杜海興，陳娟，孔超

（1．天津職業(yè)技術師范大學汽車與交通學院，天津300222；2．天津職業(yè)大學汽車工程系，天津300410）

本田節(jié)能車車架結構強度分析與輕量化設計

杜海興1，陳娟2，孔超1

（1．天津職業(yè)技術師范大學汽車與交通學院，天津300222；2．天津職業(yè)大學汽車工程系，天津300410）

以本田節(jié)能車車架為研究對象，運用CATIA軟件建立車架三維模型，利用有限元分析軟件ANSYSWorkbench對模型進行結構強度分析，根據結果進行車架的輕量化設計，并對設計后的車架進行分析和驗證。結果表明：優(yōu)化后的輕量化設計能夠滿足設計要求。

本田節(jié)能車車架；Workbench；結構強度；輕量化設計

本田節(jié)能大賽以節(jié)能為唯一目標，賽車的輕量化對比賽結果起著至關重要的作用，其中賽車的車架輕量化是賽車實現輕量化的重要一環(huán)。本田節(jié)能賽車車架作為賽車承載構件，其作用是保證駕駛員的安全和為發(fā)動機、傳動裝置等零部件提供安裝位置。賽車在賽道上行駛時，車架在載荷作用下可能產生彎曲和扭轉變形，這些變形會導致車架各部件之間的空間相對位置發(fā)生變化，影響其正常工作。因此，車架在實現輕量化的同時應具有足夠的強度和適當的剛度［1］。本文以天津職業(yè)技術師范大學第二代本田節(jié)能賽車車架為研究對象，利用有限元分析其勻速、加速和轉彎3種工況下的剛度和強度，為節(jié)能賽車車架的輕量化設計提供理論依據［2］。

1　靜力學分析及有限元模型的建立

線性靜力學機構分析用來分析結構在給定靜力載荷作用下的響應性，關注的是結構的位移、應力及應變等參數［3］。物體的動力學通用方程為：式中：［M］為質量矩陣；［C］為阻尼矩陣；［K］為剛度系數矩陣；｛x｝為位移矢量；［F］為力矢量。線性靜力學機構分析中，所有與時間相關的選項都被忽略，于是從式（1）中可得方程為：

在分析中應滿足以下假設條件：矩陣必須連續(xù)，相應材料需滿足線性彈性和小變形理論。矩陣為靜力載荷，整體的有限元方程求解后，即可得到各節(jié)點的位移方程，從而求出各節(jié)點位移及應力情況［2，4］。

1.1車架建模

設計車架時，首先考慮車架所承受的載荷，同時還要考慮發(fā)動機的安裝位置、轉向系統(tǒng)零部件的空間布置以及駕駛員的操作空間等因素。當處于負載輕且行駛路況較好，邊梁式車架不僅可以節(jié)約大量空間，而且承受變形時，縱梁和橫梁共同作用，避免應力集中。因此，本田節(jié)能賽車的車架采用類似邊梁式整體結構。為合理確定車架各部分比例，用PPR管制作了1∶1的車架模型，依據車架模型用CATIA軟件建立車架三維模型，如圖1所示，車架各確定部分采用焊接鏈接。

圖1　車架三維模型

1.2選定材料

本田節(jié)能車車架的選材應滿足加工方便、強度高、密度小、價格便宜等基本要求，因此采用壁厚2.5 mm、帶加強筋的鋁合金方管，截面輪廓尺寸為20×50 mm的鋁合金作為車架材料。

1.3車架三維有限元模型的建立

車架三維有限元模型的建立包括模型導入、添加材料信息和網格劃分。采用CATIA軟件輸出格式為*.igs格式車架模型，并導入ANSYSworkbench。

本田節(jié)能賽車車架材料為6063鋁合金，其參數為：彈性模量6900MP，泊松比0.33，屈服強度280MPa。

節(jié)能車架采用ANSYSWorkbench軟件Mesh模塊中的Generate Mesh功能自動劃分網格［5］，共劃分節(jié)點61 319個、單元20 805個，網格化車架如圖2所示。

圖2　車架網格模型

2　約束處理與載荷分析

對本田節(jié)能車而言，比賽過程中會出現加速、勻速、轉彎等工況。因此，對車架的勻速行駛、加速行駛、轉彎3種工況下車架的強度和剛度進行分析。由于賽道比較平整，賽車在行駛過程中不會出現強烈顛簸，故不對車輛的扭轉變形進行分析。約束處理與載荷分布如圖3所示。

