摩托车振动舒适性分析与改进_徐中明_图文

1、摩 托 车 振 动 舒 适 性 分 析 与 改 进徐中明 1 张志飞 1 周 坤 2 罗春其 2 苏周成 11. 重庆大学机械传动国家重点实验室 , 重庆 , 4000302. 重庆建设摩托车股份有限公司 , 重庆 , 400050摘要 :从车体动态特性分析入手分析研究摩托车振动舒适性 。 以某 125摩托车为例 , 采用仿真和试 验相结合的方法分析摩托车车架 、 车架挂发动机的模态特性 , 建立了一种有效的简化了的车架挂发动机 有限元模型 。 分析了发动机对车体动特性的影响 , 以及车体动特性与激励的匹配关系 。 针对该车架提 出了改进方案 , 模态分析表明车体结构模态特性得到了改善 。 整

2、车平顺性道路试验结果表明改进后的 车架较好地改善了整车振动舒适性 。关键词 :摩托车 ; 车体 ; 模态分析 ; 振动舒适性中图分类号 :U 483 文章编号 :1004 132X(2007 24 3009 05Analysis and Improvement of Motorcycle Vibration ComfortXu Zho ng ming 1Zhang Zhifei 1 Zhou Kun 2 Luo Chunqi 2 Su Zho ucheng 11. State Key Laboratory of M echanical Tr ansm issio n, Chongqing Un

3、iversity, Chongqing, 4000302. Chongqing Jianshe M otorcycle Co. Ltd, Chongqing, 400050Abstract :Vibration comfort of motor cycle w as analyzed and improved from the v iew of dy nam ic character istic o f motor cycle body. The modal analyses of a certain 125CC m otorcy cle frame w ith and w ithout en

4、gine w ere carried out through experimental method and finite elem ent metho d. Results show that the simplified finite element m odel o f frame w ith engine is accurate. T he effect of eng ine on modal characteristic of body and the matching o f body w ith the ex citations fro m engine and road w e

5、re analyzed. An improved pro ject w as presented to improve mo dal characteristics of the mo to rcy cle body, and w as validated by ex perimental mo dal analy sis and r oad test of riding comfort, w hich show that the ride quality is effectively im pro ved by amended body.Key words :motorcycle; bo d

6、y; modal analysis; v ibration co mfort收稿日期 :2006 10 23基金项目 :国家重点科 技攻关 项目 (2004BA434C -4 ; 教 育部 留学回国人员科研启动基金资助项目 (2004-5270 引言摩托车的振动舒适性已成为评价摩托车的一 个重要指标。目前对 如何评价摩托 车振动舒适 性 , 还没有国家标准可供参考。缪文泉等 1进行 了平顺性道路和台架试验 , 但只测量了座位处垂 直振动 , 也没 有明 确振 动分 析频 率范 围。 顾乾 坤 2开展了一些研究工作 , 但没有明确应该以哪 些部位的振动来评价摩托车的整车振动舒适性。 文献 3-5

7、在深入研究振动评价研究成果的基础 上 , 通过大量试验提出了摩托车平顺性评价方法 , 能很好地评价摩托车整车振动舒适性 , 并得到了 实际应用。摩托车振动舒适性的好坏受到许多因素的影响 , 如悬架系统参数、 车轮跳动量、 坐垫处刚度、 车 体结构动态特性、 发动机激励、 路面激励以及它们 之间的相互匹配关系。摩托车车架作为摩托车的 骨架 , 承受着行驶过程中的动载荷和静载荷 , 并通 过前后减振器和坐垫将发动机和路面激励传递到 驾驶 员 , 其动态特性是影响 舒适性的重要因素。 而发动机由于具有较大的质量和体积 , 对车架结 构动特性具有较大影响。国内对摩托车车架的动态特性进行了大量的 分析研

8、究 6, 7, 但多针对车架 , 忽略了发动机的影 响。有部分研究针对摩托车整车动态特性进行分 析 8, 但由于整车的非线性影响因素较多 , 其实用 性和可靠性有待验证。有研究人员对车架挂发动 机进行了仿真分析和改进研究 9, 还有研究以改 善振动为目标对车架、 悬架参数进 行优化 10, 但 缺乏检验 , 也未结合整车振动进行研究。本文从车体结构动特性的角度研究振动舒适摩托车振动舒适性分析与改进 徐中明 张志飞 周 坤等性。以某 125摩托车为例 , 首先结合试验法和解 析法分析车架、 车架挂发动机的模态特性 , 分析发 动机的影响 , 分析车体动特性与激励的匹配关系 , 最后提出了车架改进

