基于ANSYS的賽車車架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與優(yōu)化

□田易明 王喜社 李 付 王德旺 魏德強(qiáng)

車架是賽車的主體構(gòu)成，車架除了用于放置發(fā)動(dòng)機(jī)差速器等主要總成裝配的基體外，還有著保護(hù)人身安全的作用。在激烈的賽車比賽中賽車需要在加速、制動(dòng)與操控性等多方面有著較高的可靠性。全地形賽車還需要應(yīng)對(duì)各種復(fù)雜多變的賽道情況，例如:飛坡、炮彈坑、連續(xù)彎道、泥坑等，賽車行駛過程中受到的振動(dòng)和沖擊將通過懸架直接傳到車架上，故對(duì)車架設(shè)計(jì)要求更高[1～3]。車架決定了整車的平穩(wěn)性，因此車架承受著車架內(nèi)部以及外部多種載荷。車架的性能對(duì)整車的各性能如安全性、動(dòng)力性、操縱穩(wěn)定性等有直接影響，因此，對(duì)車架的強(qiáng)度、剛度及重量等特性進(jìn)行分析尤為重要[4]。本文針對(duì)全地形賽車的車架進(jìn)行模擬計(jì)算，通過分析車架在復(fù)雜工況下的應(yīng)力應(yīng)變情況，得出賽車車架的可靠性報(bào)告，為實(shí)際的加工及應(yīng)用提供理論依據(jù)。

一、受力載荷計(jì)算

(一)靜載工況。靜載時(shí)賽車不受外力作用，車架只受自身發(fā)動(dòng)機(jī)、車手等重力，其受力情況如表1所示。

表1 靜載荷下部件受力

(二)轉(zhuǎn)彎工況。當(dāng)賽車以最高速度行駛進(jìn)入彎道時(shí)，為了保證轉(zhuǎn)向的準(zhǔn)確性，地面會(huì)向車輪施加一個(gè)側(cè)向的加速度，側(cè)向加速度方向指向彎道圓心，受此加速度的影響，賽車內(nèi)載荷會(huì)產(chǎn)生一個(gè)與側(cè)向加速度相反的慣性力施加在車架上，此時(shí)為賽車高速轉(zhuǎn)向工況。高速轉(zhuǎn)向工況分析了車架在此工況時(shí)的應(yīng)力及變形情況，以保證車架的可靠性載荷約束。其中賽車可達(dá)到的最大車速為50km/h,假設(shè)轉(zhuǎn)彎半徑為15m,即可求出離心加速度為：

由F=ma即可求得車架每部分所受的向心力，因?yàn)橹饕亓糠植荚谵D(zhuǎn)向機(jī)(前端受力)、車手(中部)、發(fā)動(dòng)機(jī)和變速箱(車尾受力)，所以把受力分為三個(gè)部分，受力情況如表2所示。

表2 轉(zhuǎn)彎工況下部件受力

根據(jù)賽車輪胎和行駛特性以及其他參賽車隊(duì)實(shí)測(cè)經(jīng)驗(yàn)，在正常路況下行駛時(shí)賽車同步附著系數(shù)取φ=0.8(越野型賽車一般為0.6～1.0)。

地面制動(dòng)力受到地面附著條件限制，制動(dòng)過程可能出現(xiàn)以下情況：第一，當(dāng)φ<φ0前輪先抱死拖滑，穩(wěn)定工況，但是此時(shí)車輛喪失轉(zhuǎn)向能力，附著條件并沒有得到充分利用。第二，當(dāng)φ>φ0后輪先抱死拖滑，危險(xiǎn)不穩(wěn)定工況，此時(shí)后輪會(huì)發(fā)生側(cè)向甩尾，附著條件利用率低。第三，當(dāng)φ=φ0前輪和后輪同時(shí)抱死拖滑，避免后軸側(cè)滑，且附著條件利用情況最好。由于后輪先抱死容易發(fā)生后軸側(cè)滑，是一種危險(xiǎn)不穩(wěn)定工況，應(yīng)該避免。因此應(yīng)把賽車制動(dòng)情況設(shè)計(jì)在前輪略先于后輪抱死或者前后輪同時(shí)抱死的情況，此時(shí)地面附著條件利用率最高，獲得最大地面制動(dòng)力，也即制動(dòng)器使之車輪臨界抱死所需最小制動(dòng)力。通過測(cè)量得出以下數(shù)據(jù)，如表3所示。

