杜燦誼，秦太興，梁宇文，朱寶釵，汪恒博，麥興業(yè)

（廣東技術(shù)師范學(xué)院汽車學(xué)院，廣東 廣州 510635）

節(jié)能賽車的車架設(shè)計與分析

杜燦誼，秦太興，梁宇文，朱寶釵，汪恒博，麥興業(yè)

（廣東技術(shù)師范學(xué)院汽車學(xué)院，廣東 廣州 510635）

對中國Honda節(jié)能競技大賽賽車的車架及車身進(jìn)行設(shè)計分析。先利用CAD軟件Solidworks建立車架的三維模型，并將其導(dǎo)入ANSYS進(jìn)行彎曲、轉(zhuǎn)彎及扭轉(zhuǎn)三種工況下的靜應(yīng)力分析，以校核其剛度及強度要求。然后，對車架進(jìn)行了模態(tài)分析，獲得其各階次振動固有頻率，從而分析車架在路面和發(fā)動機的激勵下會否產(chǎn)生共振，為節(jié)能車的設(shè)計及制造提供理論依據(jù)。

節(jié)能賽車；ANSYS；車架；靜應(yīng)力分析；模態(tài)分析

CLC NO.:U462.1 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)13-12-04

車架作為節(jié)能車的裝配基體，以車架為基礎(chǔ)將節(jié)能車的發(fā)動機、傳動部件、制動系、轉(zhuǎn)向器以及相關(guān)的電子及電氣系統(tǒng)等各部分安裝在車架上，形成了一個整體的節(jié)能車底盤。節(jié)能車在不同工況行駛時，所受到的作用力最終會作用于車架上，因此，對車架強度與剛度要求高。然而，車架是一個結(jié)構(gòu)較復(fù)雜和不規(guī)則的部件，采用傳統(tǒng)的力學(xué)方法難以計算其強度、剛度及自振頻率，因而利用軟件進(jìn)行仿真分析，對參賽節(jié)能車的車架進(jìn)行設(shè)計，為車架優(yōu)化及制作提供理論依據(jù)。

1 車架的人機工程設(shè)計

圖1 人機模擬裝配圖

車架主要劃分為駕駛艙和發(fā)動機艙兩大部分，在滿足大賽規(guī)則要求的前提下，車架設(shè)計應(yīng)體現(xiàn)人機協(xié)調(diào)，操作方便、舒適，適應(yīng)人的各種生理和心理要求；合理地安排賽車駕駛艙的空間布置，使整輛賽車緊湊而高效；整車設(shè)計應(yīng)盡量小型化與輕量化；為了降低整車高度，減少風(fēng)阻，駕駛員駕駛姿勢為斜躺著[1]。另外，駕駛艙空間主要根據(jù)駕駛員身高（155cm左右）來確定。綜上所述，節(jié)能車各主要部件安裝如下圖1所示。

初步制定車架結(jié)構(gòu)如圖2所示，車架總長2030mm，寬390mm，高406mm，相應(yīng)梁規(guī)格如表1所示：

圖2 車架結(jié)構(gòu)圖

表1 車架各梁規(guī)格

2 基于ANSYS的車架靜應(yīng)力分析

由于本設(shè)計節(jié)能車為競技車輛的特殊性，路況單一且路面質(zhì)量良好，因此在分析過程中忽略動載工況，僅對靜載工況進(jìn)行一定的剛度和強度分析。在整個比賽過程中，賽道設(shè)置有一段714m的直線賽道、5處左轉(zhuǎn)彎和8處右轉(zhuǎn)彎以及在轉(zhuǎn)彎路段還設(shè)有上下坡，其中有一處是連續(xù)轉(zhuǎn)彎路段。具體賽道線路指示圖如圖3所示。

圖4 賽道線路指示圖

根據(jù)賽車實際行駛狀況，對車架進(jìn)行三種靜載荷工況下的靜應(yīng)力結(jié)構(gòu)分析，分別為彎曲、轉(zhuǎn)彎和扭轉(zhuǎn)工況[2]。求得各種工況下的最大應(yīng)力及變形，以便校核車架強度以及剛度是否符合要求。根據(jù)材料力學(xué)知識，可知：

