大學生方程式賽車立柱總成性能分析

王鳳麒，趙金磊

大學生方程式賽車立柱總成性能分析

王鳳麒，趙金磊

（一汽-大眾汽車有限公司，吉林 長春 130022）

立柱是大學生方程式賽車中懸架系統、轉向系統與車輪的關鍵連接部件，其性能決定了賽車的操縱穩定性、輕便性和安全性。為了使立柱總成更好滿足方程式賽車的高強度使用工況，首先對立柱總成進行受力分析以及結構設計，建立立柱總成的三維模型，然后對立柱總成在制動和高速極限轉彎時進行有限元分析。分析結果表明，立柱總成的應力分布情況和變形位移量均符合方程式賽車的功能要求。

方程式賽車；立柱總成；性能分析；有限元分析

大學生方程式賽車的懸架多采用雙橫臂獨立懸架，其上下兩個擺臂的長度由前后輪距、車架寬度等確定。合理地選擇擺臂長度，能夠使得車輪和主銷的角度以及輪距變化較小，并與輪胎的側偏剛度配合，有效提高車輪的抗側偏能力。上下橫臂通過立柱采用球頭結構與車輪相連，屬于無主銷式懸架，上下球頭球心的連線相當于主銷軸線。因此，主銷內傾角和車輪外傾角由立柱結構所決定，車輪外傾角可以通過上擺臂與主銷上節點處安裝墊片調整，進而確定主銷內傾角。因此，立柱作為關鍵結構，其結構設計以及強度要求都對賽車的性能起著至關重要的作用[1]。本文以某學校大學生方程式賽車為例，對其前立柱總成進行制動和高速極限轉彎工況下的有限元分析，分析結果表明設計符合賽車功能要求，為類似設計提供分析思路，具有一定的借鑒意義。

1 前立柱的結構和裝配

以前懸為例說明前立柱的結構和裝配。在立柱的中部設有軸承孔的軸承安裝點7，立柱上下兩側分別設有上、下橫臂安裝點1、3，并通過支撐肋4與軸承安裝點7連接。立柱本體兩側分別設有制動卡鉗安裝點2與轉向橫拉桿安裝點5，在轉向橫拉桿安裝點5處還設有輪速傳感器安裝點6（見圖1(a)）。

1－上橫臂安裝點；2－卡鉗安裝部位；3－下橫臂安裝點；4－支撐肋；5－轉向橫拉桿安裝點；6－輪速傳感器安裝點；7－軸承安裝點；8－輪胎；9－輪輞；10－制動卡鉗；11－下控制臂；12－轉向橫拉桿；13－上控制臂；14－立柱；15－吊耳；16－輪轂；17－輪速傳感器；18－測速碼盤。

立柱的關鍵特征為上橫臂與立柱之間由8個支撐肋連接，下橫臂與立柱之間由4個支撐肋連接，上橫臂安裝點為兩個帶孔的耳件，軸承安裝點的孔徑為85 mm。立柱的裝配結構過程為將裝有深溝球軸承的立柱14安裝到輪轂16上，后將測速碼盤18安裝在輪轂16上并緊固，制動卡鉗10安裝在立柱14的相應位置2處，魚眼軸承安裝在上、下橫臂11、13中（見圖1(b)中a），上橫臂13與吊耳15相連接后將吊耳15安裝在立柱14上，將下橫臂11安裝在立柱14的相應位置3上，最后將輪速傳感器安裝在立柱14的相應位置6上（見圖1(a)和圖1(b)）。

立柱卡鉗安裝處由兩個弧面相連接，提高了立柱安裝點的強度，解決了原有的卡鉗安裝點根部強度不足、安裝點上端變形量大的問題。

立柱兩側的連接面為弧形面，增加了立柱的強度，提高了立柱受彎曲應力時承載能力。利用吊耳與上橫臂連接，可以調整車輪外傾角，使調車更為便利。支撐肋數量為14個，使得立柱倒圓角數目增加，增強了立柱的強度和剛度，還使得立柱在滿足強度和剛度的同時實現了輕量化。

