（机械制造及其自动化专业论文）摩托车乘骑舒适性的仿真与试验研究.pdf

摘要 针对目前摩托车系统动态特性研究多采用多刚体动力学进行研究，没有将 摩托车车架作为空间柔性体进行研究，导致其动态特性与实际存在较大的差别， 因而开展摩托车刚柔耦合动力学的研究具有重要的理论意义和工程实用价值。 论文分析刚柔耦合多体动力学理论并应用在摩托车系统动态特性研究中， 以某1 5 0 型号摩托车为例，应用有限元分析软件p a t r a n ，建立摩托车车架及 后平叉的柔性体模型，对车架柔性体模态进行了分析。在多体动力学分析软件 a d a m s 中建立摩托车的其他部件，定义刚柔耦合模型各部件运动关系，之后 对摩托车的刚柔耦合整车模型进行舒适性研究。分别模拟了摩托车在发动机激 励下和国家b 级路面激励下以不同速度匀速行驶的动态特性，得出振动加速 度。对振动加速度进行数据处理，得到振动加速度功率谱密度函数，并利用加 速度加权均方根值为评价指标，对摩托车的舒适性进行评价研究。结果表明， 摩托车刚柔耦合动力学模型更接近实际，可以应用于开发阶段摩托车舒适性的 分析预测。 关键词：摩托车，刚柔耦合，有限元，a d a m s ，舒适性 a b s t r a c t n o w a d a y s ，m o s tr e s e a r c h e sa b o u tm o t o r c y c l e sd y n a m i cc h a r a c t e r i s t i c so n l y b a s e do nt h em u l t i r i g i db o d ys y s t e m ，b u tn o tr e v i e w e dt h em o t o r c y c l ef r a m ea st h e s p a c e df l e x i b l em u l t i - b o d ys y s t e m ；t h e s el e dt h er e s u l tf a rb e y o n dt h et r u t h ，s oi ti s s i g n i f i c a n ta n dh a st h ee n g i n e e r i n gv a l u e st od e v e l o p i n gt h er e s e a r c hb a s e do n r i g i d - f l e x i b l ec o u p l i n gt h e o r y t h i st h e s i sa n a l y z e dt h er i g i d f l e x i b l ec o u p l i n gd y n a m i ct h e o r ya n da p p l i e dt h e m e t h o dt ot h ea n a l y s i so ft h em o t o r c y c l e sd y n a m i cc h a r a c t e r i s t i c s t h e15 0m o d e l o fm o t o r c y c l ea sa ne x a m p l e ，u s e dt h es o f t w a r e p a t r a nt oe s t a b l i s h e dt h e m o t o r c y c l e sf r a m ea n dt h eb a c kf o r ka sf l e x i b l eb o d i e s ，a n dt h e nd om o d a l a n a l y s i s t h r o u g hm e c h a n i c a lm u l t i b o d yd y n a m i ca n a l y s i ss o r w a r o - - a d a m s ，i t d e f i n e dt h ek i n e m a t i c s r e l a t i o n s h i pb e t w e e nt h ep a r t sa n db u i l tt h em o t o r c y c l e s r i g i d - f l e x i b l ec o u p l i n gd y n a m i cm o d e l t h i st h e s i su s e dt h es o f t w a r ea d a m st o r e s e a r c ho nm o t o r c y c l e s r i g i d - f l e x i b l ec o u p l i n gd y n a m i cm o d e l ，a sw e l l a s s i m u l a t e da n da n a l y z e dt h em o t o r c y c l e sc o m f o r tp e r f o r m a n c e i tr e s e a r c h e dt h er i d e c