式子（1）中，[σ]為材料的許用應(yīng)力；σs為材料的屈服強度，車架焊接材料選用6061鋁合金，根據(jù)查閱資料可知，其具有焊接特點好、韌性高及加工后不易變形等優(yōu)點，屈服強度為228MPa；n為安全系數(shù)，根據(jù)節(jié)能車比賽時的實際情況，取安全系數(shù)n=1.5，則鋁合金許用應(yīng)力：

根據(jù)式（2），計算出的車架所受最大等效應(yīng)力σmax應(yīng)小于152MPa，否則說明車架強度不足，就有可能發(fā)生強度破壞。另外，為保證整車操縱性能及穩(wěn)定性，應(yīng)避免發(fā)生大的變形，即車架應(yīng)具有一定的剛度。

2.1 彎曲工況靜應(yīng)力分析

通過Solidworks軟件創(chuàng)建車架的CAD模型，并將其導(dǎo)入到ANSYS分析軟件中[3]，賦予其相關(guān)參數(shù)，然后進(jìn)行網(wǎng)格劃分，劃分結(jié)果如下圖4所示。

圖4 車架網(wǎng)格劃分圖

網(wǎng)格劃分完后，開始對車架施加載荷，包括廣義的力和約束邊界條件，在結(jié)構(gòu)分析中，載荷包括力、壓力、彎矩、重力、位移和溫度等[4]。然后要正確添加約束和負(fù)載，首先應(yīng)了解整車的裝配關(guān)系及各總成布置。參照圖1所示，前輪通過轉(zhuǎn)向節(jié)，并使用兩個關(guān)節(jié)軸承安裝于車架前部；后輪則使用兩個軸承座安裝于車架后端。前后輪的連接皆為剛性連接，為簡化模型，現(xiàn)把前輪和后輪也看作剛體，則在賽車行駛時車輪所受到路面激勵，可以看作是直接作用到車架上。根據(jù)以上分析，現(xiàn)確定車架的約束主要為車輪安裝孔處的局部約束。

彎曲工況模擬的是賽車在良好路面上靜止或者勻速直線行駛的狀態(tài)，即設(shè)置前后車輪安裝孔處的Y軸與Z軸為剛性約束，約束X軸方向上的轉(zhuǎn)動自由度，釋放X軸方向上的平移自由度。根據(jù)圖1，可得知車架的主要載荷包括車手（45kg）、發(fā)動機（15kg）以及車架自重（3.6kg）。車手、發(fā)動機重量以局部均布載荷的形式施加于梁的面上，同樣，車架的自重也以均布載荷的形式施加。具體分布情況如圖5所示。

圖5 彎曲工況下車架約束及載荷分布圖

約束及載荷施加后，便開始對車架進(jìn)行分析求解，得到其等效應(yīng)力云圖如圖6所示。

從求解結(jié)果可以看出，車架的主要變形位于發(fā)動機和前端放腳部位，最大變形出現(xiàn)在縱梁2，位移值為4.05mm。主要原因在于縱梁2過長，在車手腳部壓力作用下，在與橫梁5的連接面上產(chǎn)生很大的力矩，導(dǎo)致其產(chǎn)生向下的扭曲變形。

圖6 彎曲工況下車架等效應(yīng)力云圖

車架上超過20MPa的應(yīng)力值主要集中在座椅、發(fā)動機及后輪安裝梁位置，最大應(yīng)力為39.116MPa，出現(xiàn)在加強梁3、4與橫梁5連接處。σmax遠(yuǎn)小于許用應(yīng)力[σ]?？膳袛?，在彎曲工況下，車架強度滿足要求。

