻率都避開(kāi)了發(fā)動(dòng)機(jī)的常用頻率,避免了共振。因此可以說(shuō)此車架的結(jié)構(gòu)是安全的。

    綜合以上分析結(jié)果,賽車在各種復(fù)雜工況下行駛時(shí),不會(huì)產(chǎn)生共振情況從而導(dǎo)致結(jié)構(gòu)大幅度變形的問(wèn)題,能保證行駛的安全性與穩(wěn)定性。

    3 結(jié)論

    (1)在剛度分析的的的過(guò)程中,對(duì)車架上8個(gè)不同的部位進(jìn)行了結(jié)構(gòu)或者鋼管尺寸上的修改,將17賽季賽車車架優(yōu)化到最優(yōu)解,分析結(jié)果扭轉(zhuǎn)剛度達(dá)到了 2468.5N*m/deg,而且質(zhì)量?jī)H為27.659Kg,質(zhì)量和扭轉(zhuǎn)剛度均達(dá)到最初的設(shè)計(jì)目標(biāo)。

    (2)縱向?qū)Ρ?6年油車車架,17年油車車架的單位質(zhì)量扭轉(zhuǎn)剛度為 89.248N*m/deg*kg,同比增長(zhǎng) 6.0%,而質(zhì)量方面,與16年車架相比同比降低3.4%。

    (3)該研究結(jié)果表明,通過(guò)使用有限元分析軟件ANSYS對(duì)于車架進(jìn)行的扭轉(zhuǎn)剛度分析并不斷的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì),在車架性能提高的前提下,不僅保證了車架在各種行駛工況下的穩(wěn)定性,還降低了車架質(zhì)量,使車架及賽車的設(shè)計(jì)更加合理,且更有說(shuō)服力。

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