踏板摩托車振動分析與改進

林俊發

（廈門廈杏摩托有限公司，福建 廈門 361022）

1 造成整車振動的主要來源

摩托車的振動主要有以下幾方面原因。1）路面的凹凸特性；2）發動機曲柄連桿組件的不平衡力；3）其他回轉體的不平衡力，隨著輪轂、 C.V.T部件（皮帶盤）、飛輪等。其中路面凹凸特性所產生的外力可以通過車架結構、前/后減震器的設計來提高整車的抗振性和吸振性。隨著制造工藝日益成熟，逐漸可以對輪轂、皮帶盤、飛輪等回轉體部件的轉動慣量或動不平衡量進行管控，例如飛輪的動不平衡量通常要求小于10g·cm，對整車振動影響有限，容易找出問題。發動機曲柄連桿組件的不平衡力是導致整車振動的最主要的振動源，如果控制不當，不僅影響整車騎乘的舒適性，而且還可能導致車體出現共振現象，從而引發車架剛度或緊固件松脫等嚴重問題，因此研究發動機曲柄連桿組件的不平衡力具有重大意義。

2 發動機曲柄連桿組件的不平衡力

市場上的踏板摩托車發動機絕大多數是單缸往復式四沖程內燃機，發動機運轉過程中活塞組和曲柄連桿因運動速度的變化而產生往復慣性力和旋轉慣性力，為了減少振動和提高整車騎乘的舒適性，發動機須對這些慣性力采取平衡措施，沒有消除的慣性力即是不平衡力，需要通過懸架、后減震器等部件進一步消除不平衡力，避免因直接傳遞到車架而引起整車產生較大振動。

2.1 旋轉慣性力平衡

換算到曲柄半徑上的不平衡質量做旋轉運動所產生的慣性力，即旋轉慣性力。將運動結構作簡化分析，旋轉慣性力如公式（1）所示。

式中：m為不平衡旋轉質量；為曲柄銷半徑；為曲柄角速度。

曲柄上與銷孔相反方向會設計配重塊，配重塊旋轉產生的離心力與不平衡質量的旋轉慣性力相反，如圖1所示，因此可以通過配重塊消除旋轉慣性力。

圖1 旋轉慣性力的平衡

2.2 往復慣性力

發動機的活塞組件（活塞、活塞銷、活塞環、銷夾）和連桿小端（連桿質心為界）一直在做加速和減速的周期性往復運動，如圖2所示，通過往復運動部件的受力分析，計算活塞銷中心于軸的位移如公式（2）所示。

圖2 往復慣性力的平衡

式中：=/（為連桿大小端間距，為曲柄銷孔回轉半徑）。

對位移進行二次導數，即加速度，如公式（3）。

則往復慣性力如公式（4）所示。

式中：m為往復運動部件的質量，即活塞組件和連桿小端的質量。

對踏板摩托車的振動影響性來說，主要考慮一階往復慣性力，其余因子的往復慣性力占比較小，可通過懸架系統的設計對整車振動性進行優化。

因此，如何設計合理的曲柄配重將是非常重要，單缸曲柄連桿組件的一階往復慣性力的矢量軌跡如圖3所示，線性呈橢圓形狀。曲柄連桿的傾斜角定義為慣性力橢圓線性長軸A與氣缸中心的夾角，平衡率定義為慣性力橢圓線性短軸B與長軸A、短軸B之和的比值。傾斜角與平衡率直接影響整車的振動性，且須根據車架的不同而設定，踏板摩托車發動機的曲柄連桿結構設計原則是慣性力長軸方向與懸架方向接近垂直，以盡可能減少傳遞到車架發動機的不平衡力。此外，為減少往復慣性力散發，踏板摩托車曲柄連桿的平衡率理論設定通常為0%，即矢量軌跡趨近于與懸架垂直的直線。曲柄配重的設計是利用3D模型軟件對曲柄連桿結構進行分析，套用相關的計算公式，換算得到旋轉質量的質心位置，再確認是否符合設計原則。

