某客运三轮摩托车振动分析与改进设计

雷 鹏， 贾志超， 黄国鹏， 刘进伟

(隆鑫通用动力股份有限公司， 重庆 400052)

作为城乡用户短途出行的主要交通工具之一，客运三轮摩托车由于具有较强的承载能力和道路适应能力，其操作稳定性、行驶平顺性和振动舒适性越来越受到用户的关注[1]。车架的共振现象既影响车辆的行驶安全性和舒适性,又极易造成车上其他结构附件的松脱落动或者断裂损坏,对整车的行驶产生较大的安全隐患[2]。因此,在保证车架强度、刚度的前提下，避免车架共振,是提高摩托车的乘坐舒适性、解决摩托车振动问题的重要手段之一。

在振动特性分析中，首先应对整车的振动水平进行测试与评价。徐中明等[3-4]研究了摩托车振动舒适性的评价方法，提出了包含评价部位、评价指标、评价方法及试验条件等在内的较为科学的标准规范。行业常用模态分析的仿真手段对车架进行振动特性分析。段巧玉等[5]、陈涛等[6]总结了摩托车车架的有限元分析和试验方法，提出了从有限元建模、模态分析，到实验规范的详细流程。王凯等[7]采用模态叠加法对车架进行谐响应分析，为车架的结构设计与优化提供理论参考。

本文以某客运三轮摩托车为研究对象，针对该客运摩托车的坐垫、脚踏板等位置在发动机高转速时振动较大、用户乘坐舒适性较差的问题，首先，通过整车摸底振动测试试验，找出车架的共振点及共振发生时发动机对应的转速范围；然后，基于Hyper Mesh对车架进行有限元建模和模态分析，求解出车架的模态频率和振型；最后，结合仿真分析结果和振动测试数据，明确整车振动舒适性较差的原因，提出相应的结构改进与优化方案，并在实车上进行改进和试验验证，证明优化方案的有效性。

1 原车摸底测试

为了能够更加真实地了解原车的振动情况，量化振动大小，选择LMS Test.Lab数据采集与分析系统，对原车进行振动摸底测试。选择的测试位置主要是驾驶员与整车的接触点，以及发动机悬置安装点，主要包括脚踏、手把、坐垫、悬置主被动侧，其中测量的是三维方向的振动幅值，重点关注的是竖直方向(Z轴向)的振动幅值。测试工况为：摩托车原地静置，空档，发动机转速为2 000～8 000 r/min的匀加速过程；整车振动坐标系：整车纵向(X轴向)，整车横向(Y轴向)，整车竖直(Z轴向)[8]。

由于车架左、右两侧的结构布局基本一致，在发动机激励下的振动变化规律差异不大，故在测试分析时，只列举整车左侧部分的测试结果。

图1为左前脚踏板位置的振幅曲线。从图中可以看出，左前脚踏位置在中、低速2 000～6 500 r/min转速段振动控制较好，振动比较平稳，但到7 000 r/min(2阶激励，对应频率为233 Hz)附近发生明显共振特征，振幅急剧放大，幅值由1.5g急剧增大到5g。

图1 左前脚踏振幅曲线

图2为左悬置主动侧、被动测的振幅曲线。发动机悬置安装点位置为左前悬置主动侧和左后悬置主动侧，两者均直接与发动机相连接，从图2(a)中可以看出，两者的振动相当，随着发动机转速的增加，振幅均匀增加，整个转速范围内振动控制较好。从图2(b)中可以看出，左前悬置被动侧和左后悬置被动侧，两者的振动差异明显，左前悬置被动侧振幅明显大于左后悬置被动侧，尤其在7 500 r/min(2阶激励，对应频率为250 Hz)附近，存在明显共振特征，振幅突然放大，幅值由7g增大到12g。

图2 左悬置振幅曲线

2 振动原因分析及对策

2.1 车架的有限元模态分析

某客运三轮摩托车的车架几何模型如图3所示。该车架主要由转向立管、支撑梁、左右侧梁、横梁等不同截面的管材和等壁厚的板材焊接而成。采用有限元软件Hyper Mesh对车架进行有限元建模时。为缩短求解周期和成本，在保证能够准确反映车架实际结构的前提下，对整车三维模型结构进行必要的简化，只保留车架的主体结构，去除不必要的构件[2]。简化后的车架主体大部分是规则的等壁厚件，为了提高仿真计算的效率，对等壁厚构件采取抽取中面的方式并建立了壳单元(Shell单元)模型，对非规则的构件如转向立管等，建立实体单元(Solid单元)模型，各构件之间采用Rbe2单元进行刚性连接[9]，同时创建材料、壁厚等属性，并分别赋予车架对应的单元。车架材料选用Q235优质钢，弹性模量为2.1×1011Pa，密度为7 800 kg/m3，泊松比为0.3。

