雷 鵬， 賈志超， 黃國鵬， 劉進(jìn)偉

(隆鑫通用動(dòng)力股份有限公司， 重慶 400052)

作為城鄉(xiāng)用戶短途出行的主要交通工具之一，客運(yùn)三輪摩托車由于具有較強(qiáng)的承載能力和道路適應(yīng)能力，其操作穩(wěn)定性、行駛平順性和振動(dòng)舒適性越來越受到用戶的關(guān)注[1]。車架的共振現(xiàn)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(jié)構(gòu)附件的松脫落動(dòng)或者斷裂損壞,對(duì)整車的行駛產(chǎn)生較大的安全隱患[2]。因此,在保證車架強(qiáng)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(dòng)問題的重要手段之一。

在振動(dòng)特性分析中，首先應(yīng)對(duì)整車的振動(dòng)水平進(jìn)行測試與評(píng)價(jià)。徐中明等[3-4]研究了摩托車振動(dòng)舒適性的評(píng)價(jià)方法，提出了包含評(píng)價(jià)部位、評(píng)價(jià)指標(biāo)、評(píng)價(jià)方法及試驗(yàn)條件等在內(nèi)的較為科學(xué)的標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范。行業(yè)常用模態(tài)分析的仿真手段對(duì)車架進(jìn)行振動(dòng)特性分析。段巧玉等[5]、陳濤等[6]總結(jié)了摩托車車架的有限元分析和試驗(yàn)方法，提出了從有限元建模、模態(tài)分析，到實(shí)驗(yàn)規(guī)范的詳細(xì)流程。王凱等[7]采用模態(tài)疊加法對(duì)車架進(jìn)行諧響應(yīng)分析，為車架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與優(yōu)化提供理論參考。

本文以某客運(yùn)三輪摩托車為研究對(duì)象，針對(duì)該客運(yùn)摩托車的坐墊、腳踏板等位置在發(fā)動(dòng)機(jī)高轉(zhuǎn)速時(shí)振動(dòng)較大、用戶乘坐舒適性較差的問題，首先，通過整車摸底振動(dòng)測試試驗(yàn)，找出車架的共振點(diǎn)及共振發(fā)生時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速范圍；然后，基于Hyper Mesh對(duì)車架進(jìn)行有限元建模和模態(tài)分析，求解出車架的模態(tài)頻率和振型；最后，結(jié)合仿真分析結(jié)果和振動(dòng)測試數(shù)據(jù)，明確整車振動(dòng)舒適性較差的原因，提出相應(yīng)的結(jié)構(gòu)改進(jìn)與優(yōu)化方案，并在實(shí)車上進(jìn)行改進(jìn)和試驗(yàn)驗(yàn)證，證明優(yōu)化方案的有效性。

1 原車摸底測試

為了能夠更加真實(shí)地了解原車的振動(dòng)情況，量化振動(dòng)大小，選擇LMS Test.Lab數(shù)據(jù)采集與分析系統(tǒng)，對(duì)原車進(jìn)行振動(dòng)摸底測試。選擇的測試位置主要是駕駛員與整車的接觸點(diǎn)，以及發(fā)動(dòng)機(jī)懸置安裝點(diǎn)，主要包括腳踏、手把、坐墊、懸置主被動(dòng)側(cè)，其中測量的是三維方向的振動(dòng)幅值，重點(diǎn)關(guān)注的是豎直方向(Z軸向)的振動(dòng)幅值。測試工況為：摩托車原地靜置，空檔，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為2 000～8 000 r/min的勻加速過程；整車振動(dòng)坐標(biāo)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(cè)的結(jié)構(gòu)布局基本一致，在發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)下的振動(dòng)變化規(guī)律差異不大，故在測試分析時(shí)，只列舉整車左側(cè)部分的測試結(jié)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(zhuǎn)速段振動(dòng)控制較好，振動(dòng)比較平穩(wěn)，但到7 000 r/min(2階激勵(lì)，對(duì)應(yīng)頻率為233 Hz)附近發(fā)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(dòng)側(cè)、被動(dòng)測的振幅曲線。發(fā)動(dòng)機(jī)懸置安裝點(diǎn)位置為左前懸置主動(dòng)側(cè)和左后懸置主動(dòng)側(cè)，兩者均直接與發(fā)動(dòng)機(jī)相連接，從圖2(a)中可以看出，兩者的振動(dòng)相當(dāng)，隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，振幅均勻增加，整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)振動(dòng)控制較好。從圖2(b)中可以看出，左前懸置被動(dòng)側(cè)和左后懸置被動(dòng)側(cè)，兩者的振動(dòng)差異明顯，左前懸置被動(dòng)側(cè)振幅明顯大于左后懸置被動(dòng)側(cè)，尤其在7 500 r/min(2階激勵(lì)，對(duì)應(yīng)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(dòng)原因分析及對(duì)策

