（车辆工程专业论文）基于cae的某款摩托车振动及其控制研究.pdf

，一 重庆交通大学学位论文原创性声明 本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在导师的指导下，独立进行研究工作所 取得的成果。除文中已经注明引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体己经发 表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确 方式标明。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 学位论文作者签名：冶连 日期：2 口，1 年4 月，7 日 重庆交通大学学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向 国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权重 庆交通大学可以将本学位论文的全部内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩 印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。同时授权中国科学技术信息研究所将本人 学位论文收录到中国学位论文全文数据库，并进行信息服务( 包括但不限于汇编、复 制、发行、信息网络传播等) ，同时本人保留在其他媒体发表论文的权利。 学位论文作者签名：洽奎 日期：沙l j 年年月17 日 指导教师签 日期：沙年月7 日 - - 本人同意将本学位论文提交至中国学术期刊( 光盘版) 电子杂志社c n k i 系列数据 库中全文发布，并按中国优秀博硕士学位论文全文数据库出版章程规定享受相关权 益。 学位论文作者签名：涂奎 日期：劲，1 年4 月j 7 日 指导教师签名 日期：劢年 摘要 企业的某款骑式摩托车振动较大，本文对该摩托车原始车架的振动特性与实 施振动控制措施后的车架的振动特性进行了c a e 仿真分析，并与试验结果进行了 对比，揭示了摩托车车架、发动机、油箱、手把、脚蹬、后货架等零部件装配在 一起时摩托车产生振动的原因，找到了降振方法明显有效的原因，探索出在摩托 车正向设计阶段发现及控制振动的有效方法，达到了比较准确预测摩托车振动特 性的目的。通过c a e 仿真分析，能准确判断摩托车的关键部位，如手把、油箱、 后视镜、主坐垫、副坐垫、主脚蹬、副脚蹬、后货架等部位的振动量，预测是否 达到( 或超过) 实际使用要求。 本文的主要研究工作有：原始车架动态特性分析、原始车架有限元模型验证、 添加振动控制措施后的车架动态特性分析、振动控制措施对车架动态特性的影响 研究、原始整车振动响应分析、原始整车振动响应模型验证、添加振动控制措施 后的整车振动响应仿真分析、添加振动控制措施后的整车振动响应仿真分析验证。 本文最后进行了模态试验验证和振动测试试验。试验结果表明：本文的分析 方法是准确有效的，对摩托车进行振动预测和控制的效果良好。 关键词：摩托车车架；振动特性；模态分析；谐响应分析 a b s t r a c t ac e r t a i nr i d et y p em o t o r c y c l eo fc o r p o r a t i o nv i b r a t i o ni ss h a r p ，t h i sp a p e r a n a l y z e dv i b r a t i o nc h a r a c t e r i s t i c o ft h eo r i g i n a lm o t o r c y c l ea n da d o p t e dc e r t a i n c o n t r o lm e a s u r em o t o r c y c l ew i t hc a et e c h n i q u e ，a n dc o n t r a s t e de x p e r i m e n tr e s u l t ， d i s c l o s e dt h er e a s o nf o rm o t o r c y c l ev i b r a t i o nw a si n d u c e db yd y n a m i cc h a r a c t e r i s t i c s o fa s s e m b l yo fm o t o r c y c l ef r a m e ，e n g i n e ，o i lt a n k ，h a n d l eb a r , f o o t r e s ta n dr e a rc a r t i e r , a n df o u n dt h er e a s o