圖3　約束處理與載荷分布

2.1勻速行駛工況分析

賽車在勻速行駛中，車架承受來自自身質量、駕駛員質量、發(fā)動機質量等載荷。設駕駛員質量為45 kg，發(fā)動機總成為15 kg，則

式中：F1為駕駛員引起的外部載荷；F2為發(fā)動機及附件引起的外部載荷；m1為駕駛員質量；m2為發(fā)動機及附件質量；g為重力加速度。

以上各種力的和作為均布力施加在相應承受桿上，車架重量通過Standard Earth Gravity施加，結合實際工況模擬施加位移約束，計算車架在滿載工況下各點的應力和車架變形情況。各點的應力云圖如圖4所示，車架的變形量如圖5所示。

圖4　各點應力云圖

從圖4可以看出，車架受力均衡，應力的最大區(qū)域位于車架中部即駕駛員后方，最大應力為28.181MPa。車架材料為鋁合金6063，屈服強度為280 MPa。根據經驗，車架設計安全系數為1.5，計算得出車架的應力遠小于材料的許用力；車架的最大變形量為0.24mm，遠小于車架允許的變形量。

圖5　車架的變形量

2.2加速工況分析

賽車在加速行駛中，車架承受來自自身質量、駕駛員質量、發(fā)動機質量等產生的慣性力。設駕駛員質量為45 kg，發(fā)動機總成為15 kg，并對上一代節(jié)能賽車進行測試，得出最大加速度為7 m/s2，通過計算得出自身質量、駕駛員質量及發(fā)動機質量產生的慣性力為：

式中：F11為駕駛員引起的慣性力；F21為發(fā)動機及附件的慣性力；m1為駕駛員質量；m2為發(fā)動機及附件質量；a為賽車的加速度。

以上各種力的和作為均布力施加在相應承受桿上。車架重量的慣性力通過Acceleration施加，結合實際工況模擬施加位移約束，計算車架在加速工況下各點的應力和車架變形情況。各點的應力云圖如圖6所示，車架的變形量如圖7所示。

圖6　各點應力云圖

從圖6可以看出，車架受力比較均衡沒有大的應力集中，應力的最大區(qū)域位于車架中部即駕駛員后方，最大應力為28.181 MPa。車架的最大變形量和最大應力與勻速行駛的工況接近，故可以得出加速工況對車架的剛度和強度影響較小。車架材料的屈服強度為280 MPa。根據經驗，車架設計安全系數為1.5，計算得出車架的應力遠小于材料的許用力；車架的最大變形量為0.24 mm，遠小于車架允許的變形量。

圖7　車架的變形量

2.3轉彎工況分析

賽車在轉彎時，車架承受來自自身質量、駕駛員質量、發(fā)動機質量等產生的離心力。設駕駛員質量為45 kg，發(fā)動機總成為15 kg，賽道的最小轉彎半徑為10 m。通過對駕駛技巧的研究發(fā)現，轉彎時時速控制在25～30 km/h比較合理，計算得出節(jié)能賽車的最大加速度為6.9 m/s2。通過計算得出自身質量、駕駛員質量及發(fā)動機質量產生的慣性力為：

式中：F31為發(fā)動機及駕駛員質量引起的離心力；m3為發(fā)動機和附件以及駕駛員的質量；a1為賽車的向心加速度。

以上各種力的和作為均布力施加在相應承受桿上（以左轉彎為例），車架重量的離心力通過Acceleration施加，結合實際工況模擬施加位移約束，計算車架在轉彎工況下各點的應力和車架變形情況。各點的應力云圖如圖8所示，車架的變形量如圖9所示。

圖8　轉彎工況各點應力云圖

從圖8可以看出，車架應力主要集中在4～8 MPa之間，應力的最大區(qū)域位于車架中部即駕駛員后方，最大應力為75.021 MPa。車架材料的屈服強度為280 MPa。根據經驗，車架設計安全系數為1.5，計算得出車架的應力遠小于材料的許用力；車架的最大變形量為0.9 mm，遠小于車架允許的變形量。

圖9　轉彎工況車架的變形量

分析可知，賽車在勻速、加速和轉彎工況下，車架的最大應力都遠小于材料的許用應力。賽車車架設計要求是在滿足結構強度和剛度的前提下，盡量減輕賽車車架的重量。從3種工況的分析結果來看，車架設計所用材料較多，會造成賽車動力性及燃油經濟性的下降，因此有必要對該車架進行強度及質量方面的優(yōu)化設計［6］。

3　車架優(yōu)化分析

常用賽車輕量化設計的途徑主要有2個：一是換用密度小、強度高的新型材料，二是對賽車進行結構優(yōu)化。由于新型材料價格昂貴，考慮到賽車制造成本，選擇對賽車進行結構優(yōu)化。采取2種方法進行賽車質量優(yōu)化：一是去除賽車中4個受力較小的支撐梁，如圖10所示；二是減小車架鋁合金方管的壁厚，把原2.5 mm壁厚的方管更改為1.8 mm。