9、方案 , 并通过模态试验和整 车平顺性道路试验进行检验。1 车体结构模态分析某跨接菱形式摩托车车架主要由转向立管、 前管、 主板焊接、 左后管、 右后管及左右下管等焊 接而成 , 图 1所示是目前 125系列摩托车常见的 车架几何模型。图 1车架几何模型1. 1 计算模态分析有限元建模时 , 既要准确地反映车架实际结 构的力学特性 , 又要尽量采用较少的单元和简单 的单元形态。在建模中作了一些简化 , 忽略了车 架上油箱悬挂支承、 加强板等边缘处的冲压 ; 忽略 了焊接的影响 , 直接采用刚性连接。该车架的主要结构为钢板、 圆管 , 其厚度与长 度和截面尺寸相比很小 , 采用壳单元 (shel

10、l 单元 进行模拟。建模时 , 应保证单元形状合理 (斜度、 锥度 , 满足计算要求。利用 NX 和 M SC. Patran 建立车架有限元模型。以车架有限 元模型为基 础 , 把发动机考虑为一个质点 , 通过梁单元与车架 相连 , 车架 挂 发动 机总 成的 有 限元 模 型如 图 2所示。图 2车架挂发动机总成的有限元模型有限元法模态分析即根据系统动力学方程进 行特征 值 求解 , 其 关键 是 特 征 值 的提 取 算 法。 MSC. NAST RAN 提供了跟踪法、 变换法、 兰索士 法三种算法 , 其中兰索士法是跟踪法和变换法的 结合 , 具有较好的性能优势。本文采用 Lanczo

11、s 法求解自由模态 , 车架、 车 架挂发动机的前几阶计算模态结果分别见表 1、 表 2。图 3列出了车架、 车架挂发动机的一阶模 态振型图 , 均表现为一阶侧弯。表 1车架计算模态阶次 (H z 振型描述179. 02一阶侧弯 , 前管变形大296. 44一阶扭转 , 前管下端、 后管尾部变形大3104. 55一阶弯曲 , 前管下端、 后管尾部变形大4147. 01二阶扭转 , 车架尾部变形大5173. 41二阶弯曲 , 前管下端变形大6218. 42二阶侧弯 , 左、 右下管变形大7228. 42车架二阶弯曲 +后管、 下管局部侧弯8252. 72车架二阶弯曲 +后管、 下管局部二阶侧弯表

12、 2车架挂发动机计算模态阶次 (H z 振型描述169. 66一阶侧弯 , 尾部和发动机前后支撑处变形大 298. 54一阶扭转 , 尾部和发动机前后支撑处变形大 3141. 07二阶扭转 , 尾部和发动机前支撑处变形大4158. 21一阶弯曲 , 车架尾部变形大5158. 38一阶弯曲加扭转 , 尾部和发动机前支撑处变形大 6216. 30二阶侧弯 , 下管和尾部变形大(a 车架的一阶振型图(b 车架挂发动机的一阶振型图图 3车体的一阶计算模态振型图在车体有限元建 模中采用了许 多假设和简 化 , 因此模型的准确性需通过试验来检验。 1. 2 试验模态分析试验模态分析即对系统施加某种激励 ,

13、 测出 系统的响应点 , 根据频响函数来识别结构的模态 参数。试验模态分析 可以用来验证 计算模态分 中国机械工程第 18卷第 24期 2007年 12月下半月析 , 计算模态分析也可为试验提供参考和指导。 摩托车车架为钢管焊接结构 , 具有较好的线 性特性 , 因此采用力锤激励。用较软的橡皮绳将 车架吊起来 , 使其处于自由状态。经多次预试验 , 并参考计算模态分析结果 , 选 定车架的测点和激励点 , 如图 4所示。激励点选 在车架左后管尾部 (2点 和右后管中部 (10点 , 激励力垂直向下 , 实测 34个响应点。图 4车架的测点布置图参考车架模态试验的测点布置选择测试点。 由于安装发

14、动机后 , 有些位置不易安放传感器 , 稍 作变动 , 另外在发动机曲轴箱和磁电机的壳体上 布置了两个测点。根据多次预试验 , 最后的试验 测点布置如图 5所示 , 其中 7点、 8点和 38点为 激励点 , 分别在车架尾部和发动机壳体上 , 激励力 垂直向下 , 测 31个点的响应。图 5车架挂发动机的测点布置图分别根据三点 (7点、 8点、 38点 激励、 8点和 38点激励、 7和 38点激励、 38点单点激励的频响 函数进行模态参数估计。分析表明 , 7点、 8点这 两点激励激不起结构前部的振动 , 这是由于发动 机质量较大 , 说明对这种结构不宜采用尾部作为 激励点。最后依据 38点

