方程式赛车车架结构设计与优化,本文是关于方程式赛车相关专科毕业论文范文与车架和结构设计和赛车有关论文范例.
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赛车车架作为安装基体,其承载并连结所有的系统组件（包括发动机、车身、悬架等）,承受这些组件的重量和传递给车架本身的各种力和力矩等复杂载荷.赛车在行驶比赛时,车架同时也承载着来自赛道的全部载荷.车架设计在整车设计中至关重要,车架性能的优劣将极大地影响整车表现.
本文根据中国FSC大赛规则,运用有限元理论对典型工况下赛车车架性能进行分析,并根据分析结果,对赛车车架进行优化改进,以提高赛车的整车性能.
赛车车架三维建模
根据中国汽车工程学会提供的大赛规则对于车架的设计和制造标准,选用空间桁架结构作为赛车车架结构,如图1所示.
车架材料为4130钢（即30CrMo）,其弹性模量为2.11×105 MPa,泊松比为0.279,密度为7.85 g/cm3时,材料的屈服极限为785 MPa,强度极限为980 MPa.车架总质量为30 kg,车架的长为2410 mm,宽为1440 mm,高为1140 mm,具体参数如表1.
赛车车架有限元分析
基于CATIA模型,利用HyperMesh建立赛车车架的有限元模型.
赛车车架模态特性分析
为了避开在比赛时受到来自赛道、发动机的振动频率,提高赛车的舒适性、安全性、操纵稳定性,需要确定赛车车架自身的振动性能.
赛车由于赛道路面不平而引起的激励频率一般为1～20 Hz,由于车轮不平衡引起的激励频率一般低于11 Hz.车架的各阶固有频率能否避开赛车的激励频率,决定于赛车的车架是否满足振动要求.
赛车使用Aprilia SXV 550 2缸,缸径为80 mm,55 mm冲程,553 cc排量的汽油发动机,最大功率转速是11500 r/min,怠速转速1800 r/min,所以发动机怠速频率为30 Hz；发动机常用工作转速范围为6000～9000 r/min,相应的发动机频率为100～150 Hz.在车架进行自由模态分析中,低阶固有频率及相应的振型对车架性能的影响最大,所以研究前6阶固有频率和振型就能满足分析需要.
由赛车车架六阶模态振型可知,车架低阶频率的振型较简单,主要表现为车架的扭转、弯曲和摆动.车架的第1、2、3阶固有频率避开了赛道路面激振频率和由于车轮不平衡引起的激励频率；而后三阶固有频率则高于发动机怠速频率且低于发动机常用转速下的引起的激励频率,所以避免了共振.
赛车车架强度刚度分析
赛车在比赛行驶时,赛车车架会承受许多复杂工况下的载荷,其中4种典型行驶工况分别是：赛车在直道上作匀速直线行驶时的满载弯曲工况；在弯道上赛车处于的急转弯工况；当赛车遇到紧急情况时的紧急制动工况以及为了求出赛车扭转刚度而设置的扭转工况.
载荷及约束设置
1.满载弯曲工况分析
满载弯曲工况是指满载车辆在水平路而上匀速直线行驶的状态.忽略车轮和前后悬架的质量,简化为纯弯曲的工况.
车架载荷处理：车架上的静态载荷简化为来自发动机30 kg和驾驶员68 kg的载荷,等效加载到车架相对应的支撑点处；赛车在行驶时属于动态效应,所以沿车架竖直方向的所有载荷均需乘上动载荷系数进行载荷处理,动载荷系数小于2,故取1.8.
约束条件处理：约束前轮的3个平动自由度X、Y、Z,释放前轮的3个转动自由度；后轮则需要约束竖直方向的平动自由度,释放其余所有自由度.
2.急转弯工况分析
车架载荷处理：赛车在弯道上转弯时,由于侧向离心力作用,车架受到侧向载荷,而且在急转弯时必然会有减速过程,所以还会产生纵向制动力.作为近似计算,模拟赛车向左转弯工况,赛车受到侧向加速度取0.5 g和纵向减速度取0.5 g.整车重量为250 kg,动载因素取1.5.