2 前立柱受力情況分析

部分學者的研究都是單獨針對立柱進行分析[2]，這種分析方法沒有考慮與立柱各連接件的受力情況，且容易在施加約束處產生應力集中甚至應力奇異現象，對仿真結果有一定影響。因此，本文對立柱進行裝配分析，將上下橫臂吊耳、塞打螺栓、梯形墊片、魚眼軸承球頭、螺母、轉向節臂進行裝配來模擬實際情況。

假設上下控制臂與立柱連接處固定不動，各種工況下路面與賽車的力通過輪輻、輪轂、輪轂軸承，進而作用于立柱。因此，本文對魚眼軸承進行適當簡化，對上下控制臂魚眼軸承球頭處施加固定約束，對立柱的輪軸承孔施加載荷。

某學校大學生方程式賽車的基本參數如表1所示。

表1 賽車的基本參數

項目參數 軸距/mm1 560 前輪距/mm1 220 后輪距/mm1 190 質心高度/mm300 滿載質量/kg280 前制動盤有效直徑/mm164 后制動盤有效直徑/mm160 車輪半徑/mm230 制動力分配系數0.75 輪胎偏置距/mm25 輪轂軸承間距/mm46

對前立柱在極限工況下進行受力計算。根據該學校賽車實車跑動數據可知，制動工況時最大減速度為1.55，轉彎時最大側向度為2.3，因此，通過計算可得前立柱在制動時和高速轉彎且制動時的復合工況的受力情況，如表2、表3所示。

表2 減速度為1.55g制動工況下受力情況

項目參數 軸荷轉移/N868 前輪單側垂直載荷/N1 064 前輪單輪地面制動力/N1 627.5 制動力矩/(Nm)374 前卡鉗制動力/N4 561 內側軸承垂直向上載荷/N2 500 外側軸承垂直向下載荷/N1 435 內側軸承水平向后載荷/N3 821 外側軸承水平向前載荷/N2 194

表3 減速度1.55g，側向加速度2.3g的高速轉彎極限工況下受力情況

項目參數 輪荷轉移/N612 前輪單側垂直載荷/N1 776 前輪單輪地面制動力/N1 627.5 制動力矩/(Nm)374 前卡鉗制動力/N4 561 內側軸承垂直向上載荷/N4 170 外側軸承垂直向下載荷/N2 394 內側軸承水平向后載荷/N3 821 外側軸承水平向前載荷/N2 194

3 前立柱制動工況有限元分析

本文選擇7075鋁作為立柱材料。將立柱總成導入ANSYS中，并對魚眼軸承處的間隙配合表面修改接觸為不分離，采用四面體網格劃分，在圓角處加密網格算法，最后得到網格節點數為245 146個，單元數為1 180 574個，平均質量為0.804 75 g，網格質量較好。對塞打螺栓預緊力進行計算，上下橫臂與立柱連接的吊耳處采用直徑為8 mm、12.9級的M6塞打螺栓，計算得其預緊力為8 333 N，轉向節臂處采用直徑為6 mm，12.9級M4塞打螺栓，計算得其預緊力為4 166 N。

對前立柱在制動工況時受力分析：

1）卡鉗力：卡鉗力等于卡鉗有效摩擦力，施加在立柱與卡鉗的連接孔處，與車輪前進時制動盤順時針轉動摩擦片的摩擦力方向；

2）地面制動力：地面制動力通過輪胎、輪輞、輪輻、輪轂再到輪轂軸承與立柱相連，立柱在垂直方向載荷和水平方向載荷均施加在輪轂與立柱的軸承孔上。

最終，前立柱在制動工況下的裝配體總變形圖如圖2所示。

由變形云圖可知，最大變形出現在立柱制動卡鉗安裝螺紋孔處，最大變形量為0.27 mm，是由于制動卡鉗上拉造成。

如圖3所示，上下控制臂的連接吊耳，其最大變形出現在吊耳最外側，變形量為0.14 mm。

圖3 前立柱吊耳制動工況下的變形圖

根據圖4可知，最大應力為164.47 MPa，出現在下橫臂連接吊耳的塞打螺栓孔處，此處易產生孔口應力集中，可采用增加梯形墊片，對塞打螺栓進行預緊，此處發生失效的可能性較小。

