某客運三輪摩托車振動分析與改進設計

雷 鵬， 賈志超， 黃國鵬， 劉進偉

(隆鑫通用動力股份有限公司， 重慶 400052)

作為城鄉用戶短途出行的主要交通工具之一，客運三輪摩托車由于具有較強的承載能力和道路適應能力，其操作穩定性、行駛平順性和振動舒適性越來越受到用戶的關注[1]。車架的共振現象既影響車輛的行駛安全性和舒適性,又極易造成車上其他結構附件的松脫落動或者斷裂損壞,對整車的行駛產生較大的安全隱患[2]。因此,在保證車架強度、剛度的前提下，避免車架共振,是提高摩托車的乘坐舒適性、解決摩托車振動問題的重要手段之一。

在振動特性分析中，首先應對整車的振動水平進行測試與評價。徐中明等[3-4]研究了摩托車振動舒適性的評價方法，提出了包含評價部位、評價指標、評價方法及試驗條件等在內的較為科學的標準規范。行業常用模態分析的仿真手段對車架進行振動特性分析。段巧玉等[5]、陳濤等[6]總結了摩托車車架的有限元分析和試驗方法，提出了從有限元建模、模態分析，到實驗規范的詳細流程。王凱等[7]采用模態疊加法對車架進行諧響應分析，為車架的結構設計與優化提供理論參考。

本文以某客運三輪摩托車為研究對象，針對該客運摩托車的坐墊、腳踏板等位置在發動機高轉速時振動較大、用戶乘坐舒適性較差的問題，首先，通過整車摸底振動測試試驗，找出車架的共振點及共振發生時發動機對應的轉速范圍；然后，基于Hyper Mesh對車架進行有限元建模和模態分析，求解出車架的模態頻率和振型；最后，結合仿真分析結果和振動測試數據，明確整車振動舒適性較差的原因，提出相應的結構改進與優化方案，并在實車上進行改進和試驗驗證，證明優化方案的有效性。

1 原車摸底測試

為了能夠更加真實地了解原車的振動情況，量化振動大小，選擇LMS Test.Lab數據采集與分析系統，對原車進行振動摸底測試。選擇的測試位置主要是駕駛員與整車的接觸點，以及發動機懸置安裝點，主要包括腳踏、手把、坐墊、懸置主被動側，其中測量的是三維方向的振動幅值，重點關注的是豎直方向(Z軸向)的振動幅值。測試工況為：摩托車原地靜置，空檔，發動機轉速為2 000～8 000 r/min的勻加速過程；整車振動坐標系：整車縱向(X軸向)，整車橫向(Y軸向)，整車豎直(Z軸向)[8]。

由于車架左、右兩側的結構布局基本一致，在發動機激勵下的振動變化規律差異不大，故在測試分析時，只列舉整車左側部分的測試結果。

圖1為左前腳踏板位置的振幅曲線。從圖中可以看出，左前腳踏位置在中、低速2 000～6 500 r/min轉速段振動控制較好，振動比較平穩，但到7 000 r/min(2階激勵，對應頻率為233 Hz)附近發生明顯共振特征，振幅急劇放大，幅值由1.5g急劇增大到5g。

圖1 左前腳踏振幅曲線

圖2為左懸置主動側、被動測的振幅曲線。發動機懸置安裝點位置為左前懸置主動側和左后懸置主動側，兩者均直接與發動機相連接，從圖2(a)中可以看出，兩者的振動相當，隨著發動機轉速的增加，振幅均勻增加，整個轉速范圍內振動控制較好。從圖2(b)中可以看出，左前懸置被動側和左后懸置被動側，兩者的振動差異明顯，左前懸置被動側振幅明顯大于左后懸置被動側，尤其在7 500 r/min(2階激勵，對應頻率為250 Hz)附近，存在明顯共振特征，振幅突然放大，幅值由7g增大到12g。

圖2 左懸置振幅曲線

2 振動原因分析及對策

2.1 車架的有限元模態分析

某客運三輪摩托車的車架幾何模型如圖3所示。該車架主要由轉向立管、支撐梁、左右側梁、橫梁等不同截面的管材和等壁厚的板材焊接而成。采用有限元軟件Hyper Mesh對車架進行有限元建模時。為縮短求解周期和成本，在保證能夠準確反映車架實際結構的前提下，對整車三維模型結構進行必要的簡化，只保留車架的主體結構，去除不必要的構件[2]。簡化后的車架主體大部分是規則的等壁厚件，為了提高仿真計算的效率，對等壁厚構件采取抽取中面的方式并建立了殼單元(Shell單元)模型，對非規則的構件如轉向立管等，建立實體單元(Solid單元)模型，各構件之間采用Rbe2單元進行剛性連接[9]，同時創建材料、壁厚等屬性，并分別賦予車架對應的單元。車架材料選用Q235優質鋼，彈性模量為2.1×1011Pa，密度為7 800 kg/m3，泊松比為0.3。