nf o rt h er e d u c i n gv i b r a t i o nm e t h o di se v i d e n ta n dv a l i d ，a n d e x p l o r e dt h ev a l i dm e t h o d t of r e do u ta n dc o n t r o lv i b r a t i o ni nt h ep r o d u c td e s i g ns t a g e ， a t t a i n e dp u r p o s et oe s t i m a t em o t o r c y c l ev i b r a t i o nc h a r a c t e r i s t i c t h r o u g hac a e a n a l y s i s ，c o u l da c c u r a t ej u d g m e n tv i b r a t i o nq u a n t i t yo fk e yp a r t so fm o t o r c y c l e ，s u c h a sh a n d ，f u e lt a n k ，r e a l m i r r o r , m a i nc u s h i o n ，v i c e - c u s h i o n , m a i n f o o t r e s t ， v i c e f o o t r e s t , c a r r i e re t c ，p r e d i c tw h e t h e ra t t a i n ( o re x c e e d ) a na c t u a lu s a g et or e q u e s t t h ep a p e rs t u d i e do r i g i n a lm o t o r c y c l ed y n a m i cc h a r a c t e r i s t i ca n a l y s i s ，o r i g i n a l m o t o r c y c l ef em o d e lv e r i f i c a t i o n , i m p r o v e dm o t o r c y c l ed y n a m i c c h a r a c t e r i s t i c a n a l y s i s ，c o n t r o lm e a s u r e si n f l u e n c ef r a m ed y n a m i cc h a r a c t e r i s t i cr e s e a r c l l ，o r i g i n a l m o t o r c y c l ev i b r a t i o nr e s p o n s ea n a l y s i s ，o r i g i n a lm o t o r c y c l ev i b r a t i o nr e s p o n s em o d e l v e r i f i c a t i o n , i m p r o v e dm o t o r c y c l ev i b r a t i o nr e s p o n s ea n a l y s i s ，i m p r o v e dm o t o r c y c l e v i b r a t i o nr e s p o n s em o d e lv e r i f i c a t i o n t h i sp a p e rf i n a l l yc a r r i e do nm o d a le x p e r i m e n tv e r i f i c a t i o na n dv i b r a t i o nt e s t e x p e r i m e n t e x p e r i m e n tr e s u l ts h o w e d ：t h ea n a l y s i sm e t h o di sa c c u r a t ea n dv a l i d ，a n d t h ee f f e c ti sg o o do nv i b r a t i o ne s t i m a t ea n dc o n t r o lt ot h em o t o r c y c l e k e yw o r d s ：m o t o c y c l ef r a m e ，v i b r a t i o nc h a r a c t e r , m o d a la n a l y s i s ，h a r m o n i c a n a l y s i s ，t e s tv e r i f i c a t i o n 目录 第一章绪论1 1 1 摩托车振动研究动态概述1 1 2 课题研究的意义内容和成果3 1 2 1 课题意义3 1 2 2 研究内容3 1 2 3 研究成果及创新点4 第二章摩托车车架模态分析研究5 2 1 基础理论。