巴哈賽車鋼管式車架優化設計分析

艾天樂 黎奉常 陳諾

摘要：為防止巴哈賽車鋼管式車架在運動過程中其會因設計缺陷而在通過崎嶇路段時出現損壞，故而對其進行12階模態分析來觀察巴哈賽車鋼管式車架在崎嶇路段的振動應力應變情況以及振動受力分析來模擬車架在轉彎以及制動時的受力特點并針對性的進行優化便顯得尤為重要。本文通過對ANSYS仿真數據的分析進而驗證車架的使用妥當性并最終優化整車結構，再結合實際的比賽條件與地形特點進行具有導向性的設計，使得整車更加輕便且穩固，與各部件能夠協調統一。

關鍵詞：鋼管式車架;ANSYS;有限元分析;12階模態分析;振動分析

0? 引言

巴哈賽車是一種適應各種地形的簡易賽車，在比賽的過程中會遇到不同的路障對車架產生沖擊。嚴重時會導致鋼管式車架的扭曲甚至折斷。本文通過對設計的車架進行優化分析，可以充分的減少一些設計缺陷導致的易損點。

通過本次分析，可以得到巴哈賽車鋼管式車架在不同運動過程中的振動頻率以及變形程度。根據結果對車架進行優化，保證車架的結構的合理性，從而確保車架在不影響賽車性能的前提下達到更加穩定的結構。

1? 建立車架模型

根據《2018中國汽車工程學會巴哈大賽競賽規則》，在catia軟件中建立所需要的車架模型，主構的鋼管外徑為31.75mm，次構的鋼管外徑為12.7mm，并且防滾架的兩個支撐點之間的長度不得超過1016mm，彎曲兩邊的切線延長線的夾角不得超過30°，支撐點之間的管件長度不得超過711mm。防滾環在座椅上方的至少為736mm。同時側防撞機構應在最地面上方203mm至356mm之間。

2? 實例分析

在武漢理工2019年的汽車工程學會全國巴哈賽車比賽中，武漢理工巴哈賽車車隊設計的鋼管式賽車在通過崎嶇的比賽路段時，由于受力不均衡，使得應力在汽車尾部集中，從而使得巴哈賽車尾部出現了鋼管的多處裂痕，后期分析表明在尾部增加了兩根鋼管之后，明顯地提高了其抗震動的能力。同時也沒有過于提高車輛的整體重量。在安裝碳纖維板以及吊耳的時候，也并沒有出現阻擋。在前往長白山站的比賽中，由于車架尾部增加了一些固定約束之后，叢林越野賽的時候沒有出現此類問題。

3? 建立車架ANSYS有限元模型

將catia軟件中的模型（不考慮對車架影響較小的非連接性螺栓以及吊耳）導入到ANSYS WORKBENCH軟件的Modal模塊開始模態分析，并導入到Static Structural模塊中對其進行振動分析。

設置正確的參數：4130鋼管;

抗拉強度 σb（MPa）：≥930（95）;

屈服強度 σs（MPa）：≥785（80）;

伸長率 δ5（%）：≥12;

斷面收縮率 ψ（%）：≥50;

沖擊功 Akv（J）：≥63;

沖擊韌性值 αkv（J/cm2）：≥78（8）;

硬度：≤229HB;

試樣尺寸：試樣毛坯尺寸為25mm;

熱處理規范：淬火880℃。

4? 車架靜力學分析

4.1 車架變形彎曲

巴哈賽車在裝配完全之后，由于需要坐入車手以及裝配各種零件，會發生略微的變形。且在運動受力的過程中也會因為受到沖擊而產生形變。通過在車架固定硬點，并對其施加不同方向的力來模擬實際運動過程中巴哈賽車車架受力情況以及形變情況。

載荷：①保存車架的材料密度后，在線路上按Z軸方向加載9.8N/kg的重力加速度;②巴哈賽車的座椅需要機械固定在巴哈賽車車架底部的鋼管上，桿件與座椅以及其接觸部分一同支撐起車手和座椅的總質量，質量以70kg計;③發動機及變速器等固定在后部支撐桿上，質量以50kg計，乘以動載荷系數3.4，平分到兩根桿，每根添加z軸負方向850N;④其他各部件均采用均布載荷的方式進行載荷施加。

約束：需要對車架的硬點進行Z軸方向的約束，并且對前端的懸架上面的硬點進行X方向的約束，最后將右邊側方向的懸架上面的硬點的Y方向進行自由度的約束。通過以上的約束可以使得此車架在ANSYS WORKBENCH中進行約束時不會發生橫向的位移導致車輛整體變形。（懸架硬點位置如圖1所示）

從圖2可以看出，車架的防滾架以及車尾支撐構架處發生的變形最大。從圖3可以看出，最大應力在防滾環附近，最大應力值為121.357MPa，遠小于 4130 鋼屈服極限 785MPa。且最小安全系數3.5346，大于2，所以車架在此工況是安全的。

