基于ANSYS的BSC賽車車架的有限元分析

寧太宇　陳繼飛　段勝新　楊幫華

摘 要：在BSC（Baja SAE China）賽車的設(shè)計(jì)過(guò)程中，車架是賽車的重要組成部分，車架的結(jié)構(gòu)很大程度上影響了整車的性能。利用三維建模軟件UG建立車架模型，通過(guò)工程分析軟件ANSYS對(duì)車架進(jìn)行強(qiáng)度、剛度和模態(tài)分析，獲得車架在不同工況下的變形量和強(qiáng)度載荷及不同階數(shù)下的固有頻率和振型，從而檢驗(yàn)設(shè)計(jì)的車架是否滿足要求。分析結(jié)果顯示車架的強(qiáng)度和剛度均在材料力學(xué)參數(shù)范圍之內(nèi)，車架位移變形量小，車架固有頻率和振型也符合要求，能避免車架在行駛中的共振現(xiàn)象，車架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和力學(xué)性能都滿足要求。

關(guān)鍵詞：BSC賽車車架 有限元分析 剛度 強(qiáng)度 模態(tài)分析

Finite element analysis of BSC racing frame based on ANSYS

Ning Taiyu Chen Jifei Duan Shengxin Yang Banghua

Abstract：In the design process of BSC （Baja SAE China） racing car， the frame is an important part of the racing car， and the structure of the frame affects the performance of the whole car to a great extent. The three-dimensional modeling software UG was used to establish the frame model， and the engineering analysis software ANSYS was used to analyze the strength， stiffness and mode of the frame， so as to obtain the deformation and strength load of the frame under different working conditions and the natural frequency and mode of vibration under different orders， so as to test whether the designed frame meets the requirements. The analysis results show that the strength and stiffness of the frame are within the range of mechanical parameters of materials， the displacement and deformation of the frame are small， the natural frequency and vibration mode of the frame also meet the requirements， which can avoid the resonance phenomenon of the frame in driving， and the structural design and mechanical performance of the frame meet the requirements.

Key words：BSC racing frame，finite element analysis，stiffness，strength，modal analysis

1 引言

BSC賽車是按照中國(guó)汽車工程學(xué)會(huì)（Baja

SAE China）賽事規(guī)則自主設(shè)計(jì)制造的一種單座的小型越野車，車架在整車中起骨干作用。由于采用實(shí)物模擬實(shí)驗(yàn)方法檢驗(yàn)車架的強(qiáng)度、剛度、固有頻率和振型，不僅周期長(zhǎng)、成本高，而且條件受到限制。本文用ANSYS對(duì)BSC賽車車架進(jìn)行分析，分析結(jié)果表明車架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和力學(xué)性能均滿足要求，應(yīng)用于生產(chǎn)實(shí)踐。

2 車架模型的建立

2.1 車架模型的建立

車架總長(zhǎng)2008mm，最大寬度860mm，最大高度1152mm，在UG中建立實(shí)際車架幾何模型如圖1所示，把車架模型轉(zhuǎn)換為“stp”文件格式，導(dǎo)入到ANSYS中進(jìn)行分析[2]，在已經(jīng)發(fā)展的偏微分方程數(shù)值分析法有兩種：有限差分法和有限元方法，建立于固結(jié)在物體上的坐標(biāo)系（拉格朗日Lagrange坐標(biāo)系）的固體結(jié)構(gòu)問(wèn)題，選擇用有限元方法分析[2]。

2.2 車架材料屬性

本車架主管材料用4130鋼管，壁厚為1.6mm;次管材料用20cr，壁厚為1.0mm.兩種類型鋼管結(jié)合，使其就有很強(qiáng)的力學(xué)性能[3]。經(jīng)過(guò)查詢，主要力學(xué)參數(shù)如表1所示。

2.3 車架靜態(tài)載荷

車架靜態(tài)滿載各載荷主要分為車架自重和負(fù)重，車架負(fù)重主要來(lái)自駕駛員、減速器和半軸、發(fā)動(dòng)機(jī)、油箱、CVT及CVT殼，各種載荷情況及大小如表2所示。

在處理以上載荷時(shí)，車架自重通過(guò)施加地球重力來(lái)完成，其他負(fù)重均簡(jiǎn)化為作用到相應(yīng)的部件上的集中載荷。

3 車架強(qiáng)度分析

3.1 緊急制動(dòng)工況分析

對(duì)于緊急制動(dòng)工況，車架除各部重力外還受縱向慣性力作用，同時(shí)軸荷發(fā)生轉(zhuǎn)移 ，車架內(nèi)部應(yīng)力也發(fā)生變化。XYZ三個(gè)方向的自由度強(qiáng)制位移都為0mm經(jīng)過(guò)測(cè)試，賽車最高時(shí)速40km/h，制動(dòng)距離4m，轉(zhuǎn)彎半徑r=4.2m。車架前進(jìn)方向的加速度公式

a=? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? （1）

代入數(shù)據(jù)得加速度為15.43m/s2，通過(guò)分析結(jié)果如圖2、3所示：

從圖可以看出，在車架所受的最大形變位移和最大應(yīng)力均位于座椅底部?jī)筛鶛M桿，分別為0.56452mm和111.61Mpa，強(qiáng)度遠(yuǎn)小于車架材料強(qiáng)度要求。

