基于有限元分析的摩托車車架優化設計

金城集團有限公司□胡家鳳

1 概述

車架是摩托車的骨架，它將發動機、傳動系統、制動系統、行走系統、轉向及懸掛系統等有效的連接起來，構成一個整體。車架除了承受靜載荷外，還要承受行駛時產生的動載荷、沖擊載荷。摩托車車架的結構設計須從下幾方面考慮：

1）車架的結構布置應符合人機工程學的要求，使整車騎行舒適。

2）具有足夠的強度，使其主要零部件在正常受力的情況下不受破壞，同時還要考慮到能適應各種不同類型的道路情況。

3）具有足夠的剛度，使車輛工作時不易產生變形。剛度過大，會影響乘坐舒適性，剛度過低，操縱穩定性降低。

4）車架的重量要輕，在滿足強度和剛度的情況下，車架越輕越好。

目前摩托車車架的典型結構是采用成形管和沖壓件組合焊接而成的框架結構，這樣既能滿足對強度與剛度的要求，又能達到結構緊湊、低成本的要求。

車架振動對振動噪聲、操縱穩定性、乘坐舒適性等車輛的基本性能影響極大。此外，由于環境問題的社會要求，減輕車輛重量也是十分重要。在提高性能的同時開發重量更輕的車身也是需要解決的一項課題，對車架進行結構分析是解決上述問題的重要方法，是強度、剛度驗證、提高性能和減輕重量的強有力的開發工具。目前，在應用動態設計理論和方法解決摩托車產品的結構動力問題方面，層次較低，迫切需要深入系統的研究摩托車動態設計問題。

2 車架有限元建模及分析

摩托車的主要振源來自發動機，本文研究的是低跨式 （鋼管型）車架，發動機與車架之間是直接通過螺栓剛性連接的，發動機的振動直接傳遞給了車架。當發動機的一、二階慣性力頻率與車架的模態頻率同步時，就會引起共振。由于現有摩托車車架的前幾階固有頻率與發動機常用轉速下的一、二階慣性力頻率比較接近，容易引起共振現象。通過對道路激勵引起的摩托車振動進行分析，從摩托車發動機這一引起摩托車振動的主要根源出發，對摩托車車架進行模態頻率響應的優化設計，以使車架的前幾階固有頻率避開發動機常用轉速下的一、二階慣性力頻率，從而達到提高摩托車的動態特性和緩解摩托車振動的目的。

（1）車架有限元建模

1）運用三維實體建模軟件對車架進行實體建模 （車架方管壁厚4mm，圓管壁厚3mm，板厚3mm）。建立的實體模型如圖1所示，在進行有限元網格劃分和計算前需對該實體模型進行簡化，簡化后結果如圖2所示。

圖1 車架建模實體模型

圖2 簡化的車架實體模型

2）對實體模型進行有限元分析前的預處理，即進行網格劃分，本文采用HyperMesh軟件完成車架的有限元網格劃分，結果如圖3所示。

圖3 車架有限元模型

（2）車架模態分析

模態是結構的固有振動特性，每一個模態具有特定的固有頻率、阻尼比和模態振型。這些模態參數可以由計算或試驗分析取得，這樣一個計算或試驗分析過程稱為模態分析。模態分析是針對復雜系統，利用線性系統的疊加原理，分別研究各階模態附近的振動特性。本文采用有限元軟件ABAQUS對摩托車車架進行模態分析，采用Lanczos算法求解架體模態，在進行模態分析前尚需確定架體所受約束狀態和需要考慮的振動頻率范圍。

1）邊界條件的確定

a）載荷邊界條件的確定在對車架結構進行模態分析時，由于求解的是車架結構的固有特性（固有頻率和固有振型），與所受外力無關，故可忽略外部載荷的作用；

b）約束邊界條件的確定就車架結構動態特性而言，如果車架有限元模態分析采用實際邊界條件支撐，當然能更精確的反映出車架在工作時的動態性能，但實際邊界條件是極其復雜的，例如懸架的非線性，更何況若添加剛度較大的實際邊界會在有限元分析中造成剛度矩陣的病態，影響計算的精度。因此實際支撐條件下的有限元分析很難實施。而且從理論上講，自由邊界條件下所計算得到的模態參數可以通過數學建模的方法計算得到任意邊界約束條件下的特性。反之，在指定邊界條件下取得的計算結果則不能轉化為其他邊界約束條件下的特性。基于以上幾方面原因，在本論文車架有限元模態分析中采用自由邊界支撐，不加約束與力，計算車架體的自由模態。這種自由狀態必然導致計算結果出現六個體模態：三個移動模態，三個轉動模態。前者由結構的質量所確定，后者由三個轉動慣量所確定。剛體模態所對應的固有頻率為零。

