摩托車車架動態特性分析及結構對比改進

朱玉強，饒建強

（1.廣東交通職業技術學院，廣東廣州 510650；2.華南理工大學廣東汽車工程重點實驗室，廣東廣州 510640）

摩托車設計開發過程中關鍵問題之一是整車減振，車身振動水平的高低直接影響駕駛員和乘員的舒適性體驗。車架是摩托車主要的承載、連接和傳力部件，既承載乘員和貨物的重量，又承受行駛過程中路面不平度和發動機的激勵，并通過傳動裝置、減震器和坐墊傳遞到乘員。為降低車身振動，改善駕乘者舒適性體驗，應分析車架動態特性即模態特性，在此基礎上進行結構改進[1-2]。

模態分析一般有解析法和實驗法兩種[3-4]，前者主要依賴于計算機軟件進行仿真分析，實驗法是利用各種實驗設備開展車架的自由模態實驗。兩者結合可以準確分析摩托車車架結構動態特性，為進一步的改進設計提供參考。某企業新款摩托車樣車行駛過程中存在振動程度過大、駕駛員舒適性體驗較差的現象。選擇市場反映較好的本田150摩托車車架，通過CATIA和HYPER?MESH建立該款車車架及本田摩托車車架的計算分析模型，利用實驗法和解析法分析兩款車架動態特性，進行結構對比并最終提出改進方案，從而為后續的改良試制提供參考。

1 車架仿真模態分析

1.1 CAE仿真模型的建立

利用ATOS光學掃描儀對車架進行多個方位、多個角度掃描，得到車架外形點云文件。在此基礎上利用CATIA進行建模，得到車架的三維模型。將模型導入HYPERMESH中，進行有限元分析的前處理。由于摩托車車架主要是由截面尺寸不同的鋼管和板件通過焊接和螺栓連接組成，且鋼管和板件在厚度方向上的尺寸遠遠小于其長度和寬度尺寸，因此對原結構進行抽中面處理，劃分二維網格。選用附厚度的殼單元（PSHELL）進行模擬，厚度值是實際測量車架得到的各個組件的鋼板厚度。使用的材料密度為7.8×103kg/m3，彈性模量為210 GPa，泊松比為0.28。利用Auto?mesh功能對網格進行自動劃分，然后對不符合要求的網格進行逐步優化，利用rbe2剛性單元模擬現實中的縫焊連接，將焊縫區域節點連接起來。所建立的兩款車架有限元模型如圖1所示。

圖1 車架有限元模型

1.2 車架動力學微分方程[5-6]

摩托車車架屬于多自由度連續彈性體結構，其固有頻率和主振型只與結構的剛度特性和質量分布相關，在通常的物理坐標系中，可將車架振動的微分方程可表示為：

其中：[M]--系統質量矩陣；[K]--系統剛度矩陣；{}u--位移向量；{}u?--加速度向量。由于彈性體的自由振動總是可以分解為一系列簡諧振動的疊加，因此式（1）的解為

將式（2）代入式（1），得到特征值方程：

若結構發生自由振動，則該式應當有非零解，則其系數矩陣行列式為零，即

式 （4） 中 λ=ω2，求解該多項式得到一組特征值解λi，將式（4）改寫為

其中：N—剛度矩陣[K]的維數，即自由度數；λi為第i個特征值；{?i}為λi對應的第i個模態向量。

1.3 仿真結果對比分析

摩托車車架結構的動態特性主要取決于低階模態，高階模態振型對結構動特性的影響較小。考慮摩托車在行駛過程中可能受到的路面激勵及發動機激勵的頻率范圍以及摩托車常用車速，選取0～300 Hz作為計算頻率區間。將有限元分析模型導入大型求解器NASTRAN，選用蘭索士法（LANCZOS）進行計算，分析得出兩車架300 Hz以下的固有頻率和振型。利用HYPERVIEW打開文件查看結果，得到兩車架前6階固有頻率如表1所示。

由以上分析結果可知：0～300 Hz范圍內，某摩托車車架有6階模態，本田摩托車車架有5階模態，且本田摩托車車架前5階模態頻率比某摩托車車架模態頻率明顯高很多。分析兩者的主振型圖發現：本田摩托車車架整體振幅較小，結構設計合理；某摩托車車架整體振幅大于本田車架，尤其是斜管處振動最大。分析原因是由于車頭剛度較低，高速行駛時容易造成車頭扭擺，應進行改進。

