FSEC賽車車架的仿真和輕量化研究

摘要：以平頂山學院國鼎方程式車隊第一代FSEC賽車車架為研究對象，在CATIA中完成對車架的設計與建模，再將線框模型導入ANSYS中完成有限元分析，對車架的強度、剛度和模態進行求解，分析仿真結果優化改進車架結構，再對新車架進行靜態結構分析并對優化前后車架的仿真數據進行對比分析，證明新車架滿足大賽規則要求和輕量化設計要求。

關鍵詞：FSEC；賽車車架；強度；剛度；模態；輕量化

中圖分類號：U4696+96" 收稿日期：2024-12-14

DOI：1019999/jcnki1004-0226202502005

1 前言

中國大學生電動方程式汽車大賽?[1]（簡稱FSEC）是一項由高等院校車輛工程或汽車相關專業的在校學生組隊參加的汽車設計與制造競賽。FSEC要求各參賽車隊按照大賽規則和賽車制造標準，自行設計和制造出一輛性能優異的小型單人賽車，最終在賽場上通過相關人員的檢查，完成一系列靜態項目和動態項目。

車架[2]的作用是支撐、連接汽車的各總成，使各總成保持相對正確的位置，并承受汽車內外的各種載荷。作為整車的重要組成部分，需要足夠的剛度和強度。本文以平頂山學院初擬FSEC賽車車架為研究對象，對其進行有限元分析，求解強度、剛度分析，從而進一步優化學校第一代FSEC車架，使其滿足賽規要求和輕量化要求。

2 有限元模型的建立

21 車架模型的建立

首先根據大賽規則中通用技術規范對車架的設計要求，利用CATIA的創成式外形設計模塊完成對車架的主環、前環、前隔板的初步建立，再依次連接相對應的節點形成封閉的線條，再根據三角形穩定結構設計出前艙、座艙、后艙，再與懸架組、人機組等組內成員交流配合，確定車架關鍵平面，關鍵點位，完成對車架的精準建模。然后把車架上所有相交的直線分割處理，明確懸架安裝點、電機支座、電池箱、差速器支撐的點位，完成預處理。再將線框模型導入ANSYS中的靜態結構模塊中，賦予4130鋼管的材料屬性，劃分網格的單元尺寸為5 mm，即完成有限元模型的建立。

22 鋼管尺寸的選擇

根據大賽規則中的最小尺寸規格表對車架鋼管的尺寸要求，設計鋼管的尺寸要大于賽規中所提及的最小截面積慣性矩、最小橫截面積、最小外徑和最小壁厚。為了方便搭建車架模型焊接鋼管，經計算初擬鋼管的規格分為兩種，前環、主環、肩帶安裝桿的尺寸為30 mm×2 mm，其余部件的尺寸均為25 mm×2 mm。

23 載荷的計算處理

車架所受到的靜態載荷主要由車架自重和車手、座椅、傳動總成、電動機、電池箱等組成，載荷相對較小的可以不作為處理對象。在施加載荷大小和位置時，車架可以通過添加標準地球重力來施加載荷，車架上所承重的載荷可以通過均勻分布的方式作用到相對應的承重桿件上。車架所承受到主要零件的靜態載荷及作用方式如表1所示。

3 車架剛度分析

31 彎曲工況

彎曲工況是主要分析賽車在平面路上滿載勻速直線行駛時的受力狀態。當工況求解時，車架所承受的載荷為動載荷，動載系數一般取20?[3]。車架在彎曲工況下的位移約束條件如表2所示。

32 轉彎工況

轉彎工況是主要分析賽車在滿載高速轉彎時，由于離心力的作用會產生側向動載荷?[4]。當工況求解時，以左轉彎為例，車架不僅承受在彎曲工況下相同的動載荷，還要承受一個方向向左15 g[5]的側向加速度。車架在轉彎工況下的位移約束條件如表2所示。

車架轉彎工況下的位移及組合應力云圖如圖3、圖4所示。由圖可見：車架產生最大變形量的地方是后懸架安裝處，最大位移量為5388 mm；車架產生最大組合應力的地方是前懸架安裝處，最大組合應力為6314 MPa。該最大組合應力遠小于4130鋼管材料的屈服強度785 MPa，所以在轉彎工況下車架強度滿足大賽規則要求。

33 制動工況

制動工況是主要分析賽車在滿載行駛過程中緊急制動的受力狀態。當工況求解時，車架不僅承受動載荷，還要承受一個與行駛方向相反的14 g[6]的加速度。車架在制動工況下的位移約束條件如表2所示。

