摩托车振动舒适性分析与改进_徐中明

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 University,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 engine 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 ere 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 dy;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(2004-527)0 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]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3009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(shell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Lanczos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车架计算模态阶次频率(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2车架挂发动机计算模态阶次频率(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,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3010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 5173.41167.14 6.27 3.75%0.21 6218.42200.5117.818.880.31 7228.42229.46-1.04-0.450.59 8252.72250.06 2.66 1.060.30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。