o m f o r to nt h er o a do fn a t i o n a lr o a dl e v e lb ，a sw e l la so nt h ec o n d i t i o no fe n g i n e p o w e r i n g ，a n dt h e nt h eo 1 r v e so fv i b r a t i o na c c e l e r a t i o na l ep l o w e d p s d ( p o w e r s p e c t r a ld e n s i t y ) o fa c c e l e r a t i o no fv i b r a t i o ni so b t a i n e db yd o i n gw i t ht h er e s u l t so f a n a l y s i s a tt h es a m et i m e ，t h er i d ec o m f o r to fm o t o r c y c l ei se v a l u a t e db yu s i n gt h e s a m ee v a l u a t i n gq u a n t i t ya sa u t o m o b i l e t h ec o m p u t a t i o n a lr e s u l t si n d i c a t et h a t a d a m ss o f t w a r ec a l la n a l y s i sa n dp r e d i c tt h er i d ec o m f o r to fm o t o r c y c l ei n p r o d u c td e s i g n ，a n dt h er i g i d - f l e x i b l ec o u p l i n gm o d e li sc l o s e l yi na c c o r dw i t ht h e r e a l i t y 。 k e y w o r d s ：m o t o r c y c l e sm a n m a c h i n es y s t e m ，r i g i d - f l e x i b l ec o u p l i n gs y s t e m s ， f e m ，a d a m s ，r i d ec o m f o r t 本人声明 我声明，本论文及其研究工作由本人在导师指导下独立完成，完成论文所 用的一切资料均已在参考文献中列出。 签叠巍妣 伊g 年y 月) 日 五邑人学硕十学位论文 1 i 课题背景 第1 章概述 近年来，随着摩托车工业的飞速发展，我国已经成为世界第一摩托车生产 大国。市场逐渐全球一体化和我国加入w t o ，知识产权的保护力度不断加大， 我国摩托车工业自主创新歼发能力差、技术水平低下的现状正面临强有力的竞 争和严峻挑战。目前，国产摩托车的设计仍是以模仿国外产品为主，设计水平 还停留在测绘仿制、静强度校核和静态设计阶段，缺乏实质的基础理论研究和 强有力的技术支撑。国外评价为后仿制阶段，与国际上的差距很大，突出体现 在整车开发技术和发动机技术方面，在整车与零部件匹配及振动噪音、燃烧工 况及排放控制、可靠性及寿命等重大问题上缺乏( 或没有) 相应的研究及试验 手段。面对世界经济全球化的大趋势和入世后新的市场环境，更好地参与国际 市场竞争，真正成为世界摩托车工业的制造中心，进而发展为创新中心，就必 须把握摩托车技术发展动向，实现摩托车技术的可持续发展，深入研究摩托车 的现代化设计理论与技术，不断开发新的产品，提高产品的档次，以满足市场 多样化的需求。其中，尤以提高摩托车的整车稳定性和乘座舒适性最为关键。 因此，解决长期困扰我国摩托车制造企业产品质量瓶颈的摩托车振动问题已成 当务之急【1 捌。 从动力学的角度来看，摩托车是一个系统，对其中任何一部份的修改都将 改变整车的系统特性，其动力特性也相应的修改。日本、欧洲等发达国家在摩 托车设计开发中普遍采用c a e 分析、虚拟实验、动态测试等现代设计分析技 术，设计制造的整车在性能稳定性、可靠性、舒适性方面有明显优势。而我国 摩托车企业在该领域的开发技术还是个空白，各个摩托车企业只有仿造和局部 修改，不具备整车开发能力和手段。对摩托车的结构有限元分析、动态模拟仿 真、动态测试都没有深入研究，只凭经验和感觉进行模仿修改设计，与国际水 平差距很大。这样，就不能有效地解决摩托车的振动问题，因此，摩托车振动 问题成为长期困扰摩托车制造企业产品质量的瓶颈。摩托车振动由发动机和传 动系统的振动，行驶过程中路面激励产生的振动以及摩托车车架的动态特性及 响应等多种因素综合影响形成的，这就需要对发动机、车架进行理论分析，实 五邑大学硕十学位论文 验研究及道路试验。只有各方面配合相互映证、进行综合分析，并采取相应措 施才能有效和最终解决摩托车振动问题【4 j 。 日本摩托车工业也经历过从仿制到自主开发创新的过程，而成为当今世界 摩托车高新技术的代表。