5 2 2 方法介绍j 6 2 3 原始车架自由模态分析7 2 3 1 有限元模型建立7 2 3 2 提交计算：1 1 2 3 3 结果分析1 2 2 4 改后车架自由模态分析1 6 2 4 1 有限元模型建立1 7 2 4 2 结果分析1 8 2 5 原始和改后车架模态分析结果对比2 2 第三章摩托车车架谐响应分析研究2 5 3 1 基础理论2 5 3 2 方法介绍2 6 3 3 原始车架谐响应分析2 7 3 3 1 有限元模型建立2 7 3 3 2 提交计算2 9 3 4 改后车架谐响应分析3 2 3 5 原始和改后车架谐响应分析结果对比3 3 第四章摩托车振动瞬态响应分析4 4 4 1 瞬态分析模型建立4 4 4 2 发动机激励4 7 4 2 1 曲柄连杆机构的运动学分析4 7 4 2 2 曲柄连杆机构的动力学分析4 8 4 2 3 发动机机体受力分析5 2 4 2 4 发动机激励曲线j 5 2 4 3 发动机激励施加5 3 4 4 瞬态分析结果5 4 第五章仿真分析试验验证5 6 5 1 模态分析试验验证5 6 5 i 1 模态试验原理5 6 5 1 2 试验系统5 6 5 1 3 试验设置5 7 5 1 4 测点布置5 7 5 1 5 理论模态与试验模态对比5 8 5 2 谐响应分析试验验证5 9 5 2 1 测试条件5 9 5 2 2 测试结果5 9 第六章结论与展望7 0 6 1 结论7 0 6 2 展望7 0 致谢7 1 参考文献7 2 作者在攻读硕士期间发表的论文7 4 第一章绪论 第一章绪论 1 1 摩托车振动研究动态概述 解放前，我国没有摩托车工业。从解放后n - 十世纪八十年代前，我国的摩 托车生产技术一直是五十年代从苏联引进的国际上已经落后的生产技术，八十年 代中期至九十年代末，我国摩托车企业都是通过合资、合作、技术引进、技贸、 购买等方式引进国外先进产品技术。近年来，我国摩托车工业发展迅速，年产量 已经超过日本成为世界第一，然而技术含量高和较为先进的车型都是引进技术或 引进技术基础上的改进车型，具有自主开发能力的企业很少，一般都是模仿测绘 国外的产品。我国的摩托车行业自主创新开发能力差、技术水平低、产品档次不 高、缺乏市场竞争力。其主要技术瓶颈在于企业不掌握现代的计算机数值分析设 计手段，不能对摩托车在动态环境下工作的复杂产品作定量的性能分析、预测， 因而就无法定量探讨各种结构形式、结构参数与性能之间的影响关系，就不能进 行精准的设计，就难免设计中的盲目性。 国外摩托车工业起步早，经过一百多年发展，已是高新技术、生产集约化、 产品多样化的产业。国外汽车摩托车工业在计算机数值设计分析技术上应用较 早，自主开发的技术水平也较高。福特汽车公司在英国的子公司美洲虎 ( j a g u a r ) 汽车公司采用数值模拟技术设计某车型发动机盖，设计时间由2 个月减 为2 小时。美国的g e ，t i m k e n 等公司，欧洲的l o t u s ，s a a b 等公司，日本的 m i t s u b u s h i h i t a c h i ，m a z d a 等公司普遍引入了数值模拟技术，取得了很好的效果。 日本h o n d a 、s u z u k i 、y a m a h a 等国际著名的摩托车企业对摩托车计算机数值设 计分析技术的研究和应用非常重视，都有自己的完整的从事计算机数值设计分析 技术研究与应用的专门研究队伍，并使数值设计分析技术贯穿于新产品的整个设 计周期，全面采用基于数值模拟技术的设计分析手段，大大缩短了产品的设计周 期、降低了产品开发成本，提高了设计效率。 但国外各企业对我国实行技术封锁，很难在有关文献资料中找到具体有较大 参考价值的文献资料。随着我国加入w t o ，世界摩托车市场竞争更为激烈。我 国摩托车行业要想立足于国际著名摩托车之列，就必须不断地快速开发出拥有自 主产权的、质量过硬、造型新颖且成本低廉的产品。这就要求我们在摩托车新产 品的开发中，必须运用计算机数值分析设计技术。 有限元法是目前计算机数值分析设计技术中最为流行和普遍的方法。而软件 a n s y s 因为其强大的功能和通用性得到了普遍的认可和应用。a n s y s 在摩托车 车架结构数值分析设计中已有较多应用。重庆大学汪晓虎应用有限元研究了摩托 2第一章绪论 车车架工作过程瞬态响应分析，并对车架结构进行了改进。吉林大学王建中运用 有限元对摩托车车架进行了静态和动态特性分析，得到摩托车动载安全系数不足 的结论，并对结构进行了改进，使其动载安全系数得到提高。武汉理工大学王晋 飞运用有限元对摩托车车架的静态强度和振动特性进行了分析，并分析了车架断 裂的原因。 