圖7 第一階模態振型圖

2）計算頻率范圍的選取

計算頻段的選擇應考慮到車架在實際運行條件下可能的激振頻率范圍。通常認為，遠離振源頻帶的模態對結構的實際振動影響貢獻量較小，通俗的說法就是：低頻激勵激不出高頻模態。事實上，高頻模態的貢獻的大小，除與激振頻率有關外，還與激振力的分布狀態有關。因此，計算頻段應略高于激振力的頻帶。此外，如果車架的計算結果還將用來與其他多個部件進行綜合分析以求取整體結構的模態時，為了使整體模態具有更高的精確度，車架模態計算的頻段也應適當放寬，以求得稍多的模態。若車架模態數過少，而與各部件之間的連接點又較多時，很可能使整體綜合分析不能進行。考慮到摩托車的行駛速度以及車架與發動機進行綜合分析的需要，選取0～400Hz作為其計算頻段范圍，在該范圍內，提取車架體的前12階模態，其中前六階為剛體模態。

（3）有限元結果分析

車架的材料為Q235A，材料屬性：彈性模量 E=2.1×105MPa， 泊松比 μ=0.3， 密度 ρ=7800kg/m3。選用ABAQUS軟件中的Lanczos求解，計算頻率范圍為0～400Hz，得到車架的前六階模態振型，如圖7～圖12所示。

圖8 第二階模態振型圖

圖9 第三階模態振型圖

圖10 第四階模態振型圖

圖11 第五階模態振型圖

圖12 第六階模態振型圖

1）由圖7可以看出，第一階彈性自由模態振型 （f=104.5Hz）為下梁管的彎曲振動。最大相對位移在下梁管的端部，最大值為1.114。

2）由圖8可以看出，第二階彈性自由模態振型 （f=176.31Hz）為下梁管、主梁管、發動機下掛架的扭轉振動、車架后部的彎曲振動。最大相對位移在車架下梁管端部，最大值為1.077。

3）由圖9可以看出，第三階彈性自由模態振型 （f=217.081Hz）為整車繞X軸的扭轉振動，最大相對位移在車架尾支板端部，最大值為1.334。

4）由圖10可以看出，第四階彈性自由模態振型 （f=272.97Hz）為整車繞X軸的扭轉振動，最大相對位移在車架尾支板端部，最大值為1.0。

5）由圖11可以看出，第五階彈性自由模態振型 （f=275.79Hz）為下梁管和車架后部的彎曲振動。最大相對位移在下梁管的端部，最大值為1.008。

6）由圖12可以看出，第六階彈性自由模態振型 （f=391.41Hz）為下梁管的彎曲振動和車架乘員座處的扭轉振動。最大相對位移在車架乘員座后支撐板處，最大值為1.027。

7）從車架的振型圖可以看出，多階振型均反映車架彎曲和扭轉變形在后半部分附近，與實際情況相符。在改進時，應想辦法改變該部位的強度和剛度；車架裂紋的產生主要是由于其固有頻率同發動機的激振頻率相耦合而產生的；發動機的高頻激勵對車架結構疲勞破壞的影響是有限的，但它是引起車架振動的主要原因。

3 摩托車車架結構優化

對摩托車的車架進行結構優化，減輕質量不僅對減少原材料的浪費、降低生產成本、提高企業的競爭力有重要的實際意義，而且對新產品的開發具有指導意義。減輕車架質量一般有兩種途徑：一是從新材料入手減輕結構質量；二是從優化設計入手，在保證承載能力和可靠性的前提下減輕其質量。前者輕量化效果明顯，但研發成本高，工藝比較復雜；后者成本低且易于實現方案得當也能達到良好的輕量化效果。實現輕量化傳統的經驗設計帶有許多盲目性，設計校核的周期比較長。運用有限元分析可以使車架的輕量化設計始終處于一種可預見、可控制狀態，以車架質量為目標函數，求出最優解。根據車架的實際受力情況及載荷工況，在不改變車架結構拓撲關系的情況下，影響其質量的主要因素為板殼厚度。因此本文在結合ABAQUS有限元軟件車架模態分析的基礎上，選用工程中常用規格的幾款型鋼 （即不同截面形狀和不同厚度，見表1，在滿足剛強度的基礎上可供選擇的車架管材和板材規格較少，因此本文對可選規格材料進行組合優化，擇優選取各部分材料規格。