圖10　去除的橫梁

3.1優(yōu)化后勻速工況分析

改進后的本田節(jié)能車架在勻速行駛工況下的應力云圖如圖11所示。由圖11可看出，車架的最大應力增至121.74 MPa，最大應力集中在車架中部。車架的變形量如圖12所示。車架的最大變形量增至1 mm，最大變形量的位置出現在駕駛員位置處。

圖11　優(yōu)化后勻速工況應力云圖

圖12　優(yōu)化后勻速工況車架的變形量

3.2優(yōu)化后加速工況分析

改進后的本田節(jié)能車架在加速行駛工況下的應力云圖如圖13所示。由圖13可以看出，車架的最大應力增至121.48 MPa，最大應力集中在車架中部。車架的變形量如圖14所示，車架的最大變形量增至1 mm，最大變形量的位置出現在駕駛員位置處。

圖13　優(yōu)化后加速工況應力云圖

圖14　優(yōu)化后加速工況車架的變形量

3.3優(yōu)化后轉彎工況分析

改進后的本田節(jié)能車架在轉彎行駛工況下的應力云圖如圖15所示（以左轉彎為例）。由圖15可以看出，車架的最大應力增至121.48 MPa，最大應力集中在車架中部。車架的變形量如圖16所示，車架的最大變形量增至1.7 mm，最大變形量的位置出現在駕駛員位置處。

圖15　優(yōu)化后轉彎工況各點應力云圖

圖16　優(yōu)化后轉彎工況車架的變形量

綜上所述，3種工況下賽車的最大變形量為1.72 mm，車架的最大應力為121.74 MPa，由此可知優(yōu)化后的賽車滿足結構強度要求。盡管該應力值仍小于其許用應力，但考慮到賽車實際行駛過程中的沖擊載荷及疲勞等情況［6］，認為優(yōu)化方案可行。

4　結束語

本文以天津職業(yè)技術師范大學第二代節(jié)能車賽車架為研究對象，利用CATIA軟件建立車架三維模型，利用ANSYS Workbench軟件進行有限元分析。分析結果顯示，原設計變形量和應力值均遠小于許用值，因此對車架進行優(yōu)化設計。經過優(yōu)化，車架的重量由7.38 kg降至5.21 kg，比之前減輕了29%；車架的最大變形轉彎工況為1.7 mm，符合設計要求；車架材料的屈服強度為280 MPa，而車架的最大應力為121.74 MPa，出現在勻速行駛工況下，遠小于材料的屈服強度，研究表明優(yōu)化后的節(jié)能車車架完全能夠滿足比賽要求。

［1］張蕾，王偉.基于有限元法的自卸車車架分析［J］.公路與汽運，2011（3）：12-14.

［2］浦廣益.ANSYS Workbench 12基礎教程與實例詳解［M］.北京：中國水利水電出版社，2010.

［3］張恩慧.微型客車白車身有限元建模及靜動態(tài)特性分析［D］.包頭：內蒙古科技大學，2011.

［4］神會存，汪友剛.基于Workbench的電動三輪車懸掛系統(tǒng)板簧強度的分析［J］.中原工學院學報，2012（1）：17-22.

［5］李兵，何正嘉，陳雪峰.ANSYS Workbench設計、仿真與優(yōu)化［M］.北京：清華大學出版社，2008.

［6］姜紹忠，閻文兵，張希通.混合動力助力車車架結構強度分析及輕量化設計［J］.天津職業(yè)技術師范大學學報，2011，21（1）：45-47.

Design of light weight of HONDA ENERGY VEHICLE frame

DU Hai-xing1，CHEN Juan2，KONG Chao1
（1.School of Automobile and Transportation，Tianjin University of Technology and Education，Tianjin 300222，China；2.Automobile Enginering Department，Tianjin Vocational Institute，Tianjin 300410，China）

With the HONDA ENERGY VEHICLE research as the research object，CATIA software is used to establish the three-dimensional model of the frame and the finite element analysis software ANSYS Workbench is used to analyze the structural strength of the model.The design of the frame is analyzed，and the feasibility of the lightweight design is verified. Key words：HONDA ENERGY VEHICLE frame；Workbench；structural strength；light weight design

U463.32

A

2095－0926（2016）03－0005－05

2016-07-01

天津職業(yè)技術師范大學科研發(fā)展基金項目（KJ10-17）.

杜海興（1987—），男，助理實驗師，研究方向為車輛工程.