目前国内在有限元与参数化建模、灵敏度分析、优化设计等分析设计技术相 结合方面，一些高校和企业作了一些研究。武汉理工大学的肖合林建立了发动机 系统的受迫振动力学模型和摩托车在不平路面行驶的受迫振动力学模型，分析摩 托车振动原理，提出了摩托车减振措施的四个方向：消除振源、避开共振区、采 用适当的隔振器、提高车架抗振能力。北京航空航天大学的张明华等利用 a n s y s a p d l 对机床主轴进行了参数化建模，实现了对主轴静力的快捷分析和 优化设计；广西大学的陈宗贴运用a n s y s 建立了磨床的参数化分析系统，集成 了参数化建模、有限元分析、优化分析、热分析、接触分析等子系统，实现了磨 床分析的自动化；浙江大学李小雷等作了基于f e m 组合结构动态灵敏度分析， 利用i - d e a s 软件分别对柴油机机体缸盖组合模型和某大型龙门式组合机架结 构进行了动态灵敏度分析，优化了结构设计；北京航空航天大学张洪伟等作了基 于灵敏度分析的某农用车车架的动力修改，提高了其第一阶固有频率，避开了发 动机爆发频率；吉林大学高云凯等作了轿车车身模态修改灵敏度计算分析，提出 了车身基本抗扭承载区及空间基本抗弯盒的概念；湖北汽车工业学院马迅等作了 基于有限元法的结构优化与灵敏度分析，选择出了有效的设计变量进行了重量最 轻或性能最优的结构优化；重庆大学张志弘等作了摩托车整车振动性能匹配优化 设计技术的研究，通过改变摩托车车架的板厚、管厚、管径，前后减振器的弹性 系数、阻尼系数，悬挂系统的弹性系数等设计变量，达到了性能匹配效果。 综上所述，前人在有限元参数化建模、灵敏度分析、优化设计方面已经取得 了丰硕的成果。但目前真正把有限元分析用于摩托车车架研发初期的设计中，以 降低摩托车车架振动为目的进行振动优化设计并与试验互相验证的文献较少。但 随着计算机技术和数值计算理论的高速发展，特别是有限元理论和最优化设计理 论的发展与应用，一种跨学科数值模拟技术计算机辅助工程( c a e ，c o m p u t e r a i d e de n g i n e e r i n g ) 技术得到了迅速的发展，被广泛用于摩托车的结构强度、振动舒 适性以及优化设计等。国外大型摩托车企业，如美国的哈雷、德国的宝马、日本 的h o n d a 、s u z u k i 、y a m a h a 等早已应用c a e 技术，对新开发的摩托车强度、空 气动力学、振动噪声进行详细的分析研究，并进行了大量的实验，取得了很好的 效果。而国内企业在该领域的研究才刚刚起步，其自主创新开发能力差、技术水 平低、开发方法和手段落后，与国际水平差距很大。国外企业的c a e 分析技术已 第一章绪论 经积累了大量的研究、试验数据，已经很成熟了。比如飞机生产企业：空客、波 音；汽车生产企业：宝马、福特、本田等。在发达国家的c a e 技术已经是必备的 了，但国内起步相对较晚，还有较大差距，但已经尝到了c a e 技术的甜头。相信 随着我国经济的发展，科技越来越发达，c a e 技术会越来越必不可少，也会发挥 它的巨大作用。 1 2 课题研究的意义内容和成果 1 2 1 课题意义 对于摩托车的舒适性，现在的用户越来越看重了，往往成为选择该产品的重 要因素。舒适性中起决定因素的是振动问题，包括路面激励和发动机激励两种激 励引起的整车振动，而这两种激励给乘客的感觉是不一样的，前者是“颠簸”的 感觉，后者是“发麻 的感觉。“发麻 感是企业和用户都不能忍受的，所以本 文主要针对发动机激励引起的振动问题进行研究。对于振动问题的解决，往往又 分为两种方式：正向法和逆向法。正向法就是在产品( 包括样车) 还未生产出来 的阶段就对振动进行控制，以使后来的产品能有较好的振动效果。逆向法就是在 产品( 包括样车) 已经生产出来了，发现振动效果不佳，然后用降振、隔振等方 法进行振动效果提升。本文利用现代数值分析设计技术研究了在正向设计时摩托 车车架的动态特性和振动响应，形成一种进行车架振动设计的方法。这对摩托车 企业缩短新车型的开发周期，提高设计成功率，避免在批量生产后因振动问题而 蒙受经济损失，适应快速变化的市场需求，增强市场竞争力具有非常重要的现实 意义，同时该课题研究所涉及有限元理论、振动理论也有一定的学术价值。 1 2 2 研究内容 某企业有某款摩托车的振动较大，有“发麻的感觉，该企业请日本本田老 专家对该车进行降振工作，日本专家以他的工程经验把该车的振动降了下来，效 果比较好，但企业不知道为什么经过那些改进后就能达到如此的降振效果，想知 道能否在正向设计中控制振动。本文对该摩托车原始车架的振动特性与实施振动 控制措施后的车架的振动特性进行了c a e 仿真分析，并与试验结果进行了对比， 揭示了摩托车车架、发动机、油箱、手把、脚蹬、后货架等零部件装配在一起时 摩托车产生振动的原因，找到了降振方法明显有效的原因，探索出在摩托车正向 设计阶段发现及控制振动的有效方法，达到了准确预测摩托车振动特性的目的。 