在江门，摩托车工业作为江门市重要支柱产业之一， 摩托车制造企业必须尽快走向自主开发创新之路，通过与高校、科研院所的紧 密结合，建立多层次的产品开发体系和高水平的摩托车共性技术研究、实验、 开发平台。这不仅是世界摩托车技术先进国家的成功经验，也是我国摩托车工 业走向自主创新开发的必由之路。 托车行驶舒适性摩托车舒适性是指使驾驶员免于受到不平道路激励产生 的振动而受到损伤的性能，是摩托车的重要使用性能之一，其优劣不仅影响着 乘骑人员的乘坐舒适性，而且也影响着摩托车多种使用性能的发挥和行驶系统 的寿命。随着人们要求的不断提高，摩托车行驶舒适性能日益显得重要，它是 现代摩托车的一个主要性能，也是同类摩托车在市场竞争中的一项重要性能指 标。 首先，摩托车行驶时，车辆系统本身的振动以及路面不平度会激起摩托车 的振动，使乘骑人员处于振动环境之中。振动影响了乘坐的舒适性，工作效能 和身体健康。不仅使工作效率降低，还严重影响着人的身心健康，长期处于不 舒适的振动环境中，不仅容易引起疲劳、心慌，还容易引发各种心脏疾病；特 别是在长时间驾乘时，会极大地影响行车安全性，因此，改善摩托车行驶舒适 性也是提高主动安全性的一个重要方耐5 。9 】。 其次，在摩托车行驶过程中，强烈振动产生的动载荷会冲击摩托车的零部 件，加速零部件的疲劳破坏，降低零部件的寿命。摩托车的强烈振动还会使车 轮跳离地面，影响摩托车的动力性、制动性以及操纵稳定性。为了减小摩托车 振动，驾驶员必须放慢车速，不能充分发挥摩托车的设计效能。摩托车低速行 驶又会导致燃油燃烧不充分，使燃油经济性变差，排放性能也变差。 另外，良好的舒适性能保证了摩托车的振动在一个较好舒适程度范围内， 使得驾驶员在长时间复杂的行驶和操纵条件下，具有良好的心理和生理状态， 准确灵敏的反应，这对影响“人一车一道路系统的操纵稳定性，确保安全行 驶非常重要。舒适的振动环境不仅对于乘员在行驶过程中很重要，而且可以保 证乘员到达目的地后，保持良好的状裂7 】【1 0 1 。 由此可以看出，研究改善摩托车行驶舒适性的意义是非常必要的，具有良 好的行驶舒适性是现代高速、高效率摩托车的主要标志之一。 2 无邑人学硕士学位论文 1 2 国内外研究现状综述 1 2 1 舒适性评价指标的国内外研究现状f l i _ 1 5 】 我国对摩托车的基础研究相对于汽车要薄弱得多。尤其对乘骑舒适性的研 究涉及更少。在汽车行驶舒适性研究方面，已有相应的国际标准和国家标准， 并制定了相应的实验检测标准。如g b 4 9 7 0 8 5 汽车舒适性随机输入行驶试验 方法规定了用于测定汽车在随机不平的路面上行驶时振动对乘员及货物的影 响的试验方法，同时在该国标的附录中介绍了评价指标的意义及其计算方法。 目前评价汽车舒适性的主要指标有：加速度加权均方根值、等效均值、降低舒 适界限等，如表1 1 所示，已制定了相应的评价指标的极值。 表1 1g b 4 9 7 0 8 5 汽车舒适性随机输入行驶试验方法评价指标的极值 评价指标大、中型客车轻型客车 旅游团体、长途城市高级普通 空气悬架非空气悬架 加速度加权均方 s 0 4 5 9 5o 7 0 7 9i 0 2 7 41 2 2 05 0 6 8 3 30 8 1 2 3 根值( m s 2 ) 等效均值1 1 3 01 1 7 01 2 0 01 2 l1 1 6 51 1 8 降低舒适界限2 5i 00 50 4i 2 0 8 同时，国内亦有研究者依据现有国际和国家标准提出了一些新的评价指 标，如杜子学【1 6 】提出汽车综合振动舒适度指标的概念。总之在汽车振动舒适性 的评价方面取得了很多成果，并用于实际检测评价中，但目前还没有应用于摩 托车的评价指标。 1 2 2 摩托车多体系统的国内外研究现状 随着计算机技术的发展，c a e 技术已经广泛应用于各类工程分析中。那种 从初设计、制造原型、试验后方案寻优、再制造、性能测试、反复修改、设计 到最后成型的分析与设计思路已经被虚拟产品开发方法逐渐代替。在摩托车乘 骑舒适性的评估与分析中，往往需要大量的道路试验和台架模拟试验，这些试 验周期长，费用高。随着计算机集成技术的发展，出现了许多功能强大的工程 分析软件，如有限元分析软件m s c n a s t r a n 、i d e a s 、a n s y s ，多体动力学软件 m s c a d a m s 等，如果把这些工具充分加以应用和结合，建立较为准确而符合实 际的摩托车乘骑舒适性模型，进行仿真实验和分析，可以大大的减少实验次数。 3 五邑大学硕士学位论文 这样既降低了费用又加快了新产品的开发周期。因此，以c a d c a e 的集成技术 为基础的虚拟产品开发模式将是摩托车乘骑舒适性研究与分析的必然趋势 【1 7 1 9 】 多体系统动力学理论的研究可追溯到6 0 年代初，当时航天、车辆及机械 领域的学者率先开始了这方面的研究。经过近十多年的努力，多刚体系统动力 学的研究取得了长足的进展。7 0 年代中期，一些多刚体系统动力学分析软件 已实现了商品化，这标志着该领域的研究无论在理论、数值计算方法以及软件 开发上都已成熟。在这一时期，有关刚柔耦合多体系统动力学的理论工作实际 上也已经展开。