基于有限元分析的FSC賽車車架輕量化設計

徐森，曹曉輝，胡朝磊

（江蘇大學 汽車與交通工程學院，江蘇 鎮江 212013）

前言

輕量化是所有賽車及乘用車追求的目標，根據牛頓第二定律，F= m *a，在相同的牽引力下，質量減輕能獲得更大的加速度，這是評判賽車動力性的三大指標之一。FSC賽事油車車架大多是由 4130鋼管焊接而成的桁架式車架，質量在28kg左右，整車質量在230kg左右，因此車架的輕量化也是整車輕量化重要影響因素。由于賽事規則的限制，各個車隊賽車的車架在外形上都大同小異，因此在設計過程中，會通過對比規則，進行鋼管直徑、壁厚的優化、。利用ANSYS進行剛度、強度分析，對于安全系數較高部分選用較細的鋼管，或修改結構減少材料來達到輕量化目的。

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各零部件和總成在車架上的布置要求，根據 FSC 大賽車架結構規則、汽車人機工程學和賽車總布置的要求對車架進行初步設計[1]，其中依據車架的兩個基本參數，即人機實驗數據以及懸架硬點坐標。

車架的設計需要考慮人機工程學的設計，保證車手擁有良好的坐姿、方向盤與離合拉桿的位置方便車手操作，儀表顯示重要的數據供車手參考[2]，而人機實驗是通過對不同車手的測試來獲得最適合車手的實驗數據，并且各數據均在大賽規則允許范圍之內[3]。根據對車隊六個正式車手進行的人機實驗，綜合得到以下數據：H點380mm、椅背角度59°、坐墊角度24.3°、髖板寬度120mm、方向盤中心高度452mm、方向盤中心 x坐標 665.2mm、方向盤傾角 72.8°、前環高度566mm、主環高度1100mm、主前環間距800mm、踏板位置1337.7mm（其中H點到踏板的距離是957.7mm，規則要求H點到踏板的距離不超過915mm[4]，滿足規則要求）。

懸架硬點坐標由懸架理論設計得到硬點參數（即A臂內點坐標），為了使懸架 A臂的受力盡可能都在車架節點上，降低各個鋼管之間的應力，故決定以懸架硬點為基本參數來設計車架。

圖1 懸架硬點示意圖

根據已有的懸架硬點坐標以及人機實驗數據，在規則的各項限制與要求之下，可以簡單的設計出車架的基本結構，如下圖：

圖2 車架基本結構三維線圖

2 仿真軟件分析優化與校核

將車架基本結構線圖導入ANSYS軟件中進行剛度、強度及模態分析。剛度分析是在保證車架性能的前提下對其進行輕量化優化，之后在通過各工況下的強度分析與模態分析來保證車架的行駛穩定性等。

2.1 車架性能分析優化

車架的性能主要體現在其扭轉剛度上。首先通過車架的扭轉實驗來獲得車架扭轉剛度的真實值，再確定剛度的分析目標。選用本隊2013年的油車車架進行扭轉剛度實驗，獲得的扭轉剛度真實值僅為ANSYS分析所得結果的60%，因此確定了剛度分析的具體數值目標為 2300N*m/deg。通過導入車架基本結構線圖到ANSYS中進行分析，加入管件或修改結構進行優化以達到質量與扭轉剛度的目標。

2.1.1 車架的扭轉剛度分析與剛度計算公式

分析軟件為 ANSYS，分析方法采用的是線性靜力學分析方法，通過約束懸架的后懸硬點，對前懸硬點施加位移命令來獲得支反力，從而根據公式算得扭轉剛度大小。

圖3 扭轉剛度計算力學簡化模型

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

在進行邊界條件的設定時，首先對車架后懸4個硬點進行x、y、z三個方向上的固定，再對前懸2個硬點z方向施加等值反向的1mm強制位移，并且釋放x、y方向的自由度。

2.1.2 優化過程

表1 車架材料屬性

只對于車架基本結構分析后得到反力 294.52N，質量24.843Kg，扭轉剛度為 519.709 N*m/deg，顯然僅有基本結構的車架扭轉剛度并不能滿足設計要求，所以就要在基本結構上添加其他結構以提高車架扭轉剛度。

圖4 車架扭轉分析約束

圖5 車架扭轉分析變形云圖

為了提高扭轉剛度以達到目標，對車架結構進行了以下改變：

1）增加主前環連接支撐，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）增加前懸硬點與前環連接桿，尺寸：20*1；