通过c a e 仿真分析，能准确判断摩托车的关键部位，如手把、油箱、后视镜、主 4第一章绪论 坐垫、副坐垫、主脚蹬、副脚蹬、后货架等部位的振动量，预测是否达到( 或超 过) 实际使用要求。 研究的内容： 1 ) 原始车架动态特性分析：建立车架的动态特性分析有限元模型，进行动 态特性分析； 2 ) 原始车架有限元模型验证：通过试验模态与分析模态的频率与振型的对 比，修改模型，直到与试验结果吻合较好，达到工程精度的要求； 3 ) 添加控制措施后的车架动态特性分析：在原车架动态特性分析有限元模 型的基础上，添加相应的振动控制措施后，对车架进行动态特性分析； 4 ) 控制措施对车架动态特性的影响研究：通过对比原车架的动态特性和添 加控制措施后车架的动态特性，揭示添加该控制措施的机理和目的； 5 ) 原始整车振动响应分析：在车架模型的基础上，添加发动机、油箱、手 把、脚蹬、后货架、前后悬架等附件和对振动有影响的质量( 含人、货物、其他 重量) 等的有限元模型，在发动机整个转速范围内，对摩托车进行振动响应特性 分析，得到摩托车关键和重要部位如手把、油箱、后视镜、主梁、座垫、斜梁、 脚蹬、后货架等在不同频率下的振动幅值，及彼此之间的大小关系； 6 ) 原始整车振动响应模型验证：通过对比实测的摩托车各关键和重要部位 的振动大小，修改和完善分析模型，直到与试验结果吻合较好，达到工程精度的 要求，从中总结摩托车振动仿真技术要领； 7 ) 添加控制措施后的整车振动响应仿真分析：在整车振动响应分析模型的 基础上，添加振动控制措施，进行发动机整个转速范围内摩托车进行振动响应特 性分析，得到摩托车关键和重要部位如手把、油箱、后视镜、主梁、座垫、斜梁、 脚蹬、后货架等在不同频率下的振动幅值，及彼此之间的振动大小关系； 8 ) 添加控制措施后的整车振动响应仿真分析验证：通过对比添加振动控制 措施后，实测的摩托车各关键和重要部位的振动大小，修改和完善分析模型，直 到与试验结果吻合较好，达到工程精度的要求。 1 2 3 研究成果及创新点 本文以c a e 技术对运用工程经验能有效解决工程实际问题的原因进行了 较深入的研究。 基于c a e 技术，综合运用模态分析、谐响应分析、瞬态分析技术可以在正 向设计时对摩托车振动进行有效地预测和控制。 第二章摩托车车架模态分析研究 5 第二章摩托车车架模态分析研究 为了找到原始车架和改后车架振动效果的差异，需要进行一系列的动力学分 析，而了解两种状态车架的动态特性是应该最先考虑的。本章针对原始车架和改 后车架分别进行了模态分析及结果对比。 1 9 7 0 年成立于美国宾西法尼亚州的a n s y s 公司致力于c a e 技术的研究和发 展，它基于有限元理论开发出的a n s y s 软件，帮助企业优化设计流程，使企业在 最短的时间内开发出高质量的产品。a n s y s 软件灵活、开放的解决方案为从概念 设计到最终测试的设计全过程提供了有效的协同仿真环境，使客户可以在设计的 各阶段大规模采用c a e 技术，最大程度地发挥c a e 对设计流程的贡献，大幅度地 缩短研发流程，降低研发费用，提高设计质量。所以， n s y s 软件早已经被很多 行业采用，包括机械制造、石油化工、轻工、造船、航空航天、汽车交通、电子、 土木工程、水利、铁道、日用家电、生物医学等各个领域。而国外的各个c a e 软件研发公司中，最先进入中国市场的是a n s y s 软件公司，国内对a n s y s 软件研 究的更早，关于a n s y s 的书籍也是最多的，高校开展教学也大多以a n s y s 为基础， 所以相对其它同类软件更有易学性、可靠性。本文中的各种分析也采用了a n s y s 软件为工具。 2 1 基础理论 模态分析在动力学分析过程中是必不可少的一个步骤。在谐响应分析、瞬态 动力分析动分析过程中均要求先进行模态分析才能进行其他步骤。 模态分析用于确定设计机构或机器部件的振动特性( 固有频率和振型) ，即结 构的固有频率和振型，它们是承受动态载荷结构设计中的重要参数。同时，也可 以作为其他动力学分析问题的起点，例如瞬态动力学分析、谐响应分析和谱分析。 其中模态分析也是进行谱分析或模态叠加法谱响应分析或瞬态动力学分析所必 需的前期分析过程。 在结构动力学问题中结构固有频率和固有振型是动力学问题分析的基础。在 无阻尼自由振动的情况下，结构的固有频率和振型可转化为特征值和征向量的问 题。n 自由度无阻尼系统的自由振动可表示为： 【m 】 露( f ) ) + 【k 】 g ( f ) ) = o )( 2 1 ) 由于弹性体的自由振动可以分解为一系列简谐振动的叠加。因此可设式( 2 1 ) 的解为： g ( f ) ) = 甜) c o s ( c o t 一缈) ( 2 2 ) 6 第二章摩托车车架模态分析研究 式中，一实数，为简谐运动的频率；巾一任意常数。 