車架制動工況下的位移及組合應力云圖如圖5、圖6所示。由圖可見：車架產生最大變形量的地方是電池箱承重桿處，最大位移量為0785 mm；車架產生最大組合應力的地方是主環底部，最大組合應力為46281 MPa。該最大組合應力遠小于4130鋼管材料的屈服強度785 MPa，所以在制動工況下車架強度滿足大賽規則要求。

4 車架剛度分析

41 扭轉剛度分析

車架的扭轉剛度決定車輛在扭轉路面行駛時懸架的硬點的位置精度，是影響賽車性能的重要指標。

位移約束條件：約束左前、右前懸架安裝點的Y、Z方向平動自由度；約束左后、右后懸架安裝點的X、Y、Z方向平動自由度。

根據仿真結果得出車架最大變形量f為[2.85 mm]。可以求出彎曲剛度為[1.99×105 N?m2]，參考國內車隊的彎曲剛度，該車架的剛度滿足大賽規則的要求。

5 車架優化設計

51 車架優化措施

根據車架的靜態結構分析結果，車架的強度和剛度較高，車架初擬鋼管尺寸過于保守，鋼管數量過多，導致車架質量整體過重。

為了減輕車架的總質量，本文以車架有限元分析結果為依據采取以下優化措施：

a.將前隔板與前環之間的支撐桿件改變原來的三角形穩定結構，減少原來不必要的管件。

b.將后環斜撐原來的連接位置換到后減震器安裝桿上，并與其他桿件形成三角形穩定結構。

c.將主環、前環和肩帶安裝桿原來的30 mm×2 mm的尺寸換成254 mm×24 mm。

d.將前隔板、防滾架斜撐、側邊防撞結構、動力電池保護結構原來的25 mm×2 mm的尺寸換成254 mm×165 mm。

e.將前隔板支撐、主環斜撐支撐、傳動系統桿件原來的25 mm×2 mm的尺寸換成254 mm×120 mm。

優化后新車架的三維模型如圖7所示。

52 改進前后數據對比

在保證載荷和約束方式不變情形下，將改進優化后的車架線框模型再次導入靜態結構中，給予原車架相同的預處理步驟，對其進行強度、剛度分析。

車架在彎曲、轉彎、制動工況下優化前后的最大應力與最大位移如表3所示，在三種工況下，優化后車架的最大組合應力值為78868 MPa，遠小于4130鋼管材料的屈服強度，優化后新車架的最大位移量為5858 mm，遠小于大賽規則所要求的最大允許撓度，所以優化后的車架強度滿足大賽規則要求。

53 新車架模態分析

模態分析[9]是指求解多自由度系統的模態振型及振動頻率的過程。模態分析可以識別出系統的模態參數，為結構系統的振動特性分析、振動故障診斷和預報以及結構動力特性的優化設計提供依據。

賽車的車架要想不會發生共振現象，就要判斷車架的各階固有頻率是否避開賽車的激勵頻率。賽車在高速行駛的過程中主要受到兩種激勵源，一種是路面激勵，賽車比賽的路面良好，頻率大多數在0～20 Hz[10]；另一種是電機激振，該賽車所使用的電動機額定轉速為3 580 r/min，頻率范圍為0～35 Hz。

考慮仿真實際情況，本次采用自由模態分析，即車架不受到任何的外部載荷和約束。仿真求解車架的前12階的頻率，可以看出前6階的頻率在0～0006 Hz之間，所以可以認定為剛體模態，故選取7～12階次為研究對象，其固有頻率及振型如表5所示。

由仿真結果可知：車架模態振動振型主要以彎曲和扭轉為主，車架的最低振動頻率為37166 Hz，大于路面所產生的激勵頻率和電動機在額定轉速下所產生的激振頻率，所以車架不會發生共振。

6 結語

本文通過有限元分析的方法對FSEC賽車優化前后的車架進行強度分析、剛度分析，然后對優化后的新車架進行自由模態分析。根據分析計算仿真結果證明優化后的車架具有較高的剛度和強度，并且沒有發生共振現象，整個優化后的新車架質量減輕為318 kg，比優化前車架減少127 kg，減重比達到285%。因此證明，平頂山學院第一代FSEC車架在賽規安全要求范圍內滿足安全性能，并且實現了輕量化。

參考文獻：

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[8]何婷婷FSAE賽車車架結構有限元分析及優化設計[D]杭州：浙江工業大學，2016

[9]吳亮亮FSAE賽車車架的研究與分析[D]天津：河北工業大學，2014

[10]高棱，潘錦強，謝楚森，等基于ANSYS的FSAE車架模態分析與驗證[J]煤礦機械，2016，37（5）：172-174

作者簡介：

毋浩瑋，男，2004年生，本科生在讀，研究方向為機械設計與優化。