4.2 制動轉彎

巴哈賽車在比賽的過程中需要躲避路障或轉彎，為了能夠更加順暢地通過這些障礙，賽車需要減速，此時會受到一個與運動方向相反的力和離心力，通過對賽車增加一個側向的加速度，重力加速度以及向后的加速度來模擬賽車的運動過程。

載荷：①當賽車向左轉彎并且減速的時候，需要對車架施加一個X軸負方向的加速度以及一個沿著Y軸正方向的加速度來滿足車架的受力條件，此時我們可以設定此時的加速的為1.5倍的重力加速度。同時還需要添加一個重力加速度，數值大小為9.8N/kg;②座椅桿的力分為兩部分，一為z軸負方向，大小650N，二為沿x軸負方向，大小為650*1.5=975N;③其他部分受力與座椅類似。

約束：約束全部懸架硬點的平移自由度。

從分析結果可以看出，座椅支撐桿以及發動機支撐桿有彎曲的趨勢，最大變形桿件是后艙左側支撐桿，最大變形量為0.91105mm。由分析結果，座椅的支撐桿以及車尾支撐部分受力變形最大，最大應力發生在座椅的支撐處，最大應力值為151.34Mpa，小于 4130 鋼屈服極限 785Mpa。但是最小安全系數為1.6451，處于座椅支撐桿，故車架在此工況時存在危險。

4.3 車架扭轉

巴哈賽車在通過崎嶇路段時，由于運動狀態的不平衡，可能會出現輪胎懸空的情況，此時會導致一個甚至多個輪胎懸浮在空中，而對車產生較大沖擊。使用有限元分析來模擬賽車此時的受力情況，從而來了解如何進行優化。

載荷：①首先添加車架材料密度，需先添加 9.8N/kg 的重力加速度來模擬車輛受到的重力;②發動機及變速器等固定在后部支撐桿上，質量以50kg計，乘以動載荷系數3.4，平分到兩根桿，每根添加 Z軸負方向850N;③其他各部件均采用均布載荷的方式進行載荷施加。

約束：約束全部懸架硬點的 Z 軸方向自由度;對前懸硬點 X 軸的自由度也需要進行約束;最后完成右側前懸硬點的 Y 軸方向自由度的約束，進行以上約束的目的是為了避免車架仿真求解時可能產生橫向位移。

以左前輪懸空（其它輪胎懸空工況與此類似）為例。載荷與4.2相同。約束：約束除了左前方懸架的硬點以外的其他硬點的 Z 軸、 Y 軸以及后懸架的硬點的 X軸方向的自由度。

ANSYS計算結果顯示，座椅支撐桿和發動機支撐桿有相對較明顯的變形，最大變形和最大應力均位于座椅支撐桿，其中最大變形量 0.84mm，最大應力值115.7MPa，小于785MPa，且最小安全系數大于2，故車架在此工況安全。

4.4 緊急制動

在巴哈賽車比賽過程中，會遇到各種突發情況，在此情況下，巴塞賽車必須要緊急制動，在制動的過程中會產生一個極大的向后的制動加速度，若防滾環以及背部鋼管支撐不夠，則可能發生車架的扭曲變形，通過有限元分析可以得到此時巴哈賽車的受力情況。

載荷：①與4.2、4.3的Z軸以及X軸的約束一致;②座椅桿的力分為兩部分，一為Z軸負方向，大小700N，二為沿X軸負方向，大小為700*1.5=1050N;③其他部分受力與座椅類似。

約束：與4.1約束一樣。

從ANSYS計算結果可以看出，座椅支撐桿有明顯彎曲的痕跡，最大變形桿件是座椅支撐桿，最大變形量為1.0198mm。且最大應力在座椅支撐桿，最大應力值為151.96MPa，遠小于 4130 鋼屈服極限 785MPa。但是最小安全系數為1.6451，處于座椅支撐桿，故車架在此工況是存在危險。

4.5 車輛翻滾

巴哈賽車是全地形的越野式賽車，若發生意外，可能會出現賽車的翻滾，此時需要盡量保護車手的安全，通過有限元對巴哈賽車進行適當的加載，從而來得到巴哈賽車在事故中翻滾的受力情況。

約束：與4.1相同。

載荷：分情況對車架的各個部位增添載荷。同時施加豎直向下的重力加速度。

從有限元分析結果可以看出，在翻滾的過程中，賽車結構始終保持完整，未出現較大變形，不會威脅到車手的安全。故而此項分析合格。

5 12階模態分析

巴哈賽車的比賽場地是十分崎嶇不平的越野地形，所以會有劇烈振動產生。通過ANSYS軟件進行模態分析提高結構，得出巴哈賽車在崎嶇路段的行駛過程中的振動特征頻率，發現其主要的變特點。從而針對性的改進巴哈賽車鋼管式車架的構造，進而使其在劇烈震動下維持穩定。

如圖4所示，車架在車尾支撐構件處受到了極大的力，會導致巴哈賽車鋼管式車架在尾部部位發生斷裂，而在2019年的比賽中，運用此結構的武漢理工巴哈賽車確實在通過崎嶇路段時由于振動過于激烈而于車尾構件FAB處出現了裂痕。

