摩托車車架振動控制與優化

黃國鵬，賈志超，雷 鵬，劉進偉

（隆鑫通用動力股份有限公司，重慶400052）

0 前言

中國摩托車行業從2012年開始進入轉型升級階段，傳統摩托車受汽車、電動車的市場沖擊，其部分功能和用途被替代，過去的主流消費市場逐步縮小，城市出行及休閑娛樂等需求凸顯，隨著市場轉型升級及摩托車主要用途改變，摩托車振動舒適性也越來越受到用戶的關注。摩托車振動問題不僅影響摩托車的行駛平順性和駕乘舒適性，還容易導致整車及發動機相關部件出現疲勞損壞。摩托車車架的設計比較復雜，國內傳統的車架設計通常是參考競品車型并結合設計經驗進行，未完全考慮車架動態特性對振動的影響，導致整車出廠后因振動問題而出現用戶滿意度降低和客戶抱怨[1-3]。

本文針對某250cc單缸風冷摩托車出現的振動問題，采用主觀評價、客觀測試及仿真分析方法，對該車的振動問題提出了優化方案，經試驗驗證，使該車振動問題得到解決[1-2]。

1 原車主觀評價及摸底測試

1.1 主觀評價

某250cc單缸風冷摩托車原車的主觀評價結果顯示主要不合格部位（注：評分低于6分為不合格），有：主腳蹬及副腳蹬（振動主觀評價見表1）。

表1 原車振動主觀評價表

1.2 振動測試

測試部位：主腳蹬、副腳蹬、方向把、座墊；測試工況：原地定置，空擋，轉速2 000 r/min～8 000 r/min勻加速過程；方向規定為：整車前進方向為X，駕駛員左手方向為Y，豎直向上為Z。

因篇幅限制，本文只展示左副腳蹬、右主腳蹬部位測試結果，如圖1、圖2所示。

圖1 左副腳蹬

圖2 右主腳蹬

根據測試可知：

（1）原車振動較大部位主要集中在主腳蹬、副腳蹬部位，其余部位無共振，總體幅值也不大，測試結果與主觀評價結果一致。

（2）原車左副腳蹬Y方向在5 100 r/min～5 70 r/min之間存在共振。

（3）原車右主腳蹬Y方向在4 700 r/min ～5 600 r/min之間存在共振。

1.3 仿真分析

分析整車振動測試數據，初步判定車架模態與發動機激勵耦合產生了共振，從而導致整車振動較大；采用ABAQUS軟件對原車架進行自由模態仿真計算，并結合測試數據結果，提出車架剛度加強方案。見表2。

表2 車架模態計算結果對比表

剛度加強方案整車一階彎曲頻率由182 Hz增大到206 Hz，整車共振轉速將提高，可避開常用轉速段，且車架剛度加強后，該模態下總體振幅比原車小（見圖3、圖4），優化前后模態分析結果見表2。

圖3 整車一階彎曲模態（優化前）

圖4 整車一階彎曲模態（優化后）

2 優化方案及驗證

2.1 優化方案

根據剛度加強方案仿真計算結果及車架實際情況，制定以下優化方案（見表3）。

表3 原車優化方案表

圖5 整車優化部位說明

2.2 方案驗證

依據仿真分析結果，確定優化方案并改制樣車進行振動測試（測試方法與原車測試方法一致，測試結果與原車比較）和主觀評價，測試結果對比如圖6、圖7。

圖6 左副腳蹬

圖7 右主腳蹬

與原車測試結果對比，副腳蹬和主腳蹬各向振動均有所改善，優化后左副腳蹬Y方向在轉速3 600 r/min以上無共振產生（如圖6）；優化后右主腳蹬Y方向在6 000 r/min以下無共振產生，且6 000 r/min以下總體振幅比原車小，優化后右主腳蹬Y方向共振轉速由4 700 r/min～5 600 r/min提高到6 000 r/min（如圖7）。

2.3 方案樣車主觀評價

對兩車（原車和方案樣車）進行主觀評價，方案樣車各部位振動比原車有明顯改善（見表4）。

表4 原車與方案樣車振動主觀評價表

主觀評價對比結果顯示，副腳蹬、主腳蹬部位振動均比原車小，優化方案主觀評價結果滿足客戶需求，該結果與客觀測試結果一致。

3 結束語

本文通過對原車摸底測試，確定了整車振動較大部位，并根據模態分析結果，結合主客觀測試數據，確定了優化方案；通過客觀測試與主觀評價數據分析，優化后整車各部位振動舒適性均有所提高，滿足客戶需求。

結果表明，采用計算模態分析與主客觀評價相結合的分析方法，對摩托車振動問題能有效進行分析并提出優化對策方案，為該類問題的分析和對策提供了可借鑒的思路。