到目前为止，刚柔耦合多体系统动力学的研究虽然取得了一些 成果，但是远没有达到多刚体系统动力学的研究水平，其主要原因是在物体大 范围运动与弹性变形耦合问题的认识上和处理方法上遇到困难【2 时丌。 为了提高摩托车的动态特性，国内外许多学者在摩托车车架强度、车架的 可靠性、摩托车结构的优化、摩托车动态特性的计算机仿真技术、试验测试技 术等方面进行了较为广泛的研究。研究具体方法有结构有限元法、试验模态分 析法和振动测试分析法等。文献【2 8 】是对d y i o o t 一7 摩托车车架的有限元分析。 虽然摩托车的车架是摩托车的主要承载部件，但通过只对车架受力情况的简化 所获得的车架模态与实际情况仍会有较大差异。文献【2 9 】是建立了摩托车骨架的 有限元模型，只考虑了由主要承载部件( 车架) 和主要集中质量( 发动机、油 箱、坐垫等) 组成的车体系统。采用三维梁单元和三维板壳单元。将发动机等 效为一个集中质量节点，并将此节点与车架采用刚性杆连接。建成的有限元模 型共有8 0 个节点，采用梁单元5 3 个，板单元4 7 个，集中质量节点9 个。 所构造的模型过于简单，而且没有考虑模型中人对摩托车骨架的影响。文献p o j 建立整车的有限元模型对于摩托车各个部件采用了过于简化的方法。将减振弹 簧、车轮、发动机悬架都简化为弹簧，用相当的杆单元代替，将发动机简化为 梁单元、集中质量和集中转动惯量，前叉和车架的连接、发动机和车架的连接 视为铰接。模型共2 9 个节点，4 个杆单元，2 5 个梁单元，其余乘客、油箱、 蓄电池、货架和货物等作为集中质量作用在相应的节点上。主要研究车辆在竖 直平面内的振动。模型中各节点的侧向自由度全部约束。文献【3 q 3 2 】中建立了考 虑悬架结构形式的摩托车人一车系统五自由度线性振动模型，并进行了摩托车 行驶的舒适性分析。该文将摩托车分为四个独立的集中质量，集中质量之间用 无质量的弹簧连接。这种方法模型过于简单，缺点是没有考虑各个构件的刚度， 与实际结构差别较大，计算结果的精度差。文献【3 3 】运用模态综合技术，建立了 涉及摩托车车身弹性的l o 自由度整车“刚一弹 组合力学模型，进行了整车 4 五邑人学硕十学位论文 的随机振动响应分析，讨论了车身柔性对整车频率结构以及人体的贡献。但是 在该模型中，人体也是作为集中质量加入的，没有很好的考虑人体的姿态对于 摩托车动态性能的影响，同时该模型也没有涉及轮胎的非线性特性。文献【3 4 l 中建立了骑跨式摩托车的整车有限元模型，计算了两种摩托车的固有频率和振 型。但是该模型没有考虑人体对摩托车系统动态性能的影响，也没有考虑到轮 胎的非线性特性。文献f 3 5 】分析了摩托车双轮同时落地的瞬态冲击响应，其模型 也没有考虑车架的变形。 大量的文献调研表明，国内学者的研究大都对摩托车本体进行了大量的简 化，如只研究摩托车车架的动态性能，或者对各个零部件之间的连接和动态接 触不予考虑，或者将人体简化为一个质点而不是一个多体系统来考虑等等。这 些简化使得所建立的动力学模型同摩托车本身差别太大，也就无法正确指导整 车的开发和优化设计。 摩托车的动态特性设计作为机械结构设计理论应用的一个方面，其研究方 法也在不断变化p 6 1 ，国外的设计一般都采用以计算机为工具，综合应用动态设 计的理论方法进行。如：原西德和原苏联在坦克发动机设计中，将动态性能要 求作为其设计依据，分别设计的3 9 6 系列坦克发动机和1 2 1 5 0 系列坦克发动 机均具有良好的动态性能。国内在这方面也做了大量的工作，例如：上海内燃 机研究所等单位研制的中小功率发动机c a d 系统；天津大学等单位在摩托车 车架动态特性技术方面，特别是在计算机预测车架寿命及试验模念分析技术、 车架的振动预测技术等方面的研究也取得了较好的成剽3 7 1 。 在摩托车设计中，需要对摩托车舒适性进行欲测评估，或在考虑整车舒适 性的条件下对系统中的一些主要参数进行优化设计，这要求选用合适的动力学 模型对摩托车舒适性进行动态仿真，从而建立合适的动力学模型对摩托车的振 动特性进行仿真研究，并将成为摩托车舒适性仿真研究方面最重要的工作。 1 3 本文的主要内容 摩托车行驶舒适性是评价摩托车的一个重要性能指标，如何提高摩托车的 行驶舒适性已成为摩托车设计人员越来越关心的问题。在进行新车型的开发过 程中，就必需对所开发车型的性能做出必要的预测、评价，确认是否达到了所 预期的开发设计要求。基于此目的，本课题所研究的内容即为对某公司设计开 发的摩托车的行驶舒适性进行分析评估，评价设计车型所达到舒适度水平，并 进行结构优化设计。 5 无邑大学硕十学位论文 本文用机械系统动力学分析软件a d a m s ( a u t o m a t i cd y n a m i ca n a l y s i so f m e c h a n i c a ls y s t e m ) 的a d a m s v i e w 模块的功能，对摩托车乘坐舒适性的建模 及仿真问题进行深入研究和探讨，论文主要研究内容有： 1 ) 对目标样车进行测试，得到目标样车的舒适性数据，并对该车进行主 观评价。 