3.2 滿載急轉(zhuǎn)工況分析

賽車在彎道行駛時(shí)，離心會(huì)導(dǎo)致賽車在急轉(zhuǎn)彎時(shí)產(chǎn)生側(cè)向載荷，所以車架應(yīng)承受側(cè)向載荷[4-5]。向心加速度計(jì)算公式

an=? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? （2）

座椅和駕駛員向心力計(jì)算公式

Fn=man? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? （3）

在急轉(zhuǎn)過(guò)程中，施加靜態(tài)載荷的基礎(chǔ)上，前、后、左、右各個(gè)擺臂與減震吊耳的XYZ三個(gè)方向的自由度強(qiáng)制位移都為2mm。分析結(jié)果如圖4、5所示：

由圖可以看出，車架所受的最大形變位移和最大應(yīng)力均位于座椅底部?jī)筛鶛M桿，分別為0.56452mm和111.6Mpa，強(qiáng)度遠(yuǎn)小于車架材料強(qiáng)度要求。

4 剛度分析

4.1 彎曲剛度分析

彎曲剛度是指車架在受到地面或者賽道的反作用力而使車架產(chǎn)生彎曲變形過(guò)程中所能承受的剛度。車架在加靜態(tài)滿載的基礎(chǔ)上，在有限元分析中，左后、右后約束作用點(diǎn)均固定（位移形變量為0mm），左前、右前約束作用點(diǎn)處均取上Z方向2mm的位移形變量。車架簡(jiǎn)化為支梁，彎曲剛度計(jì)算公式為[3]

EI=? ? ? ? ? ? ? ? ? （8）

EI為彎曲剛度;F為施加的垂直力;a為力作用點(diǎn)到前懸架約束處的距離;b為力作用點(diǎn)到后懸架約束處的距離;l為前、后懸架約束的距離;f為底部最大撓曲變形，具體參數(shù)如表3所示：

整車重力260Kg，計(jì)算得抗彎強(qiáng)度為534234.35560.8N.m/（°）。結(jié)果如圖6、7所示：

由圖知，位移形變量發(fā)生在車頭部分和環(huán)滾環(huán)部分，最大為0.54103mm;車架應(yīng)力集中于車架前半部分，最大彎曲剛度為347.14Mpa，均符合要求。

4.2 扭轉(zhuǎn)剛度分析

由于扭轉(zhuǎn)載荷會(huì)引起車架和懸架相關(guān)部件的變形從而影響整車的抓地力和操縱性，根據(jù)大賽要求扭轉(zhuǎn)剛度一般在1000N.m/（°）以上。

扭矩計(jì)算公式[6]

（9）

扭轉(zhuǎn)角計(jì)算公式[6]

（10）

扭轉(zhuǎn)剛度計(jì)算公式[6]

（11）

T：扭矩，θ：扭轉(zhuǎn)角，L：左右前擺臂點(diǎn)的距離，F(xiàn)1、F2為Z軸上的力，1：左前擺臂點(diǎn)位移量，2：右前擺臂點(diǎn)位移量，K：扭轉(zhuǎn)剛度。在ANSYS中施加相應(yīng)的約束和載荷之后，約束反力分別為8281.8N和7997.8N，所以扭矩為5560.8N.m/（°）。在施加以上載荷的同時(shí)，在車架對(duì)角線上下方向施加2mm的強(qiáng)制位移，若強(qiáng)制位移施加在左前、右后擺臂懸架處，則約束固定右前、左后。經(jīng)過(guò)分析結(jié)果如圖8、9所示：

由圖可以看出，車架的多個(gè)部件發(fā)生扭轉(zhuǎn)，最大形變位移0.54249mm，所受的最大應(yīng)力為108.45Mpa遠(yuǎn)小于車架材料強(qiáng)度。

5 模態(tài)分析

模態(tài)態(tài)分析是研究結(jié)構(gòu)動(dòng)力特性的一種方法，既可用來(lái)分析車架自身性能，還利用分析得到的固有頻率和振型直接對(duì)車架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)進(jìn)行評(píng)價(jià)。BSC賽車在比賽過(guò)程中，主要有兩個(gè)激勵(lì)源，路面不平整的激勵(lì)取決于賽道的情況，一般激勵(lì)頻率為1～20Hz[7-8]，車輪不平整引起的激勵(lì)頻率低于11Hz[9-10]。整車在行駛過(guò)程中，常用的激勵(lì)頻率范圍266～367Hz[11]。低階模態(tài)對(duì)系統(tǒng)的振動(dòng)影響比較大，本文提取車架前9階模態(tài)進(jìn)行分析[12]，車架的固有頻率和振型如表4所示：

由表可以看出，車架在前8階發(fā)生彎曲變形，從第9階開(kāi)始發(fā)生彎曲和扭轉(zhuǎn)組合變形。車架在前11階固有頻率0-105.84Hz之間，第11階是的最大固有頻率為105.84Hz沒(méi)有超出常用頻率范圍，故該車架不會(huì)發(fā)生共振現(xiàn)象，滿足要求。

6 結(jié)束語(yǔ)

綜合分析結(jié)果，BSC賽車車架最大應(yīng)力和最大形變位移量集中在座椅下方的橫桿上，因此在加工制造過(guò)程中應(yīng)注意此部分的焊接質(zhì)量。從對(duì)車架前11階進(jìn)行了模態(tài)分析的結(jié)果可以看出車架很好的避開(kāi)了共振現(xiàn)象，因此得出結(jié)論，該賽車的車架結(jié)構(gòu)和性能均滿足要求，賽車具有良好的安全性、穩(wěn)定性、可靠性、操控性、舒適性和行駛平順性。

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