約束：①約束全部硬點的 Z 軸自由度同時對前方懸架的硬點的 X 軸的自由度也進行約束，最后再約束右前方懸架的 Y 軸方向自的由度。②分析巴哈賽車鋼管式車架的前12階固有頻率，由于模態分析的前六階模態是屬于剛體模態，故選取整個12階模態進行分析，如表1所示。

巴哈賽車在崎嶇路段行駛過程中主要會受到兩種外部激勵：

①各種復雜的路面凹凸不平的激勵傳遞到車身后，車軸就會振動，整個地形的車身懸吊掛系統的部分質量偏差約為2-3Hz，裂縫質量偏差約在20Hz以下，根本不會產生共振現象。

②不同的工作狀態產生內部發動機振動。但是，隨著減速、正常運行、加速等其他運行的車輪，減速后的其他運行車輪的減速（速度）可能會減速。

發動機激振頻率=（2*發動機頻率*發動機轉數）/（發動機沖程數*60）

該賽車選擇的地方是百利通M20汽缸4行政風冷發動機。這一共振率在2000～3600r/min的最高旋轉速度范圍內。經計算，振動頻率的范圍為17.71～30Hz。這個頻率低于車身的固有頻率，所以不會發生共振現象。

6? 各零件的工作狀況對車架的影響

我校巴哈賽車采用橡膠帶式無級變速器，其成本低、結構簡單但設計要求較高，多用于坐式摩托車、全地形越野車和雪橇車的動力傳動。為防止CVT離心力過大導致部件飛出，從而對駕駛員或者旁觀者造成傷害，擋板必須要延伸至皮帶或者鏈條的周長位置，包括整個的外圍CVT滑輪，車架尾部支撐構件必須要在模態分析的結果優化下保證能容納整個CVT。

發動機需要和CVT一樣被包裹于整個車架之中，故而在設計車架的時候，必須要保證有足夠的容納空間來放下百利通的發動機，并保證有良好的空間對發動機進行拆裝。

吊耳通過設計出一款全新的可以與鋼管式車架的鋼管進行物理固定的吊耳來安裝碳纖維邊板以及背板。故而車架的結構設計必須能夠滿足吊耳的裝配需要。

懸架以及減震裝置安裝在車架的外部無法保護，故不在考慮范圍內，但仍需保證有足夠的裝配空間來安裝懸架。

制動系統以及傳動系統位于車架的前端，故而在設計車架前段時不僅需要考慮輕量化還需要有足夠但不過分盈余的空間來滿足制動系統以及傳動系統的裝配需求。

7? 改進車架模型

優化后的車架通過加強尾部支撐保證了整車在飛坡或通過崎嶇路面時候的穩定性和安全性，使其能夠更加完美的適應各種復雜路況。通過對4130鋼管的計算以及實際的焊接表明，本次改進之后，整車質量增加了1.3千克，對于整車性能并未有太大影響。（圖5）

通過對優化車架進行模態分析，我們可以對改進前后的車架進行優劣對比。在ANSYS WORKBENCH Modal模塊中，對車架進行適當的約束，添加12階模態分析，并仿真得出結果。結果如表2所示。

根據下式可得：

發動機激振頻率=（2*發動機頻率*發動機轉數）/（發動機沖程數*60）

可以發現整個車架的振動頻率大幅下降，發動機振動頻率范圍為16.67～30Hz，低于車架的固有頻率不會發生共振，并且根據分析表明，巴哈賽車鋼管式車架在尾部的穩定性有大幅提高，最大的應變不會再出現在尾部位置，整車在緊急制動以及轉向等部位均沒有較大變形。同時在受到來自各種復雜路面凹凸不平的激勵，傳遞至車架，導致整車振動的時候可以維持較好的平衡性能。故而此次對車架的優化是合理并且有效的。

8? 賽事工況分析

根據汽車理論的相關知識，我們可知，襄陽地面附著系數約取0.5-0.6（如表3）。

結合此次設計的巴哈賽車的結構參數計算可得，耐久地面所能提供的最大切向反作用力為：

9? 分析總結

通過對巴哈賽車車架進行有限元的12階模態分析以及振動分析，得到巴哈賽車在實際工況下的仿真數據，從而針對性的了解到巴哈賽車的設計缺陷。為了讓整車在各種工況下都能夠正常且高效的運行，需要對巴哈賽車進行不斷的優化，使得巴哈賽車能夠滿足所有比賽工況的需要，并且以追求輕量化為主。改進之后的巴哈賽車在各種工況下均能夠更加穩定的運行。通過ANSYS WORKBENCH Modal仿真分析可以發現，改進后的巴哈賽車在通過一些崎嶇路段的時候，不會發生較大的振動，且巴哈賽車鋼管式車架尾部的變形明顯減小。符合大賽要求的同時，能夠更加穩定的運行。通過振動分析，也可以發現，此時整車的受力點主要集中于邊環SIM處，而不是賽車尾部，有效的保證了整車的穩定性。

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