表1 型材規格表 mm

由于發動機的質量較大，它既是摩托車的動力源，又是摩托車振動的一個振源。因此，在車架優化時主要考慮車架在滿足剛強度要求的前提下，避開發動機的各個工作頻率。對某型摩托車而言，當發動機在四個檔位工作時，其一階慣性力頻率是 25.581Hz、 41.134Hz、 55.686Hz、70.833Hz， 二階慣性頻率是51.162Hz、82.268Hz、 111.372Hz、 141.666Hz， 可以看出發動機的二階慣性力頻率覆蓋了車架的第一階模態頻率，因而當發動機的二階慣性力頻率與車架的模態頻率同步時，會引起車架的共振。

圖13 優化后的第一階模態振型圖

結合優化前計算出的模態頻率和模態振型可以看出：該摩托車車架的前斜梁和尾部振動比較厲害，而且發動機的二階慣性力頻率覆蓋了車架的前四階模態頻率，優化前車架的第一階固有頻率與發動機二階慣性頻率的111.372Hz比較接近，易引起車架和發動機的共振。因此選用表1中的型材規格進行組合搭配優化，優化車架設計，減輕重量，降低成本，同時使車架的第一階固有頻率遠離發動機二階慣性頻率。經過計算、比對和評估，最終選擇規格3的方管、規格2的圓管和規格2的板材進行組合。對組合后的車架，按滿載狀況 （工況一）進行有限元模態分析，其結果如圖13～圖18所示。

1）由圖13可以看出，第一階彈性自由模態振型 （f=101.75Hz）為車頭管及車架后部的彎曲振動。最大相對位移在車架尾部支板的端部，最大值為1.104。

2）由圖14可以看出，第二階彈性自由模態振型 （f=165.76Hz）為下梁管、主梁管、發動機下掛架的扭轉振動、車架后部的彎曲振動。最大相對位移在車架下梁管端部，最大值為1.051。

圖14 優化后的第二階模態振型圖

圖15 優化后的第三階模態振型圖

圖16 優化后的第四階模態振型圖

圖17 優化后的第五階模態振型圖

圖18 優化后的第六階模態振型圖

3）由圖15可以看出，第三階彈性自由模態振型 （f=200.99Hz）為整車繞x軸的扭轉振動，最大相對位移在車架尾支板端部，最大值為1.113。

4）由圖16可以看出，第四階彈性自由模態振型 （f=237.43Hz）為整車繞X軸的扭轉振動，最大相對位移在下梁管的端部，最大值為1.005。

5）由圖17可以看出，第五階彈性自由模態振型 （f=255.28Hz）為下梁管和車架后部的彎曲振動。最大相對位移在車架尾支板端部，最大值為1.00。

6）由圖18可以看出，第六階彈性自由模態振型 （f=341.94Hz）為下梁管的彎曲振動和車架乘員座處的扭轉振動。最大相對位移在車架尾支板端部處，最大值為1.003。

7）由圖示結果可知，車架的前六階固有頻率都得到了優化，不僅避開了發動機的一階慣性力頻率，而且完全避開了發動機常用轉速下的全部二階慣性載荷頻率51.162Hz、82.268Hz、111.372Hz和141.666Hz，從而避免了發動機激勵引起的車架共振現象。優化后車架尾部的振動幅度均有所減小。由此可見，與優化前車架的動態性能相比，優化后的車架低階固有模態得到了改善，具有了更好的動態性能，減少了摩托車結構發生共振的可能性。而且在優化過程中，整個車架的質量也發生了變化，優化后的車架質量比優化前減少了約1kg，達到了車架優化設計的目標。

4 小結

本文首先對最優化方法在工業設計方面的應用做了簡要概述；其次對車架建立有限元模型，對其進行模態分析，并在此基礎上完成了車架的輕量化優化設計的目標。