约束条件处理：对左、右前轮的Y、Z 2个方向的平动自由度,左后轮的Y方向的平动自由度,以及右后轮的X、Y、Z三个方向的自由度进行约束,释放车轮的其余自由度.
3.紧急制动工况分析
车架载荷处理：当赛车遇到突发状况紧急制动时,车架将承受和行驶方向相反的制动力作用,制动力通过车轮和悬架系统最终作用于车架上.根据赛车制动设计的参数可知,左、右前轮的制动力大小分别为1876 N,后轮的制动力为1416 N.将制动力相应地平均作用在悬架和车架的16个铰接点处.
约束条件处理：对两前轮的X、Y、Z 3个方向的平动自由度和后轮的X、Y 2个平动方向的自由度进行约束,释放车轮的其余自由度.
4.扭转工况分析
车架载荷处理：考虑到车架的左右对称性,分别对一侧前后轮悬空情况进行分析.在左前和右后悬架连接处施加大小相等、方向相反的垂向力各1000 N.
约束条件处理：约束右前和左后悬架连接点X、Y、Z三个方向的平动自由度,释放其它自由度.
结果分析
基于上文所述约束和载荷,对4种工况下的车架刚度强度进行仿真分析.分析得知,在满载弯曲工况下,车架最大位移量为1.32 mm,出现在驾驶舱座椅支撑点处,最大应力为178 MPa,出现在主环底部钢管相交处在急弯曲工况下,车架最大位移量为1.6 mm,变形量有点大,出现在车架尾部,最大应力为168 MPa,出现于车架驾驶舱底部的钢管铰接处,最大应力小于材料的屈服强度785 MPa；在紧急制动工况下,车架最大位移量为0.2 mm,出现在主环上部,最大应力为65.2 MPa,出现于车架主环的7根钢管铰接处；在设定的扭转工况下,车架最大位移量为2.73 mm,出现在后车架处,最大应力为470.9 MPa,出现于车架后部的钢管铰接处.在上述4种典型工况下,车架最大应力远小于材料的屈服强度785 MPa,满足强度要求.
赛车车架优化
由赛车车架有限元分析结果可知,此车架存在着明显的结构强度、刚度富裕量.因此,有必要对车架进行尺寸改进设计或结构改进设计,在保证刚度的前提下减轻车架结构重量、避免应力集中、消除裂纹.
车架尺寸改进
根据赛车结构对称性特点,将车架左右对称的部件划分到一个部件里,车架共可分为40个结构组件.
改进变量：模型中所有Shell单元的厚度属性,根据车架的对称性,共设置40个厚度属性作为改进变量,每个变量的范围为初始值的正负50%.
目标函数：车架模型的总质量最小.
约束条件：车架模型中最大应力不超过400 MPa（注：在初次计算中,发现改进后,最大应力位置转移到71600单元上,并且超过400 MPa,因此实际的软件中,是限制18292和71600这2个单元的应力在300～400 MPa之间）.
改进结果：经过3次迭代,改进计算收敛.图2是改进前后各圆管厚度的对比云图,从图中可以看出,圆管最大厚度由2.4 mm减小至1.2 mm,每处圆管厚度均有不同程度的降低.
图3是改进后车架模型的应力云图.从图中可以看出,改进后车架最大应力为395.460 MPa,远远小于材料的许用应力800 MPa.
尺寸改进设计结果分析
为了判定车身尺寸改进结果的优劣,对改进后的车架进行模态特性及工况下的刚度特性分析.
1.模态性能对比
如表2所示,改进后车架的模态振型与改进前振型具有一致性,车架的局部振型较丰富,结果表明车架结构改进结果合理.
2.刚度对比
表3为改进前后车架的弯曲和扭转刚度参数对比.从表中可以看出,车架尺寸改进后各个工况下的应力都提高,但仍小于车架材料的屈服强度值；各个工况下的位移也小幅度变大,均在可接受程度范围内,整车的最大应力小于材料的许用应力,车架整体结构的强度、刚度是符合设计要求的,有效的降低了车架的自重,提高了车架的整体性能和材料的利用率.
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