2 ) 用多体动力学方法，通过p a t r a n 软件、a d a m s 软件建立所开发车型的 整车动力学分析模型，建立随机路面和发动机对摩托车激励时域模型，并对路 面激励和发动机激励的时间域模型进行研究。 3 ) 利用a d a m s 软件对所研究车型的乘坐舒适性进行仿真分析、预测和评 价，并与目标车型进行对比分析。 6 五邑人学硕十学位论文 第2 章刚柔耦合动力学理论基础 在航天器、机器人、车辆、机械与兵器等领域中，系统的研制将面临两大 类问题：一类是涉及这些复杂系统的结构强度分析；另一类是解决这类复杂系 统的运动学、动力学与控制的性态问题。多少年来，由于计算结构力学的理论 与计算方法的研究不断深入，加之应用软件系统的成功丌发并已广泛应用于工 程结构的计算机辅助分析，因而大大地推动了新产品的丌发与设计的周期。应 该说，第一类问题目前已基本解决。对于第二类问题，这类系统的特征是系统 的各部件存在大范围的相对运动，这些部件相互连接方式的拓扑与约束形式多 种多样，受力的情况除了外力与系统各部件的相互作用外，还可能存在负载的 控制环节。其共性是系统由存在相对运动的多个物体组成，故称为多体系统 ( m u l t i b o d ys y s t e m ) 。随着国民经济和国防技术的需要，多体系统的构型越来越 复杂，规模越来越庞大。在运动学、动力学与控制性态的分析与优化中，迫使 工程技术人员重复多次进行复杂而费时的建模工作，加上还需对这些模型进行 数值计算以及处理大量涉及时间历程的数据分析，这些都己成为工程预研与设 计的大难题。如何面对不同的拓扑、不同的约束、不同的受力与控制环节的多 体系统，建立通用的程式化的动力学模型，研究处理这些数学模型的计算方法， 开发处理多体系统动力学通用的软件系统，充分利用计算机的潜能是解决上述 难题的唯一途径。 机械系统的大型化与高速运行的工况使机械系统的动力学特性变得愈来愈 复杂。这些动力特性有些是有利的，有些则必须加以控制或消除。因此我们首 先要正确的分析这些系统的动力性能，而后才能准确的完成预期设计。这些系 统都是由相对运动的多个物体组成，而且各个部件的柔性效应不能忽略，因此 称这些系统为柔性多体系统。柔性多体系统动力学正是基于这种需要提出的， 其方法具有通用性，可对任意拓扑结构的系统建立动力学方程。柔性体不局限 于连杆等简单形状的物体，所得到的动力学方程中包含刚一柔耦合项，可同时 求解大范围刚体运动和构件的弹性变形。 2 1 刚柔耦合系统动力学基础理论 当将系统中的构件看作弹性体时，可用结构动力学集中质量有限元方法对 7 五邑大学硕士学位论文 其进行离散。为了减少系统的自由度数目，物体的弹性变形用模态矢量和模态 坐标表示。以往较多使用的是正则模态，但正则模态仅能较好地反映物体的自 由振动，而实际上物体的弹性变形是在惯性力和外力等作用下的受迫振动，因 此只用正则模态描述物体的变形截断误差较大，所需模态阶数较多，不利于动 力学仿真计算。考虑到系统的连接铰中存在着较大的动约束反力是导致构件变 形的主要因素，论文采用模态综合法，引入结构动力学中的静力校正模态，根 据物体的实际受力和变形情况，同时采用正则模态和静力校正模态，以达到用 尽量少的模态较为准确地描述弹性体的变形，从而以减少工作量，提高计算精 度，利于动力学仿真计算p 引。 2 1 1 刚柔耦合系统模型的建立 对于由n 个物体构成的闭环系统，可通过铰切割的方法生成其派生树。将 其中某变形体历利用集中质量有限元的方法离散成，个节点。定义e 为绝对坐 标系，过6 ： 未变形时的质心c ：建立一浮动坐标系e i 。考虑第k ( k = 1 , - - - , z ) 个节点， 该节点的质量为, n l ，相对质心c 的矢径为，未变形时为反。节点的平行变 形矢量记为“? 。质点c 与节点k 的绝对矢径分别记为r t 与彳。节点变形用模态 坐标来描述： 嘭= ：q ( 2 1 ) 为了简化表达式，将表达历的下标f 暂时省略，节点k 的平移模态矢量阵为 七，历的模态坐标阵为g ，假设保留到s 阶模态，有： 西= ( 破绣) ，a = ( 口。q ) 7 ( 2 2 ) 由图2 1 ，节点的相对矢径与变形如下得矢量关系式 p = + ( 2 3 ) 0 图2 1 单变形体示意图 8 五邑人学硕十学位论文 节点k 的绝对与相对矢径有如下得矢量关系 ，= ，+ ( 2 4 ) 设缈为浮动坐标系e 。相对于绝对参考基e 的角速度矢量，则节点的绝对速 度与加速度在绝对参考基的坐标关系式为 ，；= b x ，尹= b 寺+ a , 1 b = ( 厶一声) ，矿= 2 刃a + 巧石p ( 2 5 ) 其中v = f f r 缈7 五r ) ，为用绝对坐标表示的物体的广义速度。 根据j o u r d a i n 速度变分原理，物体扛的变分形式得动力学方程为 西r ( 一 知+ ) = 0( 2 6 ) 系统的动力学方程为 8 o 时，对系统进行动力学分析，即分析其运动是由于保守力和非 保守力的作用而引起的，并要求构件运动不仅满足约束要求，而且要满足给定 的运动规律。它又包括静力学分析、准静力学分析和瞬态动力学分析。动力学 的运动方程就是机构中运动的拉格朗日乘子微分方程和约束方程组成的方程 组。 