二、仿真

(一)材料選擇。根據(jù)車架設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)以及材料性能選用鋼(美國(guó)標(biāo)號(hào)；國(guó)標(biāo))，連接方法為焊接，材料物性參數(shù)如表4所示。

表3 賽車部件實(shí)測(cè)參數(shù)

表4 30CrMo物性參數(shù)

(二)模型建立。車架由直或彎曲的鋼管組成，如果采用拼接的方法，可能會(huì)因?yàn)榭蘸富蛘咛摵笇?dǎo)致車架整體結(jié)構(gòu)不牢固，從而造成安全隱患。兩個(gè)支撐點(diǎn)之間直管的結(jié)構(gòu)件長(zhǎng)度不得超過1,016mm。如果兩個(gè)支撐點(diǎn)之間的結(jié)構(gòu)件不是直管結(jié)構(gòu)件則屬于彎曲結(jié)構(gòu)件，其彎曲兩邊切線延長(zhǎng)線的最小夾角不得超過30°，兩個(gè)支撐點(diǎn)之間的管件長(zhǎng)度不得超過711mm。

駕駛艙前部是安放轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)、前剎車制動(dòng)缸及其管線的位置，駕駛艙后部是安放發(fā)動(dòng)機(jī)、CVT、變速箱、半軸、排氣裝置、后剎車制動(dòng)管線等部件的位置。要保證這些零部件及其總成有足夠的安裝位置和合適的安裝點(diǎn)，并且能合理高效地利用有效空間，使得賽車整體布局緊促合理。車架的設(shè)計(jì)還需要考慮安裝好上述所有零件及總成后，整車總寬即后輪兩輪胎外側(cè)的直線距離不超過1,620mm。其三維模型圖如圖1所示。

圖1 車架三維模型 圖2 車架實(shí)物圖 圖3 車架網(wǎng)格劃分

(三)網(wǎng)格劃分。將繪制好的模型導(dǎo)入ANSYS中進(jìn)行網(wǎng)格劃分，因?yàn)榱骟w相對(duì)四面體質(zhì)量更高，同樣的網(wǎng)格尺寸六面體比四面體計(jì)算速度更快。所以選擇六面體進(jìn)行網(wǎng)格的劃分，網(wǎng)格劃分如圖3所示。

(四)工況分析。研究選擇了四種較為典型的工況對(duì)車架進(jìn)行仿真模擬，主要有：靜態(tài)工況、扭轉(zhuǎn)工況、轉(zhuǎn)彎工況和制動(dòng)工況[5]。

1.靜態(tài)工況。車架靜態(tài)情況下一共三個(gè)部分受力，駕駛前艙受轉(zhuǎn)向機(jī)及制動(dòng)踏板重力作用，駕駛位置受車手及座椅的重力作用，尾部主要受發(fā)動(dòng)機(jī)和轉(zhuǎn)向機(jī)重力作用。因賽車處于靜止?fàn)顟B(tài)，對(duì)模型進(jìn)行遠(yuǎn)端位移約束，所以假設(shè)對(duì)輪胎六自由度進(jìn)行約束，并將表1計(jì)算參數(shù)導(dǎo)入，得到應(yīng)力和形變分布如圖4和圖5所示。