将式( 2 2 ) 代入式( 2 1 ) 得： 隧】 “) 一彩z m 】 掰) = 0 ( 2 3 ) 这是一个关于 u ) 的n 元线性齐次代数方程组，该方程组有非零解的充要条 件是它的系数行列式等于零，即k 一国2 m ，i = 0 ，此式称为系统频率方程，该行 列式称为特征行列式。 假定系统的质量矩阵与刚度矩阵都是正定的实对称矩阵，在数学上可以证 明，在这一条件下，频率方程k 一缈2 m ，= 0 的n 个根均为正实根，它们对应于 系统的n 个自然频率，这里假定各根互不相等，即没有重根，因而可以由小到大 按次序排列为6 0 l 6 02 l o a d s l o a ds t e po p t s t i m e f r e q u e n c d a m p i n g 打开 阻尼设置对话框，见图3 8 。命令a l p h a d 和b e t a d 指定的是和频率相关的阻尼 系数，而d m p r a t 指定的是对所有频率为恒定值的阻尼比。这里设置a l p h a d = o 1 。 图3 8 阻尼设置对话框 f i 9 3 8d a m p i n gs p e c i f i c a t i o n s 再次，设置好输出控制选项： p r i n t e do u t p u t o u t p r ，此选项用于指定输出文件j o b n a m e o u t 中要包含 的结果数据。 d a t a b a s ea n dr e s u lt sf il eo u t p u t o u t r e s ，此选项用于控制j o b n a m e r s t 中包含的数据。 e x t r a p o l a t i o no fr e s u l t s e r e s x ，此选项用于设置采用将结果复制到节 点处，而非缺省的外插方式得到单元积分点结果。 最后，就可以开始求解计算了。运用命令：s o l v e 或g u i ：m a i n m e n us o l u t i o n s o l v e c u r r e n tl s 。 3 4 改后车架谐响应分析 以第二章中建立好的改后车架模态分析用的车架有限元模型为基础，再用原 始车架谐响应分析类似的方法建立改后车架的谐响应分析模型，见图3 9 。 第三章摩托车车架谐响应分析研究 3 3 图3 9 改后车架谐响应分析模型及测点位置 f i 9 3 9i m p r o v e df r a m eh a r m o n i cm o d e la n dm e a s u r e - p o i n t s 在a n s a 中建立好谐响应分析模型后，运用f il e o u t p u t 功能输出a n s y s 能 识别的c d b 文件，然后用类似原始车架谐响应分析提交计算时的方法，进行提 交计算改后车架的谐响应分析。 3 5 原始和改后车架谐响应分析结果对比 对分析的结果进行数据提取，提取的点位置见图3 9 。原始车架和改进车架 的测点位置相同，以增加可比性。各位移响应图中，淡蓝色线条代表x 方向( 前 后方向) ，即摩托车行驶方向；紫色线条代表模型的y 方向，即为垂直地面的方 向( 上下方向) ；红色线条代表z 方向，即垂直摩托车中性面的方向( 左右方向) ； 横坐标为频率，纵坐标为位移响应。需要说明的是： i ) 对于纵轴的数据，虽然是位移响应，但却不能认为是车架在某频率下的 真实的位移响应。这是因为，( 1 ) 在分析模型中，为了能把所有可能的振动都激 励起来，所施加的载荷比较大；( 2 ) 实际结构中其阻尼的大小不太确切，在仿真 中给整个模型施加的阻尼为0 1 。因此，对仿真结果中位移响应的评价，更多的 应从一个相对的角度去看，也就是说它反应了在某一频率下，车架上各点响应大 小的相对关系，或车架上同一点，在不同频率时响应大小的相对关系； i i ) 实际中，发动机的激励包括侧击力和往复惯性力，并且他们具有不同的 相位，仿真中，这两个力是分别计算的，一方面是为了加载的方便，另一方面， 第三章摩托车车架谐响应分析研究 是为了知道车架对哪种激励更敏感； h i ) 虽然在实际中，发动机激励的大小是随着发动机的转速急速上升的，但 在谐响应分析中，激励的大小始终是不变的，只有频率的变化。