圖3 原車車架幾何模型

模態分析常用的方法包括跟蹤法、變換法、蘭索士法(Lanczos)，其中蘭索士法是一種矢量正交化方法，在兼顧計算效率的同時可以保證良好的計算精度[11]，故本文采用蘭索士法(Lanczos)計算車架的固有頻率，選擇自由模態分析,對車架不施加任何的約束和外力。車架前6階固有頻率見表1。

表1 原車車架前6階固有頻率

2.2 振動原因分析

駕駛員的主觀感受是客運三輪摩托車在高轉速工況下，坐墊、前腳踏板等位置振動較大。根據測試數據(圖1)，左前腳踏位置在7 000 r/min(對應頻率233 Hz)附近，振動突然放大，結合車架的模態振型結果，判定原因是：腳踏板自身的固有頻率和車架6階彎曲模態頻率228 Hz重合，發生共振。

根據測試數據(圖2)，左前懸置被動側振幅明顯大于左后懸置被動側，尤其在7 500 r/min(2階激勵，對應頻率為250 Hz)附近，振動突然放大，結合車架模態分析結果(圖4)，判定原因是：車架的前懸置安裝支耳，存在250 Hz固有頻率，該頻率處于車架7階彎曲模態頻率247 Hz附近，在高轉速段與車架發生局部共振。

圖4 車架第7階固有頻率振型(247 Hz)

駕駛員的主觀感受、模態分析結果和原車的摸底測試結果，三者基本吻合。采用的研究方法客觀有效，可以作為車架振動原因的判斷依據，為下一步的車架結構優化提供方向和理論指導。

2.3 車架結構改進

從方案實施的操作便捷性、企業生產及時間成本控制等角度考慮，對車架進行結構改進與優化設計，應盡量保證原有車架的總體結構不變，同時盡量減少其他附件的布局和尺寸改動，并達到改變剛度或者避開共振點的目的。為此，對整車的腳踏板和懸置安置點分別采取了表2、圖5所示的結構優化對策。

表2 優化對策

圖5 優化對策

3 振動測試試驗驗證

為了驗證整車的振動改善效果，對原車和改型車在原地進行振動試驗的對比分析，以分析由發動機單獨提供激勵時，隨著發動機轉速的變化，整車主要測點的振動改善效果[10]。

圖6為原車與改型車各測點的振動對比的振幅曲線。從圖6(a)中可以看出，原車左前腳踏在7 000 r/min以上發生嚴重共振，振動急劇放大，改型車在7 000 r/min以上的振動急劇放大現象被消除，在常用轉速段振幅變化相對比較平緩，振動改善效果明顯，最大振幅不超過1.5g。從圖6(b)中可以看出，原車左前懸置被動側振幅明顯大于左后懸置被動側，尤其在7 500 r/min振動突然放大，而改型車左前懸置被動側在7 500 r/min以上的振動急劇放大現象被消除，整個常用轉速段振幅降低明顯，平均降幅達60%，振動線性度控制較好，其最大共振振幅由原來的12g下降到3g。

圖6 原車與改型車各測點振幅曲線

從圖6(c)、(d)中可以看出，在車架結構改進后，左后腳踏、坐墊等位置的振動趨勢與原車相似，但整體上振幅比原車有所降低，其振動情況也得到不同程度的改善。駕駛員的主觀評價感受是振動明顯減小，振動舒適性優于原車。

4 結語

1)采用仿真分析和測試試驗技術相結合的思路是企業摩托車設計的一種重要的方法，兩者相互驗證，可以更準確地查找車架振動原因，并預估改進方案的有效性，縮短了企業產品的開發周期和試錯成本，提高了工程效率和精度，有利于摩托車的結構調整和優化設計。

2)在盡量保證原有車架的整體結構不變和盡量減少改動其他附件的布局和尺寸的條件下，采取對腳踏板進行局部加筋的方式，增強剛度；將前懸置支耳安裝位置由中橫梁處調整至底盤兩側，避開車架的模態振型。結果表明：由共振導致的振幅急劇放大現象被消除，整車的振幅明顯減小，改進優化方案有效，明顯提高了該客運三輪車的振動舒適性。