圖4 靜載荷下應(yīng)力圖 圖5 靜載荷下應(yīng)變圖

2.扭轉(zhuǎn)工況。車因?yàn)槿匦钨惖赖膹?fù)雜情況會(huì)遇到高坡、泥坑等復(fù)雜地形，所以不會(huì)保持在一個(gè)水平面，要求賽車能滿足這種復(fù)雜多變的地形就需要對(duì)賽車進(jìn)行扭轉(zhuǎn)工況進(jìn)行分析。對(duì)賽車進(jìn)行飛過高坡或者駛過泥地時(shí)模擬工況分析，當(dāng)賽車飛過飛坡時(shí)左前輪被抬高(假設(shè)被抬高)，右輪相對(duì)降低，后輪不做約束，并將表1計(jì)算參數(shù)導(dǎo)入，得到應(yīng)力和形變分布如圖6和圖7所示。

圖6 扭轉(zhuǎn)工況下應(yīng)力圖 圖7 扭轉(zhuǎn)工況下應(yīng)變圖

3.轉(zhuǎn)彎工況。轉(zhuǎn)彎時(shí)保持整車的穩(wěn)定性是一輛賽車必備的條件，如果設(shè)計(jì)不合理就可能會(huì)導(dǎo)致側(cè)翻或者因?yàn)槭芰^大而產(chǎn)生變形。所以對(duì)賽車進(jìn)行轉(zhuǎn)彎分析，賽車過彎時(shí)除了受到自身重力還受到向心力影響。對(duì)賽車前后輪分別進(jìn)行遠(yuǎn)端位移的約束，當(dāng)賽車處于轉(zhuǎn)彎一瞬間時(shí)，賽車前后輪x與z軸方向位移均為0(賽車前進(jìn)方向?yàn)閥軸)。得到應(yīng)力和形變分布如圖8和圖9所示。

圖8 轉(zhuǎn)彎工況下應(yīng)力圖 圖9 轉(zhuǎn)彎工況下應(yīng)變圖

4.制動(dòng)工況。緊急制動(dòng)無論對(duì)賽車還是民用車來說都是極其重要的，剎車時(shí)前后輪需要同時(shí)處于抱死狀態(tài)，制動(dòng)力通過卡鉗作用于剎車盤使輪胎停止運(yùn)轉(zhuǎn)從而達(dá)到整車停下的目的。制動(dòng)時(shí)制動(dòng)力通過軸距形成轉(zhuǎn)矩作用在車架懸架點(diǎn)上。對(duì)車架懸架點(diǎn)進(jìn)行約束，前輪x、y、z三軸均無位移，后輪對(duì)y、x軸位移約束為0，z軸不做約束。得到應(yīng)力和形變分布如圖10和圖11所示。

圖10 制動(dòng)工況下應(yīng)力圖 圖11 制動(dòng)工況下應(yīng)變圖

(五)仿真分析。將仿真所得四種工況下賽車車架的應(yīng)力應(yīng)變情況與材料屈服極限進(jìn)行比較，一般工程設(shè)計(jì)中安全系數(shù)<1時(shí)即表示不符合要求。但是賽車需要的安全性較高，并且每個(gè)車手的體重不統(tǒng)一，故需要對(duì)安全系數(shù)標(biāo)準(zhǔn)提高。

表5 不同工況下車架安全系數(shù)

由表5中結(jié)果可知，賽車車架是符合基本強(qiáng)度剛度要求的，其中受到的最大應(yīng)力為309.93MPa，受到的最小應(yīng)力為66.07MPa。安全系數(shù)最大值為11.81，安全系數(shù)最小值為2.52，從分析中得到了賽車車架在三種工況下的形變量以及應(yīng)力集中情況，為整車優(yōu)化提供方向，為整車的各性能如安全性、動(dòng)力性、操縱穩(wěn)定性提供理論分析依據(jù)，最終所設(shè)計(jì)整車車架實(shí)物如圖2所示。

三、結(jié)語

本文針對(duì)了一種全地形賽車的車架進(jìn)行分析，并選取了賽車在競(jìng)賽過程中，靜態(tài)、扭轉(zhuǎn)、轉(zhuǎn)彎和制動(dòng)四種工況下進(jìn)行計(jì)算仿真，結(jié)果表明車架在扭轉(zhuǎn)工況下最大應(yīng)力為309.93MPa，低于材料的屈服極限，且安全系數(shù)為2.52，符合工業(yè)設(shè)計(jì)的安全要求。