因此，对低频和 高频的响应进行评价时，必须考虑到这一点，不能用同样的标杆去衡量，即低频 的标杆要高些，同时由于谐响应分析本身的局限和实验中必须增加人的操控，分 析中约束的施加不能完全仿真实验状态，也会导致实验与计算的偏差； i v ) 对谐响应计算结果的评价，更多的是一个相对的量，主要是对比在一定 的激励下，不同结构之间响应的差异程度，其绝对值没有太大的意义； l e o o 位州 群 4 e e ，t o l t o 工 1 ) 手把改进前后x ，y ，z 方向位移响应对比 s ele工u工 1 7 0l e o s 0se工|j1 j t ot o o 1 2 51 $ 51 l it l ln u u 频率频率 图3 1 0 左车把1 点改进前后x ，y ，z 方向位移响应 f i 9 3 1 0n o 1o f l e f lh a n d l eb a ri m p r o v e d o r i g i n a lx ，y , zo r i e n t a t i o nd i s p l a c e m e n tr e s p o n s e leu ju 1 t i l l i 工li 4 t1 2 1z e l i i i ，u lu st i l l i，i1 1 5u u 频率频率 图3 1 1 右车把1 点改进前后x ，y z 方向位移响应 f i 9 3 11n o 1o f 堍h th a n d l eb a ri m p r o v l o r i g i n a lx ，y zo r i e n t a t i o nd i s p l a c e m e n tr e s p o n s e m m m 位移响应 卅 瑚 位移响应 啪 川 位移响应 第三章摩托车车架谐响应分析研究 3 5 l e e 2 t s e ，2 0 l 5 0 l li i 频率 稿 z s t l 1 s 1 0 e 5 1 7 ez e e s e1 ”o3 c o l 工乏lh ih i，；1 f1 - l 图3 1 2 左车把2 点改进前、后x ，y , z 方向位移响应 f i 9 3 1 2n o 2o fl e f lh a n d l eb a ri m p r o v e d o r i g i n a lx ，y , zo r i e n t a t i o nd i s p l a c e m e n tr e s p o n s e 2 0 t o s o 0 0 4 0 0 ，o “o 】o e e s os ej 工工工7lee s el i ej t , oj , 4 b l工l i e it 1 5j 1 ；】1 l工5 频率 i ii】15工ii j i l l 数军 图3 1 3 右车把2 点改进前、后x ，y , z 方向位移响应 f i 9 3 1 3n o 2o f r i g h th a n d l eb a ri m p r o v e d o r i g i n a lx , y zo r i e n t a t i o nd i s p l a c e m e n tr e s p o n s e 表格3 1 各图的主要频率下的峰值、频率对比列表 t a b l e 3 1l i s to fp e a kv a l u e sa n df r e q u e n c i e s 测点频率 xyz 测点频率 xyz 名称 h z 左右 左右左右 名称 h z左右 左右 左右 5 9 7 54 1 7 1 1 4 72 2 5 43 1 8 3 1 86 4 6 2 51 9 3 1 5 14 1 21 5 2 1 5 0 改 8 0 7 54 8 5 5 8 11 2 4 1 3 6 4 7 2 5 2 3 改 8 4 1 2 5 9 5 1 1 1 2 9 3 3 9 1 1 0 1 进进 前 9 2 05 0 2 7 0 62 3 0 3 3 54 9 8 6 0 6 后 9 4 2 56 l 8 52 6 5 05 9 ，7 3 车 l l o 7 51 4 佗78 3 61 2 2 l 车 1 1 4 8 84 45 03 0 把把 1 2 0 1 21 5 1 55 3一l n1 2 3 51 9，l l陀 l1 点 1 2 8 7 57 52 8 ，35 ，3 点 1 2 8 7 51 4 ，l l5 3 51 0 5 1 4 1 57 2 l1 7 8l6 1 41 4 2 6 22 1 1 81 5 1 6l “1 2 枷 m m 位移响应位移响应 位移响应 3 6 第三章摩托车车架谐响应分析研究 1 7 0 1 59 0 ，9 0o 5 3 46 4 6 6 5 9 7 53 5 9 陀7 91 7 “82 8 9 2 8 56 4 6 2 51 5 9 1 2 04 1 21 3 8 1 3 4 改 8 0 7 54 0 3 4 6 71 0 2 1 0 64 3 4 4 7 1 改 8 4 1 2 57 5 8 92 3 陀68 3 9 l 进进 朗 9 2 o 4 1 l 5 6 0 1 8 8 2 6 34 5 8 5 4 2 后 9 4 2 54 7 6 72 0 3 95 4 6 5 车车 1 1 4 8 80 3 48 ，3 95 2 6 把把 1 2 3 58 ，69 ，4 ll 9 22 点点 1 2 8 7 5 l o ，84 l 3l o 4 1 4 2 6 21 5 1 3l l 41 2 1 0 1 7 0 7 56 5 ，5 9o 8 3 85 2 5 1 结论：对比上图及表知，原始车把在5 9 7 5 h z 、8 0 7 5 h z 、9 2 h z 等频率处均 有较大的振动峰值，并且都在发动机5 5 0 0 r m i n 以内的大振动；而改进后车把在 上述频率附近的峰值均有较大幅度的降低，并且频率有部分提高，由此可见改进 后相对于改进前，车把振动改进性能效果非常明显。 