表1 某摩托車與本田摩托車車架仿真固有頻率對比

2 實驗模態分析

模態實驗可用于研究線性系統振動特性，其實驗原理為：使用激振器或者力錘對研究對象進行激勵，測試出測點的響應值。然后根據被測系統特性，選擇不同的模態參數識別方法，一般有時域法和頻域法，識別研究對象的模態參數。實驗模態結果精度主要取決于操作人員的熟練程度及儀器設備的測量精度，與計算模態結果之間是互為驗證的關系。實驗測量系統一般包括：激振力系統、響應采集系統、數據分析及后處理系統。本次實驗采用的設備為DH5922數采系統的信號發生模塊、功率放大器和激振器；力傳感器、加速度傳感器和數據采集系統以及東華DH?MA模態分析軟件。

2.1 實驗條件

用柔軟的橡皮繩將車架懸吊，使其處于水平自由狀態。實驗采用單點激振多點拾振的方法，利用激振器激勵，激振器采用固定安裝方式，與沉重的鐵板相連。建立摩托車坐標系：取摩托車前進方向為X軸正向，摩托車前進方向的左側為Y軸正向，豎直方向為Z軸正向。激振器的安裝位置及實驗現場見圖1。激振時采用burst random猝發隨機信號，在車架后部行李架中部位置沿Z向進行激勵。測點按照車架中心面對稱布置，建立的車架測點線框模型及測點位置分布如圖2、3中所示。

2.2 結果對比分析

利用三向加速度傳感器測量各個測點在x、y和z向的加速度，計算各個測點到激勵點的傳遞函數，然后采用傳遞函數的集總平均進行模態定階，分析所得的前6階實驗模態參數與仿真模態參數對比如表2所示。

由表2中數據分析可得：兩種摩托車車架通過仿真分析得出的前6階模態頻率與實驗結果相差較小，在可允許的誤差范圍內，主要振型基本一致，證明所建立的仿真模型精確度較高，可用于進一步的分析計算。仔細觀察某摩托車前6階實驗模態振型可知：第1階為彎曲模態，車頭部分沿Y軸方向的俯仰運動，主梁振動幅度較大；第2階為扭轉模態，下支撐管及斜管扭轉擺動、彎曲明顯，3～6階振型中均出現上支撐管扭擺及彎曲明顯，振動幅度過大的情況，需要改進。

圖2 車架模態實驗

圖3 車架線框模型及測點位置

表2 兩車架實驗模態頻率與仿真模態頻率對比Hz

3 改進方案

對比兩種摩托車車架結構，本田摩托車車架主梁分為兩根，與斜管、轉向柱管之間通過兩塊三角鋼板和一塊方向鋼板焊接成為一體，某摩托車車架主梁、斜管和方向柱管是直接焊接在一起，沒有任何加強部件。測得本田摩托車方向柱管外徑為48.4 mm，斜管外徑為33 mm，上支撐梁外徑為22.3 mm，下支撐梁外徑為25.4 mm；某摩托車方向柱管外徑為45.6 mm，斜管外徑為32 mm，上下支撐梁外徑均為22.1 mm，均小于本田摩托車車架對應結構；因此考慮通過增設加強部件以及增加管材厚度來提高某摩托車車架整體剛度。

改進方案：將主梁增厚1 mm，將上支撐梁和下支撐梁也增厚1 mm；在斜管和主梁之間的夾角位置增加一塊三角形的鋼板，板厚與主梁下邊原板厚一致，加強主梁與斜管之間的連接和支撐；主梁與兩根上支撐梁之間夾角位置分別增加一塊三角形鋼板進行加固，厚度為3 mm；主梁與兩根下支撐梁連接位置增加一塊厚度為3 mm的轉角鋼板，加強兩根下支撐梁之間的連接及其和主梁之間的連接。

表3 車架改進后前4階仿真固有頻率Hz

將改進后的仿真模型輸入到NASTRAN進行計算，得到改進后車架前四階固有頻率如表3中所示。在0～300 Hz范圍內只有三階固有頻率，因此只考慮前三階固有頻率主振型。通過HYPER?VIEW觀察前三階振型，如圖中4、5、6所示：一階振型為車架繞上支撐梁和主梁的焊點Y軸方向的前后俯仰運動；二階振型為車尾繞上支撐梁的焊點的扭轉運動；三階振型為車尾和車頭圍繞主梁的焊點的扭轉運動。

圖4 一階主振型

圖5 二階主振型

圖6 三階主振型

4 結論

改進后的車架與改進前相比，改進后車架主要有前三階固有頻率，比改進前少了三階，各階固有頻率比原來都有大幅度提高，并且振幅也有所減小。因此可見，同時增加主梁、上支撐梁和下支撐梁厚度對車架結構影響最大，改進后的車架在結構上得到了明顯加強，振動得到了改善。

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