当d o f 0 ( 4 1 ) 2 9 五邑大学硕士学位论文 式中：一参考频率，= o 1 m 一；q ( f i o ) 一路面不平度系数，m 2 m ； q ( n ) 一路面不平度，m 2 m ；旷频率指数，经验值w = 2 。 已知在空间频率，| i 疗 刀2 内的路面位移谱密度为q ( 疗) ，利用平稳随机过 程的平均功率的频谱展开性质，路面不平度的方差为 z = c q ( 以胁 ( 4 2 ) 将区间( 一，吃) 划分为刀个小区间，取每个小区间的中心频率 刀用心( i = 1 ，2 ，n ) 处的谱密度值q ( 耐- ，) 代替q ( 刀) 在整个小区间内的值，则 式( 4 2 ) 离散化后近似为 z q ( h m i d - i ) a n ， ( 4 3 ) i = 1 对应每个小区间，要找到具有频率f l m l d _ i ( f - 1 ，2 ，1 ) 且其标准差为 q ( 。) 觚正弦波函数，这样的正弦波函数为 扭罚丽s i n ( 2 ，r n m 埘一x + 包) ( 4 4 ) 将对应于各个小区间的正弦波函数叠加起来，就得到频域路面随机位移输 入 g ( 工) = 2 q ( ) 觚s i n ( 2 a n x + e ) ( 4 5 ) i = 1 式中：p 一【0 ，2 兀】上均匀分布的随机数；广频域路面的x 方向 自此，通过离散频域路面的x 方向的x 值，就可以得到空间频域下随机路面 y 方向的值。 4 1 2 随机路面的生成 首先需确定道路等级，然后，设定空间频率的范围和车速，就可计算得到 道路的功率谱密度，并将功率谱密度转化成频率谱。继而根据以上所述谐波叠 加法，生成道路表面不平度随时间的变化值，这就是具有所设定谱密度的随机 不平度路面。在此基础上，再根据轮胎模型所能接受的道路文件的形式，定义 路面的节点、单元，从而生成以分片面片形式表示的时域路面形状。 在a d a m s 中，不平的路面是由一系列三角形的平面单元组合成的一个三 维表面。原理图如图4 1 所示，数字1 、2 、3 等表示节点( n o d e ) ，这些节点的x 、 y 坐标要满足一定的规律，z 坐标仅仅表示路面的宽度：由这些节点按一定的规 3 0 五邑人学硕十学位论文 律组成路面单元( e l e m e n t ) ；再在路面单元罩设置静摩擦系数和动摩擦系数，就 能模拟真实的路面。 r o a d m a pg e n e r a t i o nh o w t of o ra d a m s12 y 不o x 图4 1 路面生成原理图 根据以上算法，编制了道路模型自动生成的软件系统，其流程如图铊所 图4 - 2 道路模型自动生成软件的流程 而且，随机路谱的编制要满足轮胎的要求：第一，路谱的位置要处于轮胎 3 1 五邑大学硕+ 学位论文 的下方；第二，路谱向上的方向要指向轮胎所处的一侧；第三路谱的大小要 根据仿真的需要确定。 所生成的国家b 等级路面的模型如图4 3 所示。 r 疆唾 。川：| |扎一! ! ；两il ：；+ ：；1i5 ： ! i i ? ：；：_ j j ；，；i ! ji ；l ；i 4 2 发动机激励分析 圳i ，；一 1 ；il 图4 3 国家b 等级道路模型 疆哪 蚓 i 1 i ! ： 摩托车在工作状态下，要受到发动机激励和随机路面激励等的作用，当外 部激励的频率与摩托车结构的某一阶固有频率相同或接近时就会产生共振，共 振不仅严重影响乘坐舒适性和操纵稳定性，而且还影响车体上零部件的寿命， 其中也包括各种电器元件的可靠性。但是由于摩托车的整车模型比较复杂，其 固有频率分布比较密集。所以研究摩托车在发动机激励和道路激励下的响应， 是摩托车舒适性研究中一个非常重要的环节。 摩托车主要的振源是发动机激励和随机路面激励，其主要振动为在纵向平 面内的垂向振动和俯仰振动。因此通常只考虑在垂直方向上的振动，一般情况 下假设其振动是线性振动，这样不仅使问题的分析和计算工作得以简化，而且 与试验相比也能够得出比较满意的结果，这也说明刚柔耦合模型中的非线性成 份在低频范围是影响较小的。 本节通过前面建立的整车模型，分析摩托车整车在发动机激励下的动力响 应，并以发动机一阶惯性力作为激励输入，进行瞬态响应分析，从而计算出车 身上不同部位的加速度响应曲线，为实际工程中的设计和改进提供可靠的数据 结果，也为摩托车舒适性的定量评价指标( 加速度加权均方根值) 的计算提供 数据源。 4 2 1 发动机激励原理划 摩托车发动机一般是通过螺栓刚性连接在车体上。由于发动机的质量较 3 2 rliiiii ；1l!ii：，tl1iij“j_=：i 1|ljhj“i一 五邑人学硕十学位论文 大，它既是摩托车的动力源，又是摩托车的一个激振源，还是摩托车的构架的 重要组成部分。为了研究发动机振动对整车动态性能的影响，首先应对发动机 振动对整车的激励信号进行研究。目前国内摩托车通常使用的发动机与汽车有 明显的不同，主要为单缸汽油机，由于要求摩托车发动机结构紧凑和成本低廉， 在发动机设计时，通常不采用复杂的一阶和二阶往复惯性力平衡机构( y a m a h a 技术的1 2 5 c c ，1 5 0 c c ，2 5 0 c c 等发动机都有一阶平衡装置) ，而采用过量平衡 的方法，把一部分往复惯性力转移到和气缸体中心线垂直的方向。