8）增加尾翼連接處支撐桿來傳遞尾翼連接件傳來的下壓力，以符合規則。

舉例說明優化方式：對于上述第7種改變，考慮下表尺寸。

表2 車架桿件尺寸與車架扭轉剛度變化對比

綜合車架質量、扭轉剛度以及單位質量扭轉剛度的對比，由于剛度數值已達到預期值，為了不增加多余的質量，選擇尺寸20*1的鋼管。

經過優化之后，最終確定的車架形式和桿件參數如下圖所示：

圖6 車架結構介紹與鋼管最終尺寸

車架的扭轉剛度為2468.5N*m/deg，質量為27.659Kg，質量和扭轉剛度均達到設計目標。

圖7 最終車架扭轉分析變形云圖

2.2 車架穩定性分析

車架經過優化之后，扭轉剛度與質量都達到了預期目標，接下來須進行車架各工況下的強度分析與模態分析來保證車架的穩定性，模擬對FSC賽車的整車動力學的操縱穩定性的仿真分析[5]。

2.2.1 強度分析

表3 直線加速工況下，懸架減震器、搖臂吊耳與傳動差速器支架吊耳的受力情況

車架除了考慮扭轉剛度與模態分析之外，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，緊急制動工況，勻速過彎工況[6]）下的強度和形變情況是否滿足設計要求，來保證車架的行駛穩定性。

采用線性靜力學分析方法，通過約束懸架的硬點，加載相應的載荷，來模擬賽車車架在四種不同工況下的復雜受力，通過分析結果中的變形云圖與應力云圖來判斷，從而達到強度校核的目的。

約束方式：前懸4個硬點固定約束，考慮賽車的近似直線運動，后懸硬點y，z方向約束，釋放x方向的自由度。約束命令添加：發動機重力 1200*動載因數 2N；車手質量1400*2N；發動機扭矩48N*m。（此工況模擬的是賽車在運動過程中的受力狀態，故應乘上一個動載因數，在此取動載因數為2。）

圖8 直線加速工況約束情況

在四種不同工況的強度分析中，車架所受最大應力出現在直線加速工況中差速器左下支架的吊耳處，應力達到715.72MPa，計算得到安全系數為1.1，屬于比較不穩定的情況。

后續加工過程中，改換了該部分的鋼管尺寸，并增加的其他結構的支撐，比賽中的情況也體現了車架在各工況下工作的穩定性與安全性。

圖9 直線加速工況應力云圖

2.2.2 模態分析

模態分析是車技動態特性分析的重要部分，通過分析可以獲取結構的模態頻率和模態振型。賽車在賽道上行駛，由于路面不平和發動機的振動會對車架產生激振，如果激振頻率與車技的某一固有頻率相同，就會產生共振現象，可能會影響賽車的機械性能甚至破壞車架結構，為了能夠更真實的了解車架在實際使用過程中的特性，故對車架進行整備質量下的約束模態分析[7]，得到車架的固有頻率和振型，對車架的結構設計提供參考。

約束方式如下，此工況模擬賽車在運動過程中的受力狀態，應乘上一個動載因數，在此取數值為 2。加載：發動機重力1200* 2N；車手質量1400*2N；發動機扭矩48N*m。

圖10 約束模態邊界條件與加載

圖11 車架各階振動頻率

表4 車架6階振動頻率與形式

圖12 車架第四階振動變形云圖

模態分析結果：2017屆賽車采用的是 HONDA CBR600RR發動機，其剛體模態怠速頻率在33HZ左右[8]。賽道的路面激勵頻率不會超過 18Hz，傳動系統和行駛系統的轉動部件的最高工作頻率為 15.36Hz。

自由模態分析結果表明，車架的第1階固有頻率57.275 HZ避開了賽車規定賽道路面激振頻率0～18Hz，高于非簧載質量的固有頻率 6～15Hz以及發動機怠速頻率，各階頻率都避開了發動機常用頻率，避免了共振。

約束模態分析表明，局部振動提前且主要發生在質量集中處，如座艙、發動機安裝處等，前6階最大振幅在座艙底部桿件上，振幅滿足設計要求。從第七階開始的固有頻率都避開了發動機的常用頻率，避免了共振。因此可以說此車架的結構是安全的。

綜合以上分析結果，賽車在各種復雜工況下行駛時，不會產生共振情況從而導致結構大幅度變形的問題，能保證行駛的安全性與穩定性。

3 結論

（1）在剛度分析的的的過程中，對車架上8個不同的部位進行了結構或者鋼管尺寸上的修改，將17賽季賽車車架優化到最優解，分析結果扭轉剛度達到了 2468.5N*m/deg，而且質量僅為27.659Kg，質量和扭轉剛度均達到最初的設計目標。

（2）縱向對比16年油車車架，17年油車車架的單位質量扭轉剛度為 89.248N*m/deg*kg，同比增長 6.0%，而質量方面，與16年車架相比同比降低3.4%。

（3）該研究結果表明，通過使用有限元分析軟件ANSYS對于車架進行的扭轉剛度分析并不斷的結構優化設計，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定性，還降低了車架質量，使車架及賽車的設計更加合理，且更有說服力。