15、单点激励进行模态参数 识别。每组试验进行 5次 , 以保持一致性。为抑制 信号中的噪声干扰 , 对力锤信号、 响应信号分别加 力指数窗和指数窗。采用时域法中的多参考点最小二乘复指数法 识别频率和阻尼 , 再利用最小二乘频域法估计振 型 , 并通过频响函数综合和模态置信准则检验模 态结果的准确性和可信度。由于仿真分析时忽略了阻尼 (试验表明车体 为小阻尼结构 、 忽略了焊接的影响以及所做的其 他简化和假设 , 再加上试验中传感器的固定位置 和个数均受到限制 , 以及试验的一致性问题 , 这些 都会导致试验模态和计算模态存在一定差异。车 架试验模态和计算模态的比较见表 3, 频率差别 不大 , 最

16、大误差 不超 过 9%; 振型图 也有 一些差 别 , 但整体振型一致。图 6所示为车架的一阶试 验模态振型 , 与计算结果一致。表 3车架模 态试验分析和仿真对比阶次仿真结果(H z试验结果(H z差值(H z相对差值(%阻尼比 (试验值 (% 179. 0281. 57-2. 55-3. 130. 46 296. 4499. 96-3. 52-3. 520. 33 3104. 55108. 14-3. 59-3. 310. 34 4147. 01151. 65-4. 54-2. 990. 28 5173. 41167. 146. 273. 75%0. 21 6218. 42200. 511

17、7. 818. 880. 31 7228. 42229. 46-1. 04-0. 450. 59 8252. 72250. 062. 661. 060. 30图 6车架的一阶试验模态振型图车架挂发动机的计算结果和试验结果对比见 表 4, 各阶振型频率差别不大 , 最大误差小于 8%, 整体振型一致 , 以一阶试验模态振型 (图 7 为例 说明。表 4车架挂发动 机模态试验分析和仿真对比 阶次仿真结果(H z试验结果(H z差值(H z相对差值(%阻尼比 (试验值 (% 169. 6668. 321. 341. 961. 47 298. 5495. 123. 423. 600. 35 3141.

18、 07134. 086. 995. 200. 91 4158. 21147. 9610. 256. 930. 28 5158. 38170. 95-12. 57-7. 350. 57 6216. 30206. 809. 504. 591. 20 试验表明 , 车架有限元模型能较好地反映车 架的动态特性 , 车架挂发动机的有限元模型也能 满足实际需求。摩托车振动舒适性分析与改进 徐中明 张志飞 周 坤等图 7车架挂发动机的一阶试验模态振型图 1. 3 发动机对车体动特性的影响车架和车架挂发动机总成的试验模态的比较 如表 5所示。挂发动机后 , 一阶侧弯频率降低了 13 25H z, 一阶扭转频率

19、降低 了 4 84H z, 二阶扭 转频率降 低了 17 57H z, 一 阶弯 曲 频率 升 高了 39 82H z 。表 5发动机对 车体结构刚度的影响阶次车架 车架挂发动机频率 (Hz 振型描述 频率 (H z 振型描述 181. 57一阶侧弯 68. 32一阶侧弯 299. 96一阶扭转 95. 12一阶扭转 3108. 14一阶弯曲 134. 08二阶扭转 4151. 65二阶扭转 147. 96一阶弯曲 5167. 14二阶弯曲 170. 95+扭转 6200. 52二阶侧弯 206. 80二阶侧弯 车架挂发动机以后一阶侧弯和扭转模态刚度 降低 , 一阶弯曲模态刚度变大 , 结构动

20、特性发生了 较大变化。因此 , 车架挂发动机总成后的结构动 特性对摩托车振动舒适性更具参考意义。 2 摩托车行驶中的激励分析摩托车行驶过程中 , 主要受到路面激励和发 动机激励的作用 , 因此 , 对车体的动特性提出了以 下要求 : 车体频率应该避开悬架系统的频率 ; 车体的模态频率应避开发动机激励和路面激励的 频率范围 ; 车体振型应尽可能光滑、 避免突变。 摩托车悬 架系 统簧上 质量偏 频一般 在 2 3H z 左右 , 簧下质量 (车轮 偏频一般低于 20H z, 车体的固有频率远远高于此频率 , 因此悬架系统 的频率不会和车体相耦合 , 下面主要分析道路激 励和发动机激励的影响。2.