发动机工作 时，将活塞的往复运动惯性力转化为曲柄的旋转运动件上一质量的旋转惯性力， 气缸内的燃气压力和运动零部件产生的不平衡惯性力周期性变化的结果会使曲 轴系统和发动机整体产生振动，这也就是发动机不平衡激励力形成的原因。 在计算发动机的不平衡力的时候，首先建立发动机曲柄连杆机构的示意图 如图4 4 所示： b 图“发动机曲柄连杆机构不惹图 假设m 为曲柄和曲柄销的质量，m 为连杆的质量，m 为活塞的质量，c 为 曲柄和曲柄销的质心，为曲柄的半径，为连杆的长度。为了保证简化模型中 连杆的质心不变，将连杆质量m 分配到a ，b 两点，记为小，和鸭，并与m 。合 成，则得： 嗍“( 1 - 詈) ，1 2 耐詈+ 耐 设机构水平和铅垂方向的惯性力为x 和y ，根据动力学定理有： 3 3 五邑大学硕十学位论文 丢( 一船驴s i n 缈一，矽s i n 伊+ 聊：j ) = 日= 一x - - 优d ( m s , c o s 缈一肌厂妒c o s 伊) = 毋= 一y 记曲柄连杆比名= 彳，解得惯性力工和y 为： z = ( 刀拈+ 码，) ( 妒2 c o s 缈+ 矽s i n 咖+ 鸭，痧2 ( 4 c o s 2 矽- a , c o s 4 矽+ 以c o s 6 矽) + ，1 2 ，烈s i n 伊+ 三4s i n 2 缈一三以s i n 4 妒+ 吉4 s i n 6 伊+ 一) y = ( m s + m l ，) ( 驴2s i n 矽- c o s q o 系数4 ，a 4 ，4 忽略高次项，其计算公式为： 4 砒1 4 n 旦1 2 8 n4 = 1 4 n 6 ，4 = 旦1 2 8 。 l 发动机惯性力矩采用三质点模型计算连杆的惯性力矩需要进行修真，设修 正后连杆的转动惯量，则有： 厶= “，l i ，2 矿 连杆对点0 的动量矩为： 岛= j + 俄( 1 - c ) 2 缈 i 为连杆对其质心的转动惯量。 比较上述两式有： j = j 一m c ( t c ) 2 连杆对点0 的动量矩可表示为： 厶= ，2 痧- i c i , 曲柄对点d 的惯性力矩厶为：厶= m 1 2 痧，| 为曲柄回转半径。 根据动量矩定理有： 丢( 仇脚+ m i r 2 矽一= 也 从而 m o = - ( m 1 2 + m r 2 ) 痧+ 形 由于 r s i n 汐= i s i n 无邑大学硕士学位论文 求解得发动机惯性力矩计算公式： m o = - ( m 1 2 + m r 2 ) 一以矿2 ( q s i n 伊- c 3s i n 3 伊+ c , s i n 5 矿- ) 以c l c 唧一三c 3c o s 3 缈+ 喜c 5 c 0 s 5 炉) 当曲柄的角速度国= 痧c 时，发动机惯性力和惯性力矩计算公式为： x = c 0 2 【( ，凇+ 厂+ ，) c o s 缈+ 鸭，| ( 4c o s 2 缈一4c o s 4 缈+ 以c o s 6 矿) 】 y = 缈2 ( ，船+ ，) s i n 矿 m o = 一a 痧2 ( qs i n 驴- c 3s i n 3 1 9 0 + g s i n 5 ( 0 - ) 车辆动力传动系统扭转振动的激励力矩可来自许多方面，其中作用在发动 机曲轴上的周期性激振力矩是动力传动系统扭转振动的主要激振源，发动机曲 轴上的激振力矩是一个复杂的周期性函数。根据傅立叶级数理论，任何周期性 函数都可以由一组不同振幅，不同频率，不同初相位的简谐量组成的无穷级数 来描述，在一定的精度下，无穷级数可以用有限项数的和来逼近。从上述公式 看，发动机的惯性激振力有多阶往复惯性力组成，包含有l ，2 ，4 谐次成分。 由于振动能量只要集中在一次和二次上，故计算中只考虑l 、2 谐次分量。 通过道路试验测得振动信号，较大的振动有两个：一个是基频，与发动机 转速频率一致，且随车速提高而提高；另一个频率是基频的两倍，即倍频；其 它振动成分较小。因此整车的振动主要来源于发动机，振源的控制就是发动机 的控制。 在摩托车设计时，可以根据摩托车车身对激振力响应的特性，对曲柄连杆 活塞机构进行优化设计，合理地布置加配质量的大小和方向，将惯性力矢量端 ( i 一厂) 点轨迹椭圆的长短轴比率，调整合适。将长轴方向调整到车身对激振力最 不敏感的方向，从而使不平衡力对整车所产生的振动最小。在实际生产中，对 曲柄连杆活塞机构的不平衡力的检测在专用平衡机上进行。如果检测到曲柄连 杆活塞机构惯性力矢量端点的轨迹椭圆的长短轴比率超出了设计要求，则要调 整曲柄上加配质量的大小，如果轨迹椭圆的长轴倾角超出了设计要求范围，则 要调整曲柄上加配质量的角度。这两种情况都可通过对锻压曲柄的模具进行修 正来解决。如果轨迹椭圆的长短轴绝对长度超出设计要求，则要考虑按比例增 加或减小往复运动质量和回转不平衡质量。 3 5 4 2 2 发动机激励的时域描述 为了弥补a d a m s 在复杂造型方面的彳i 足以及p r o e 在动力! 