圖3 一階往復慣性力矢量軌跡

3 發動機不平衡力的消除

發動機曲柄連桿組件與其他回轉體的不平衡力主要經由發動機懸架系統與減震器進行消除，一車型的發動機與懸吊系統的結構簡圖如圖4所示，圖中發動機的曲柄連桿組件的一階往復慣性力是振動的重要來源，懸吊系統包括懸架、橡膠軸承、止動橡膠等部件。懸架系統、后減震器既起到車架與發動機的連接作用，又可減少對發動機傳遞的振動。如何減少發動機傳遞到車架的振動是解決整車振動問題的關鍵，有效措施主要有以下幾個方面：1）通過后減震器吸收部分振動。后減震器依據車型規格、性能（操縱性、舒適性和耐久性等）要求進行設計選用，按結構特性一般分為彈簧式減震器和液力阻尼式減震器，其中彈簧減震器在中小排量車型上廣泛運用。在成本允許且不影響乘坐舒適的條件下，盡量選用彈性模量大些的后減震器，可以達到更好的減震效果。后減震器的車架端通常都壓裝橡膠襯套，且發動機之后避震器連接部件也有橡膠襯套，該橡膠襯套由外鋼套、內鋼套及橡膠層三部分組成，設計或組裝時應確保橡膠襯套起到緩沖效果，避免后減震器本體與車架或發動機直接接觸。2）曲柄連桿組件設計最佳化。曲柄連桿組件的一階往復慣性力是不平衡力的重要部分，通常在設計曲柄配重時，會選擇將曲柄連桿組件的一階往復慣性力之橢圓長軸方向與發動機懸架的夾角接近垂直，與懸架呈擺動狀態，如此可避免一階往復慣性力直接沖擊車架，以衰減發動機不平衡力傳遞到車架而引起的振動。3）合理的懸架系統。由于發動機不平衡力對懸架呈擺動狀態，利用橡膠軸承、止動橡膠對傳遞到懸架的不平衡力進行抑制，衰減其引發的振動。在設計懸架結構時應確保在靜態下發動機與車架無相互作用力，即軸承橡膠的橡膠扭轉的力平衡發動機自重對懸架產生擺動的分力，且止動橡膠沒有接觸車架，這是較為理想的狀態。在騎乘加速工況下，懸架受到發動機更大的沖擊力時，懸架會產生擺動，懸架上的止動橡膠與車架接觸，因此須合理設計橡膠軸承中的橡膠和止動橡膠的硬度，以達到較好的緩沖吸振效果。整車設計初期須先確定發動機位置，再設計懸架和曲柄連桿組件，在結構合理和剛性較好的前提下，發動機、懸架、車架三者通常采用柔性連接，因此發動機左箱、右箱和懸架會壓裝橡膠軸承，以提高整車的抗振性。

圖4 發動機不平衡力的消除簡圖

4 改善整車振動的履歷

摩托車新車型研發階段，會對整車的操縱性、舒適性和動力等性能進行驗證，確保曲柄連桿組件產生的不平衡力在合理范圍內和在發動機不同轉速區間的共振情況可以有效控制。

通過研究發動機設計方向和參與幾項改善振動的案例，提出一些可有效改進摩托車振動的辦法。當整車振動異常時可參考以下的檢討邏輯進行解析：1）檢視整車組立裝配是否正確。如零件組裝是否干涉或螺絲松動，后減震器與車架、發動機是否直接接觸。2）判斷造成振動異常的外力來源。量測曲柄連桿組件的主軸傾斜角、平衡率和幾個回轉體（飛輪（磁電機）、皮帶盤、輪轂）的轉動不平衡慣量是否在規格內。3）檢視發動機懸架尺寸是否正確。因為如果引擎懸架的尺寸不符合標準，沒法通過懸架系統去衰減發動機不平衡力，造成更多的不平衡力傳遞到車架引起振動問題。4）檢查橡膠軸承、止動橡膠的橡膠硬度是否過高，橡膠硬度大小會影響吸振效果。5）確認騎乘時的止動橡膠是否過分壓迫，過分壓迫會導致傳遞到車架的發動機不平衡力增加，則需要依實際情況對止動橡膠進行設計調整。

在某車型的振動問題的檢討履歷中，根據以上描述逐項排除，確定主要原因是曲柄連桿的一階往復慣性力之橢圓長軸與懸架夾角只有50°，背離夾角應接近垂直的設計原則。利用UG軟件對曲柄連桿組件建模，模擬分析改動曲柄配重塊以調整其組件的傾斜角，為方便廠家加工，依UG軟件模擬結果銑削加工配重塊，如圖5所示。在前期的試驗驗證時，做了幾種不同傾斜角進行測試，該案例結果是傾斜角由63°改為100°，如此一階往復慣性力長軸與懸架夾角為87°，在整車騎乘和振動量測，傾斜角100°是最佳規格。關于改善前后的車輛把手、腳踏板、座墊振動量測結果分別如圖6所示，從圖中曲線可看出，在高轉速工況下的腳踏板、座墊振動性稍差，但整體的振動改善明顯。此外，將懸架的橡膠軸承和止動橡膠的硬度由HS70改為HS60，進而優化整車起步和急加工況的抖動振感，提升整車的騎乘舒適性。

圖5 UG軟件模擬分析配重加工

圖6 曲柄連桿傾斜角改動前后的振動量測結果

5 結語

該文主要內容為闡述發動機不平衡力的基本知識和分析發動機一階不平衡力的消除辦法以及振動問題的解析邏輯。在實際案例中改變曲柄連桿組件的一階往復慣性力和橡膠軸承、止動橡膠的硬度，使整車的振動達到較合理的狀態，獲得較好的騎乘舒適性。