21、 1 路面激励的影响路面激励频率由路面不平度波长和摩托车车 速决定。以摩托车 的最高车速为 85km/h 、 路面 不平度的最小波长为 0 32m 6进行计算 , 路面激 励的最高频率为f =v/(3 6 =73 79(H z 式中 , v 为车速 ; 为路面不变度波长。为了能适应各种路面 , 该频率为车体固有频 率的最低限值。该车 架挂发动机的 一阶频率为 68H z, 在这种路面上行驶时的共振车速为 78km/ h, 实际在这种较差路面行驶时 , 车速一般不会达 到这么高。因此路面激励不会引起车体共振。 2. 2 发动机激励的影响摩托车发动机是通过螺栓直接刚性联结在车 架上的。发动机的激励

22、源于曲柄连杆机构 , 包括 往复惯性力、 旋转惯性力、 气体作用力和与曲轴扭 矩相反的翻倒力偶矩。其中 , 气体作用力在发动 机机体上互相抵消 , 并不传递到机体之外的支架 上 , 旋转惯性力已被平衡质量平衡掉 , 翻倒力偶矩 由气体作用力和往复惯性力产生 , 往复惯性力和 气体惯性力是主要激励。这些力都是作用在与曲轴垂直的平面内 , 在 摩托车上 , 发动机的曲轴方向是沿摩托车横向的 , 因此发动机产生的激励都作用在摩托车的纵向中 心平面内 , 从理论上讲 , 这些激励只对摩托车的弯 曲振型产生影响。对于单缸四冲程发动机 , 往复惯性力的基频 f 1和气体作用力的基频 f 2满足 :f 1=

23、n/60=2f 2平顺性试验表明该发动机的激励主要是一阶 往复惯性力。 与车架挂发动机模态频率耦合的发 动机转速以及最高挡位下的车速如表 6所示。 一 阶弯曲振型的共振车速 接近 90km/h, 超出了正 常行驶速度 , 也就是说正常行驶时不会出现共振。 但真实情况应由试验来检验。表 6车架 挂发动机的共振转速阶次 频率 (H z 发动机转速 (r/min 车速 (km/h 168. 32409941. 46 295. 12570757. 72 3134. 08804581. 37 4147. 96887889. 80 5170. 9510257103. 75 6206. 8012408125

24、. 503 车体结构改进及试验验证理论上说 , 正常行驶时不会出现车体共振 , 但 平顺性道路试验表明 , 对于手把处振动 , 在 55 60km/h 左右存在明 显共振车速 , 严 重影响了整 车舒适性。 说明发动机激励对侧弯和扭转振型也 有较大影响 , 这是由于受焊接变形的影响 , 摩托车 中国机械工程第 18卷第 24期 2007年 12月下半月车架并不是完全对称的。 因此应设法提高车架频 率 , 尽可能减小激励的影响。我们对原车架进行了改进 , 将主板焊接部分 改为圆管 , 并加了一个加强管 , 如图 8所示。图 8改进后车架改进前后车架挂发动机的模态特性 (试验结果 对比如表 7所示

25、。 改进后第一阶模态提高了 15H z, 低阶弯曲、 扭转以及侧弯模态刚度都得到 了大幅提高 , 而且振型分布也发生了变化 , 结构刚 度有了明显提高 , 结构动特性得到了改善。表 7改进前后车架挂发动机模态特性对比阶次原车架改进车架频率 (H z 振型描述 频率 (H z 振型描述 168. 32一阶侧弯 83. 75侧弯振型 295. 12一阶扭转 136. 67 侧弯振型 3134. 08二阶扭转 179. 25弯曲振型 4147. 96一阶弯曲 194. 54扭转变形 5170. 95一阶弯曲 +扭转233. 31侧弯 +扭转对车架改进前后的摩托车 , 按照摩托车平顺 性试验方法和评价

26、方法 3-5进行平顺性道路试验 和分析 , 图 9所示为试验得到的手把处垂直方向、 水平前后方向两轴向振动的合成振级 L aw 。 改进 后 , 手把处振动得到了大幅改善 , 在所有车速下的 振动加速度均方根值都降低了 , 其中 55km/h 时 手把振级从 135dB 降到了 130dB, 下降了 5个 dB 。 改进后 , 座位处振动与原车基本一致。 这也说明车 体侧弯和扭转模态主 要对手把处振 动有较大影 响 , 而对座位处影响不大。图 9车架改进方案对比 (手把处振动 平顺性道路试验表明 , 改进车架明显降低了 手把处振动 , 改善了整车振动舒适性。4 结论(1 采用试验法和解析法分析了车架、 车架挂 发动机的模态特性 , 试验证明简化了的车架挂发 动机模型是有效的。(2 分析表明 , 对于该跨接菱形式车架 , 挂发 动机后降低了除一阶弯曲振型外其他一阶振型的 模态频率 , 车体结构特性发生了很大变化。(3 分析了激励对车体动态特性的影响。(4 通过改进车体动态特性改善了整车振动 舒适性。参考文献 :1 缪文泉 , 朱文健 . 摩托车行驶平顺性探讨 J.