图3 原车车架几何模型

模态分析常用的方法包括跟踪法、变换法、兰索士法(Lanczos)，其中兰索士法是一种矢量正交化方法，在兼顾计算效率的同时可以保证良好的计算精度[11]，故本文采用兰索士法(Lanczos)计算车架的固有频率，选择自由模态分析,对车架不施加任何的约束和外力。车架前6阶固有频率见表1。

表1 原车车架前6阶固有频率

2.2 振动原因分析

驾驶员的主观感受是客运三轮摩托车在高转速工况下，坐垫、前脚踏板等位置振动较大。根据测试数据(图1)，左前脚踏位置在7 000 r/min(对应频率233 Hz)附近，振动突然放大，结合车架的模态振型结果，判定原因是：脚踏板自身的固有频率和车架6阶弯曲模态频率228 Hz重合，发生共振。

根据测试数据(图2)，左前悬置被动侧振幅明显大于左后悬置被动侧，尤其在7 500 r/min(2阶激励，对应频率为250 Hz)附近，振动突然放大，结合车架模态分析结果(图4)，判定原因是：车架的前悬置安装支耳，存在250 Hz固有频率，该频率处于车架7阶弯曲模态频率247 Hz附近，在高转速段与车架发生局部共振。

图4 车架第7阶固有频率振型(247 Hz)

驾驶员的主观感受、模态分析结果和原车的摸底测试结果，三者基本吻合。采用的研究方法客观有效，可以作为车架振动原因的判断依据，为下一步的车架结构优化提供方向和理论指导。

2.3 车架结构改进

从方案实施的操作便捷性、企业生产及时间成本控制等角度考虑，对车架进行结构改进与优化设计，应尽量保证原有车架的总体结构不变，同时尽量减少其他附件的布局和尺寸改动，并达到改变刚度或者避开共振点的目的。为此，对整车的脚踏板和悬置安置点分别采取了表2、图5所示的结构优化对策。

表2 优化对策

图5 优化对策

3 振动测试试验验证

为了验证整车的振动改善效果，对原车和改型车在原地进行振动试验的对比分析，以分析由发动机单独提供激励时，随着发动机转速的变化，整车主要测点的振动改善效果[10]。

图6为原车与改型车各测点的振动对比的振幅曲线。从图6(a)中可以看出，原车左前脚踏在7 000 r/min以上发生严重共振，振动急剧放大，改型车在7 000 r/min以上的振动急剧放大现象被消除，在常用转速段振幅变化相对比较平缓，振动改善效果明显，最大振幅不超过1.5g。从图6(b)中可以看出，原车左前悬置被动侧振幅明显大于左后悬置被动侧，尤其在7 500 r/min振动突然放大，而改型车左前悬置被动侧在7 500 r/min以上的振动急剧放大现象被消除，整个常用转速段振幅降低明显，平均降幅达60%，振动线性度控制较好，其最大共振振幅由原来的12g下降到3g。

图6 原车与改型车各测点振幅曲线

从图6(c)、(d)中可以看出，在车架结构改进后，左后脚踏、坐垫等位置的振动趋势与原车相似，但整体上振幅比原车有所降低，其振动情况也得到不同程度的改善。驾驶员的主观评价感受是振动明显减小，振动舒适性优于原车。

4 结语

1)采用仿真分析和测试试验技术相结合的思路是企业摩托车设计的一种重要的方法，两者相互验证，可以更准确地查找车架振动原因，并预估改进方案的有效性，缩短了企业产品的开发周期和试错成本，提高了工程效率和精度，有利于摩托车的结构调整和优化设计。

2)在尽量保证原有车架的整体结构不变和尽量减少改动其他附件的布局和尺寸的条件下，采取对脚踏板进行局部加筋的方式，增强刚度；将前悬置支耳安装位置由中横梁处调整至底盘两侧，避开车架的模态振型。结果表明：由共振导致的振幅急剧放大现象被消除，整车的振幅明显减小，改进优化方案有效，明显提高了该客运三轮车的振动舒适性。