圖4 前立柱裝配體制動工況下的應力云圖

如圖5所示，在轉向節臂連接尖角處，有應力集中現象，最大應力為150.29 MPa。

由平均應力云圖6可知，最大應力出現在塞打螺栓與橫臂吊耳結合處，吊耳最大應力為142.13 MPa，為減小應力，可選擇增加墊片的解決方式。

圖6 前立柱裝配體制動工況下的平均應力云圖

如圖7所示，最小安全系數出現在轉向節臂連接尖角處，最小安全系數為3.79。

圖7 前立柱裝配體制動工況下的安全系數圖

4 前立柱高速極限轉彎工況有限元分析

對前立柱在高速極限轉彎工況下受力與制動工況相比，多了兩個因轉彎而產生的力，如下：

1）轉向拉力：由轉向橫拉桿施加在轉向節臂魚眼軸承球頭處；

2）側向力：地面側向力通過輪胎傳至立柱后作用在外側軸承軸肩處。

最終前立柱在高速轉彎極限工況下的裝配體總變形圖如圖8所示。

由變形云圖8可知，最大變形出現在立柱制動卡鉗安裝孔處，最大變形量為0.67 mm，是由制動時卡鉗向上的拉力所造成。

同樣，其吊耳最大變形量出現在最外側，最大變形量為0.33 mm；最大應力在梯形墊片與吊耳結合處，為244.42 MPa，最小安全系數出現在吊耳下部，為2.332。

5 結論

1）通過兩種工況下的分析可知，立柱出現最大應力的位置多為鏤空處尖角位置，有應力集中現象，應在加工時進行圓角處理。

2）立柱在兩種工況下的最大應力均小于7075鋁的許用應力，可采用對立柱表面進行陽極氧化，提高表面硬度。

3）通過改進設計后該立柱質量為515 g，符合輕量化目標。同時也說明對立柱總成進行有限元分析，能夠更接近實際工況，提高設計效率，是分析零部件性能的重要手段和方法。

[1] 裴寶浩,邢勤,于蓬,等.大學生方程式賽車懸架結構及受力分析[J].農業裝備與車輛工程,2021,59(10): 63-67.

[2] 劉新磊,姜鑫,劉雙銘.FSEC賽車前立柱輕量化優化設計[J].山東工業技術,2020(5):90-95.

Performance Analysis of Knuckles Assembly of Formula Student Racing Car

WANG Fengqi, ZHAO Jinlei

( FAW-Volkswagen Automotive Company Limited, Changchun 130022, China )

The knuckle is the key connection between the suspension system, steering system and wheels in formula student cars, and its performance determines the handling stability, lightness and safety of the car. In order to better make the knuckles assembly meet the high-intensity use conditions of formula racing, first the force analysis and structural design of the column assembly are carried out, a three-dimensional model of the knuckle assembly is established, and then the knuckles assembly is analyzed by finite element when braking and high-speed extreme cornering. The analysis results show that the stress distribution and deformation displacement of the knuckles assembly meet the functional requirements of formula cars.

Formula racing car; Knuckles assembly; Performance analysis; Finite elements analysis

U469.6+96

A

1671-7988(2023)18-43-04

王鳳麒（1981－），男，碩士，高級工程師，研究方向為模型試制，E-mail:fengqi.wang@faw-vw.com。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2023.018.009