2.2 轉(zhuǎn)彎工況靜應(yīng)力分析

對車架進(jìn)行轉(zhuǎn)彎工況模擬則是對應(yīng)著賽道的轉(zhuǎn)彎路段，出于減少油耗的考慮，本賽車制定的策略是在整圈賽道點火三到四次，拐彎前的直線路段會有一次點火加速，然后滑行切外線減速出彎。比賽時本賽車在714米直線賽道的速度可達(dá)40km/h，然而實際入彎前的速度并沒有到達(dá)該速度，而賽道最小轉(zhuǎn)彎半徑為10m，在轉(zhuǎn)彎時會受到較大離心力的作用。因此，需要對賽車在最高速度情況下的轉(zhuǎn)彎工況進(jìn)行校核，已驗證車架強度是否滿足最高設(shè)計要求。轉(zhuǎn)彎時車架會因為離心力而承受橫向載荷，最大向心加速度如下式3所示：

分析時，模擬賽車以最大速度向左轉(zhuǎn)過最小彎道工況，在彎曲工況邊界條件上，在車架上多施加12.3m/s2的向心加速度。由離心力公式F=ma，求得每個作用力合力，具體分布情況如圖7所示。

圖7 轉(zhuǎn)彎工況載荷分布圖

約束及載荷施加完畢，便開始對車架進(jìn)行分析求解，得到其等效位移云圖和應(yīng)力云圖如圖8和圖9所示。

圖8 轉(zhuǎn)彎工況下車架等效位移云圖（變形結(jié)果放大10倍）

圖9 轉(zhuǎn)彎工況下車架等效應(yīng)力云圖

從求解結(jié)果可知，車架主要變形位于座椅背靠部（梁14、 15）和前部（梁2），最大位移為4.95mm。梁2的變形原因與彎曲工況一樣；座椅處的變形原因在于背靠部較高，在離心力作用下，駕駛員重心向右側(cè)偏移，使右側(cè)靠梁受到的載荷大于其它部位。車架上超過20MPa應(yīng)力值主要集中在發(fā)動機、座椅還有后輪部位，最大應(yīng)力為63.093MPa，出現(xiàn)在加強梁9與縱梁12連接處，主要原因是車架發(fā)生扭轉(zhuǎn)，導(dǎo)致該處產(chǎn)生較大力矩，σmax遠(yuǎn)小于許用應(yīng)力[σ]?？膳袛啵谵D(zhuǎn)彎工況下，車架強度滿足要求。

2.3 扭轉(zhuǎn)工況靜應(yīng)力分析

由于賽道的轉(zhuǎn)彎路段前后會有一段的上下斜坡，路面較為不平整。本賽車采用的是三輪布置，當(dāng)賽車在轉(zhuǎn)彎斜面行駛時，兩前輪不在同一平面會使車架發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形的情況。車架所采用的是空腹矩形截面梁，薄壁桿件抗扭能力較差，而車架結(jié)構(gòu)的抗扭能力對賽車的性能發(fā)揮影響較大，因此，有必要對車架的扭轉(zhuǎn)工況進(jìn)行分析。分析時，設(shè)置后輪及左前輪安裝孔處的Y軸、Z軸為剛性約束，釋放X軸方向的自由度，并釋放右前輪安裝孔處的全部自由度。載荷分布情況與彎曲工況下一致。具體分布情況如圖10所示。

圖10 扭轉(zhuǎn)工況下載荷分布圖

約束及載荷施加完畢后對車架進(jìn)行分析求解，得到其等效位移云圖如圖11所示。

圖11 扭轉(zhuǎn)工況下等效位移云圖（變形放大20倍）

從求解結(jié)果可知，車架主要變形位于座椅右側(cè)及前部，最大變形量位于車架最前端，位移為5.52mm。車架最大應(yīng)力出現(xiàn)在右前輪安裝下部（梁5與梁12相接面），最大應(yīng)力為49.845MPa，遠(yuǎn)小于6061鋁合金的屈服極限（228MPa）?？膳袛啵まD(zhuǎn)工況下，車架強度滿足要求。

綜上分析，可知車架在扭轉(zhuǎn)工況下具有最大變形量，位移為5.52mm，屬于小變形狀況，且由于出現(xiàn)在縱梁2上，故對整車性能影響不大。在轉(zhuǎn)彎工況下，產(chǎn)生最大應(yīng)力，應(yīng)力值為63.093MPa，遠(yuǎn)小于車架材料的許用應(yīng)力152MPa?？傻贸鼋Y(jié)論，車架剛度與強度均滿足要求。