2 ) 前座椅点改进前后x ，y ，z 方向位移响应对比 s em “ 1 t lu1 4 0u l i ，sn l u l 0 5“u su 1 j $ 频率皴率 图3 14 左前座椅点改进前、后x ，y , z 方向位移响应 f i 9 3 1 4l e f t - f r o n ts e a ti m p r o v e d o r i g i n a lx ，y , zo r i e n t a t i o nd i s p l e m e n tr e s p o n s e i 工l1l，too i u-工z o o 1 5u su i u i u s1 1 5i 频率獭率 图3 1 5 右前座椅点改进前后x ，y z 方向位移响应 f i 9 3 15r i g h t - f r o n ts e a ti m p r o v e d o r i g i n a lx ，v , zo r i e n t a t i o nd i s p l a c e m e n tr e s p o n s e m m m “ 位移响应 卅 ! 三 m m m “ 位移响应 m 位移响应 m m m ” 位移嘀应 3 7 t a b l e 3 2l i s to f p e a kv a l u e sa n df r e q u e n c i e s 测点频率 x y z 测点频率x yz 名称 h z赳右 左右 左j 右 名称 h z 左右 左右左右 改 5 9 7 54 4 陀39 5 ，4 91 2 9 1 2 6 改 6 4 6 2 52 2 83 8 1 35 l “9 前 8 0 7 51 0 3 81 1 9 5 52 2 2 2 3 2 后 8 4 1 2 5鲥s1 4 1 23 3 3 3 前前 座 9 2 02 9 6 01 6 9 4 41 4 7 1 5 7 座 9 4 2 52 1 23 l 23 6 乃7 椅1 1 0 7 54 5 5 4 2 5 1 6 4 2 4 2椅1 1 4 8 83 31 f 毽4 1 | 纯 点点 1 7 0 7 52 2 2 32 2 6 42 2 1 1 31 7 2 6 22 ，l3 11 1 l l 结论：对比上图及表知，改进前前座椅在5 9 7 5 h z 、8 0 7 5 h z 、9 2 h z 等频率 处均有较大的振动峰值，并且都在发动机5 5 0 0 r m i n 以内的大振动；而改进后前 座椅在上述频率附近的峰值均有较大幅度的降低，并且频率有部分提高，由此可 见改进后相对于改进前，前座椅振动改进性能效果非常明显。 3 ) 座椅中部点改进前后x ，y ，z 方向位移响应对比 t l 位t e e 斡 工l i 1 i t i l l l 土5 倥 鞋 工l 】j ，i u l u i l t t ss,115u ls i l拜 工士l u ，”- 频率羧率 图3 1 6 左座椅中部点改进前、后x ，y 7 - 方向位移响应 f i 9 3 1 6m i d d l eo fl e rs e a ti m p r o v e d o r i g i n a lx ，y ，zo r i e n t a t i o nd i s p l a c e m e n tr e s p o n s e u 1 1 1 ，iu i, l i iu 频率 图3 1 7 右座椅中部点改进前、后。y , z 方向位移响应 f i 9 3 17m i d d l eo fr i g h ts e a ti m p r o v e d o r i g i n a lx ，y ，zo r i e n t a t i o nd i s p l a c e m e n tr e s p o n s e m m ” 位移响应 3 8 第三章摩托车车架谐响应分析研究 表格3 3 后座椅各图的主要频率下的峰值、频率对比列表 t a b l e 3 3l i s to fp e a kv a l u e sa n df r e q u e n c i e s 测点频率 xyz 测点频率 xyz 名称h z左右左右左右 名称 h z 左右 左右左右 改 5 9 7 57 3 1 82 0 4 2 97 3 ，7 6 改 6 4 6 2 53 2 ，78 8 33 9 4 l 进进