2.1 車架的有限元模態(tài)分析

某客運(yùn)三輪摩托車的車架幾何模型如圖3所示。該車架主要由轉(zhuǎn)向立管、支撐梁、左右側(cè)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(duì)車架進(jìn)行有限元建模時(shí)。為縮短求解周期和成本，在保證能夠準(zhǔn)確反映車架實(shí)際結(jié)構(gòu)的前提下，對(duì)整車三維模型結(jié)構(gòu)進(jìn)行必要的簡化，只保留車架的主體結(jié)構(gòu)，去除不必要的構(gòu)件[2]。簡化后的車架主體大部分是規(guī)則的等壁厚件，為了提高仿真計(jì)算的效率，對(duì)等壁厚構(gòu)件采取抽取中面的方式并建立了殼單元(Shell單元)模型，對(duì)非規(guī)則的構(gòu)件如轉(zhuǎn)向立管等，建立實(shí)體單元(Solid單元)模型，各構(gòu)件之間采用Rbe2單元進(jìn)行剛性連接[9]，同時(shí)創(chuàng)建材料、壁厚等屬性，并分別賦予車架對(duì)應(yīng)的單元。車架材料選用Q235優(yōu)質(zhì)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(tài)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(jì)算效率的同時(shí)可以保證良好的計(jì)算精度[11]，故本文采用蘭索士法(Lanczos)計(jì)算車架的固有頻率，選擇自由模態(tài)分析,對(duì)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(dòng)原因分析

駕駛員的主觀感受是客運(yùn)三輪摩托車在高轉(zhuǎn)速工況下，坐墊、前腳踏板等位置振動(dòng)較大。根據(jù)測試數(shù)據(jù)(圖1)，左前腳踏位置在7 000 r/min(對(duì)應(yīng)頻率233 Hz)附近，振動(dòng)突然放大，結(jié)合車架的模態(tài)振型結(jié)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(tài)頻率228 Hz重合，發(fā)生共振。

根據(jù)測試數(shù)據(jù)(圖2)，左前懸置被動(dòng)側(cè)振幅明顯大于左后懸置被動(dòng)側(cè)，尤其在7 500 r/min(2階激勵(lì)，對(duì)應(yīng)頻率為250 Hz)附近，振動(dòng)突然放大，結(jié)合車架模態(tài)分析結(jié)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(tài)頻率247 Hz附近，在高轉(zhuǎn)速段與車架發(fā)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(tài)分析結(jié)果和原車的摸底測試結(jié)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(dòng)原因的判斷依據(jù)，為下一步的車架結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供方向和理論指導(dǎo)。

2.3 車架結(jié)構(gòu)改進(jìn)

從方案實(shí)施的操作便捷性、企業(yè)生產(chǎn)及時(shí)間成本控制等角度考慮，對(duì)車架進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)與優(yōu)化設(shè)計(jì)，應(yīng)盡量保證原有車架的總體結(jié)構(gòu)不變，同時(shí)盡量減少其他附件的布局和尺寸改動(dòng)，并達(dá)到改變剛度或者避開共振點(diǎn)的目的。為此，對(duì)整車的腳踏板和懸置安置點(diǎn)分別采取了表2、圖5所示的結(jié)構(gòu)優(yōu)化對(duì)策。

表2 優(yōu)化對(duì)策

圖5 優(yōu)化對(duì)策

3 振動(dòng)測試試驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證整車的振動(dòng)改善效果，對(duì)原車和改型車在原地進(jìn)行振動(dòng)試驗(yàn)的對(duì)比分析，以分析由發(fā)動(dòng)機(jī)單獨(dú)提供激勵(lì)時(shí)，隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化，整車主要測點(diǎn)的振動(dòng)改善效果[10]。

圖6為原車與改型車各測點(diǎn)的振動(dòng)對(duì)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(fā)生嚴(yán)重共振，振動(dòng)急劇放大，改型車在7 000 r/min以上的振動(dòng)急劇放大現(xiàn)象被消除，在常用轉(zhuǎn)速段振幅變化相對(duì)比較平緩，振動(dòng)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(dòng)側(cè)振幅明顯大于左后懸置被動(dòng)側(cè)，尤其在7 500 r/min振動(dòng)突然放大，而改型車左前懸置被動(dòng)側(cè)在7 500 r/min以上的振動(dòng)急劇放大現(xiàn)象被消除，整個(gè)常用轉(zhuǎn)速段振幅降低明顯，平均降幅達(dá)60%，振動(dòng)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(diǎn)振幅曲線

從圖6(c)、(d)中可以看出，在車架結(jié)構(gòu)改進(jìn)后，左后腳踏、坐墊等位置的振動(dòng)趨勢與原車相似，但整體上振幅比原車有所降低，其振動(dòng)情況也得到不同程度的改善。駕駛員的主觀評(píng)價(jià)感受是振動(dòng)明顯減小，振動(dòng)舒適性優(yōu)于原車。

4 結(jié)語

1)采用仿真分析和測試試驗(yàn)技術(shù)相結(jié)合的思路是企業(yè)摩托車設(shè)計(jì)的一種重要的方法，兩者相互驗(yàn)證，可以更準(zhǔn)確地查找車架振動(dòng)原因，并預(yù)估改進(jìn)方案的有效性，縮短了企業(yè)產(chǎn)品的開發(fā)周期和試錯(cuò)成本，提高了工程效率和精度，有利于摩托車的結(jié)構(gòu)調(diào)整和優(yōu)化設(shè)計(jì)。

2)在盡量保證原有車架的整體結(jié)構(gòu)不變和盡量減少改動(dòng)其他附件的布局和尺寸的條件下，采取對(duì)腳踏板進(jìn)行局部加筋的方式，增強(qiáng)剛度；將前懸置支耳安裝位置由中橫梁處調(diào)整至底盤兩側(cè)，避開車架的模態(tài)振型。結(jié)果表明：由共振導(dǎo)致的振幅急劇放大現(xiàn)象被消除，整車的振幅明顯減小，改進(jìn)優(yōu)化方案有效，明顯提高了該客運(yùn)三輪車的振動(dòng)舒適性。