3 基于ANSYS的車架模態(tài)分析

節(jié)能車在行駛時，車架會受到來自路面和發(fā)動機等激勵而產(chǎn)生振動，導(dǎo)致車架發(fā)生彎曲、扭轉(zhuǎn)或彎扭組合變形。若車架上存在不合理結(jié)構(gòu)，就有可能造成部件產(chǎn)生疲勞破壞，甚至斷裂，縮短其使用壽命。隨著計算機數(shù)據(jù)模擬技術(shù)的發(fā)展，通過模態(tài)分析手段，獲得車架固有振動特性，可快速高效地解決上述問題[5]。

3.1 車架自由模態(tài)分析過程

模態(tài)分析可分為自由模態(tài)分析和約束模態(tài)分析。若按照實際邊界條件給車架添加約束，即進(jìn)行約束模態(tài)分析，由于邊界條件復(fù)雜，不但難于確定，還有可能會造成病態(tài)矩陣，致使計算結(jié)果失真；若進(jìn)行自由模態(tài)分析，可以簡化求解過程，計算可靠度較高，還可以獲得與約束相應(yīng)的模態(tài)參數(shù)，盡管固有頻率會低一些，但對分析結(jié)果影響不大。因此，本文只通過自由模態(tài)分析的方法提取車架模態(tài)參數(shù)。

車架是一個具有無限自由度的彈性體，其固有頻率也就有無限多個[6]，但通常低階振動影響較大，所以在實際分析中只求取其前十二階的固有頻率和振型。根據(jù)計算結(jié)果可知，車架前六階模態(tài)頻率等于或接近于零，可確定為剛體模態(tài)，不發(fā)生彎曲或扭轉(zhuǎn)變形，只有3個平移和3個轉(zhuǎn)動的運動，故忽略前六階模態(tài)，只考慮第七階到第十二階模態(tài)及振型，如下表2和圖12所示。

表2 車架第七至第十二階模態(tài)列表

圖12 車架自由模態(tài)振型圖

3.2 計算結(jié)果分析

（1）共振分析

賽車在行駛時所受到的外部激振源一般包括兩個：一個是由于路面不平度所造成的車輪不平衡激振，這部分激勵頻率多集中在1～10 Hz之間；另一個則是發(fā)動機運轉(zhuǎn)時，做功沖程燃燒爆發(fā)壓力和活塞往復(fù)運動慣性力引起的簡諧激勵[7]。發(fā)動機激振頻率計算公式如下：

其中，f為發(fā)動機頻率；i為發(fā)動機缸數(shù)；n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速；τ為沖程。

比賽所用的發(fā)動機為本田摩托車 WH125-6 發(fā)動機（WH1152FMI），該發(fā)動機為單缸四沖程發(fā)動機，局部結(jié)構(gòu)改裝后，工作時怠速轉(zhuǎn)速為800～900r/min，相應(yīng)激振頻率范圍6.5～8.2Hz；正常行駛時轉(zhuǎn)速則多數(shù)在2000～3000 r/min之間，相應(yīng)激振頻率范圍為16～25Hz。

當(dāng)上述激勵的頻率與車架的某階自然頻率相接近時，就會使車架振幅顯著增大，即出現(xiàn)共振。共振現(xiàn)象會引起車架上某些部位產(chǎn)生很大的變形和動應(yīng)力，從而加速了車架的疲勞程度，縮短其使用壽命。根據(jù)分析，可知車架固有頻率遠(yuǎn)大于路面及發(fā)動機怠速運轉(zhuǎn)時的激振頻率，略大于通常轉(zhuǎn)速下的激振頻率。雖然發(fā)動機的激振頻率范圍較寬，還會在其它頻率下出現(xiàn)共振，但此狀況下的共振屬于高頻振動，對車架結(jié)構(gòu)的影響有限，基本不會發(fā)生疲勞破壞。因此，車架結(jié)構(gòu)滿足動態(tài)特性要求。