学仿真功能方面 的缺乏，因此用p r o e 建立发动机的三维模型，用a d a m s 进行仿真求解。根据 发动机的二二维图纸在p r o e 中对发动机进行j 维建模，模型如图4 5 所示： 图4 5 发动机三维模型 该模型导入至o a d a m s 中后，系统会显示为三个零件组成，因此需要 施加的约束分别为：曲柄与模堑! 空i 、日j h 之f u j 的铰接副，曲柄与连杆之间1 i 的饺 接副，连杆与活塞之f 白j 的铰接副，活塞与模型空| 、日j 之i | i j 的棱柱副，再添加 驱动( 如图1 6 所示) 。 图4 6a d a m s 中发动机模型 3 6 五邑火学硕士学位论文 发动机在a d a m s 中得仿真和分析结果如表4 _ l 所示： 表4 1 发动机惯性力峰值( 单位n ) 发动机5 0 0 0 r p m 时发动机惯性力沿活塞运动方向和垂直于活塞运动方向的 两个惯性力分量仿真曲线如图4 7 所示： 实线：沿活塞运动方向的惯性力分量，虚线：沿垂直于活塞运动方向的惯性力分量， 点线：合惯性力。 图4 75 0 0 0 r p m 时发动机沿活塞运动方向惯性力仿真曲线( 单位n ) 发动机5 0 0 0 r p m 时发动机惯性力沿车架座标系的两个惯性力分量的仿真曲 3 7 五邑人学硕十学位论文 线如图4 8 所示： 三 一 各 j 实线：车架座标系铅垂轴的惯性力分量，虚线：车架座标系水平轴的惯性力分量，点线：合惯性力。 图4 85 0 0 0 r p m 时发动机沿车架坐标系方向惯性力仿真曲线( 单位n ) 4 3 舒适性评价方法分析 目前评价人体振动的方法有多种，国内外用得最多的是国际标准化组织推 荐的“i s 0 2 6 3 1 人体承受全身振动评价指南【5 5 1 。本文评价方法的建立也是以 i s 0 2 6 3 1 为基础，另外参考乘骑人员的人体感受特性曲线以及其他与摩托车振 动环境相似的国标建立。摩托车乘骑舒适性客观评价方法测量部位确定为摩托 车手把、座位两个部位。 4 3 1 手把部位评价 手把三轴向线振动加速度值在8 - 1 0 0 0 h z 范围进行i 3 倍频程分析。手把 振动加速度的测量数据，通过表4 2 所列的加权因子进行加权，取得各坐标方 向的加权加速度。 表4 2 手把、座位、脚踏振动加速度加权因子 3 8 五邑人学硕士学位论文 ( 1 ) 咒、k 、z 方向的加权加速度计算公式如下： 口( 工，y ，z ) 1 1 1 w = 式中：a ( x , y , z ) h w t 向或乙向手把振动加权加速度，m s 2 ； 3 9 五邑火学硕十学位论文 不同频率的手把振动加权因子： a ( x , y , z ) j k 测得的五向或k 向、z h 向各中心频率手把振动加权 加速度，m s 2 。 ( 2 ) 加速度方根值 将三个j 下交方向的记权加速度值处理成一个综合的振动值，即三个方 向的记权加速度值，计算公式如下： 2 小2 加+ 口2 加+ 口2 加 式中：“枷手把三个方向的记权加速度平方和的方根值，简称为加速 度方根值，m s 2 ； ( 3 ) 加速度方根值的均方根值 对于摩托车的三种工况，速度从小到大进行测定，这一程序必须重复进 行五次，每一速度下应得到五个记权加速度方根值：口i ，、a 2 枷、口3 枷、口4 枷、 口5 枷，将每一速度下的5 个加权加速度方根值进一步处理成每一速度下左、右 手把上的加权加速度总值的均方根值，计算公式如下。 口扣w = 式中：吒w 左、右手把上的加权加速度总值的均方根值，m s 2 。 以口 w 作为摩托车左右手把振动的评定值。 4 3 2 坐垫部位评价 关于座位表面的测量，我们采用振动加速度传感器获取坐垫处三轴向线振 动加速度即置、】：、z ，而忽略坐垫处的角振动。臀部角振动主要产生于 在高低不平的地面上行驶的拖拉机里，或在湍流中飞行的飞机里，而在摩托车 的该部位振动不大。 1 ) 鼍、z 、z 。方向的加权加速度计算公式 口( j ，j ，：砷= 五邑大学硕士学位论文 式中：q 副，：炒一墨向或t 向、互向座位面振动加权加速度，m s 2 ； 不同频率的坐垫的振动加权因子： 口，：) 弘测得的置向或e 向、互向各中心频率坐挚处振动加速度， 2 ) 加速度方根值计算公式 = 口删+ 口删+ 口狮p j 式中：口刖一坐挚三个方向的加权加速度平方和的方根值，简称加速度方 根值，m s 2 。 3 ) 加速度方根值的均方根 在对摩托车的三种工况从速度从小到大进行测定时，程序重复进行五次， 每一速度下也得到五个坐垫处的加权加速度方根值：口l 。、口2 。、口，删、q 4 。、口， 将每一速度下的五个加权加速度方根值进一步处理成每一速度下坐垫处的加权 加速度总值的均方根值，计算公式如下。 式中：4 坐垫处的计权加速度总值的均方根值，m s 2 。 以q 。作为摩托车坐垫处振动的评定值。 4 4 舒适性仿真数据分析 4 4 1 路面激励下的仿真数据 在摩托车只承受路面激励的仿真模型中，使摩托车沿国家标准b 级路面作 6 0 k m h 匀速直线行驶，进行仿真计算。得到手把处、车架某固定点、坐垫质心 处的振动加速度和加速度功率谱密度曲线见图