（2）振型分析

車架的彎曲及扭轉(zhuǎn)振動是其結(jié)構(gòu)動態(tài)特性的主要表現(xiàn)形式，同時，由于扭轉(zhuǎn)振動對車架強度的影響最大，所以要提高車架的扭轉(zhuǎn)剛度[8]。綜合車架的各階振型，可以看出車架前部縱梁、后輪安裝梁及橫梁8處有較大變形，因此要注意保證焊接質(zhì)量，以保證車架的整體強度。根據(jù)車架振型，還可以找出最大振幅位置，從而在確定各零部件的安裝位置時盡量避開。另外，在獲得車架的固有頻率后，在改裝發(fā)動機和安裝其它機構(gòu)時，避免與車架振動頻率相同而產(chǎn)生共振。

4 結(jié)語

利用solidworks軟件進(jìn)行整車建模，并模擬裝配，確定了節(jié)能賽車的整體設(shè)計方案；通過solidworks軟件與ANSYS的綜合應(yīng)用，對車架進(jìn)行了有限元仿真分析和模態(tài)分析，結(jié)果表明，該車架的結(jié)構(gòu)是符合要求的，為節(jié)能賽車的進(jìn)一步設(shè)計與制作提供了理論依據(jù)。

[1] 黃建兵.人機工程學(xué)在工程機械駕駛室布置設(shè)計的應(yīng)用研究[D].長春∶吉林大學(xué),2004.

[2] 吳魯寧,魯植雄,楊會亮等.基于ANASYS Workbench的本田節(jié)能車車架優(yōu)化設(shè)計[J].農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程, 2014,52(2)∶14-17.

[3] 巢凱年.用ANSYS有限元軟件計算客車骨架強度[J].四川工業(yè)學(xué)院學(xué)報,2001,(1)：23-25.

[4] 趙巖.節(jié)能競技車的研發(fā)與技術(shù)研究[D] .西安：長安大學(xué)，2009.

[5] 李軍營,鄧濤.基于CATIA與ANSYS的節(jié)能車車架模態(tài)分析[J].農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程, 2015,53(10)∶1-4.

[6] 鐘佩思,趙丹,孫雪顏,魏群.基于ANSYS的汽車車架的建模與模態(tài)分析[J].機械設(shè)計與制造2008,(6)：52-53.

[7] 杜燦誼.基于建模仿真與振動分析的發(fā)動機故障診斷方法研究[D].廣州：華南理工大學(xué)，2013.

[8] Choi W S, Park G J.Structural optimization using equivalent static loads at all time intervals[J].Computer Methods in Applied Mechanics and Engineering,2002,191(19-20)∶2105-2122.

Design and analysis of the energy saving racing car-frame

Du Canyi, Qin Taixing, Liang Yuwen, Zhu Baochai, Wang Hengbo, Mai Xingye
( School of Automotive Engineering, GuangDong Polytechnic Normal University, Guangdong GuangZhou 510635 )

To design and analyze the racing car-frame of the China Honda energy saving competition. Firstly, use the CAD software Solidworks to establish the 3D model of the car-frame and lead it to ANSYS to make the static stress analysis under the situation about bending, turning and reversing in order to checking the requirement of its stiffness and strength.And then make a model analysis of the frame to obtain the fixed frequency of each vibration stage to analyze whether the frame will resonate with the excitation of the road surface and the engine and provide the theoretical basis of the design and manufacture of the energy saving racing car.

energy saving racing car; ANSYS; car-frame; static stress analysis; model analysis

U462.1

A

1671-7988 (2017)13-12-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.13.004

杜燦誼（1980-），男，博士，副教授。就職于廣東技術(shù)師范學(xué)院汽車學(xué)院。研究方向：汽車設(shè)計、汽車檢測與故障診斷技術(shù)。曾多次指導(dǎo)學(xué)生參加中國Honda節(jié)能車競技大賽獲獎。項目資助：廣東省高等學(xué)校優(yōu)秀青年教師培養(yǎng)計劃資助項目(Yq2014110)，廣東高校青年創(chuàng)新人才類項目(2014KQNCX176)。