基于動力學仿真分析對摩托車車架結構的改進設計

唐 琳 秦睿安 孫立星

（1-天津內燃機研究所 天津 300072 2-蘇州大學）

引言

摩托車在實際行駛中環境極其復雜，通常由于路況不好、負荷大以及用戶操作不正確等會出現車架斷裂、騎乘舒適性降低等狀況。傳統的設計和改進方法多采用靜強度校核和試湊法，往往不能及時有效地解決問題。摩托車車架是整個車輛的支撐骨架，結構復雜，其動態特性對整車在各種負荷下的振動特性、操縱穩定性和乘坐舒適性都有很大影響。常規的有限元分析方法主要適用于復雜邊界條件下形狀不規則的機械結構的力學特性分析。因此，在摩托車設計初期和方案驗證階段，建立車架有限元模型，在模態分析的基礎上，研究車架幾何結構的振動特性和動力學特性[1-3]，可以預估車架結構在動態載荷下可能產生的振動特性和結構設計上的缺陷，優化結構設計，提高車輛整體振動特性、舒適性和安全性。

1 原車架的有限元分析

1.1 車架結構特點和受力特點

摩托車車架是整車安裝基體和支撐，將發動機總成、傳動系統、懸掛系統、操縱系統以及其他相關零部件連接成一個有機的整體。車架除了滿足零部件安裝要求，還要保證車輛行駛平穩、操縱靈活。從摩托車承受的作用力分析，車架是承受空間力系的復雜多體結構。車架承受的靜載荷包括車輛的質量和要承擔的載荷；車架承受的動載荷主要是發動機運轉產生的激振力、車輛道路行駛中來自路面的沖擊載荷以及傳動系統傳遞的轉矩。當摩托車行駛在不平坦的路面時，車架承受路面不平度產生的沖擊力，會產生縱向彎曲變形；摩托車轉彎行駛時，整車各系統承受各種側壓力，會產生橫向彎曲變形。這些變形能改變車架上各個分總成及其零部件間的相對空間位置，進而影響某些系統的正常工作，甚至前后輪可能不在同一平面上運轉，使得車輛喪失行車穩定性。上述載荷作用下車架產生的變形和振動響應，會影響車輛的操縱性、穩定性，進而影響到車輛行駛的安全性、騎乘舒適性。因此，對車架需要進行強度、剛度和動力學特性分析。

1.2 有限元法的分析方法

有限元法的基本思想是：將一個連續的彈性體劃分成有限個單元的組合體，各個單元在結點處連接，設定相鄰單元的有關參數具有一定的連續性。在分析連續體結構的動力學特性時，首先假設單元位移分布是結點坐標某種位移插值函數。然后建立單元的幾何方程，結點位移根據位移表達式計算得出。建立單元的本構方程，通過應變表達式推導出用結點位移表示單元應力的關系式。利用變分原理，建立單元結點力與結點位移之間的關系式，也稱為單元的平衡方程。所有單元的平衡方程集合在一起，組成整個連續體的平衡方程。求解該平衡方程組，解出未知位移，根據求得的結點位移計算出各單元位移，進而求解各單元的應力。

對車架進行動態分析時，首先建立每個單元的振動微分方程。然后將各單元的慣性力向量、阻尼力向量、彈性力向量和載荷向量迭加，得到對應于整體車架的質量矩陣、阻尼矩陣、剛度矩陣以及載荷向量，最后得出整體車架的動力方程式，即用有限元法求解車架振動問題的基本方程。

車架固有振型及其主振型屬于車架的固有特性，求解車架振動問題的基本方程時，取載荷向量為0。另外，由于車架結構阻尼小，對其固有頻率影響很小，通常忽略不計。則車架振動問題的基本方程就變成了車架結構無阻尼自由振動的微分方程，這是一個常系數齊次微分方程，求解其特征方程，可解出n個特征值，即此離散模型的n 個固有頻率。對應每階固有頻率，可以求出對應的特征向量，即車架的幾個主振型。

通常情況下，結構固有頻率在結構受到干擾時是易于發生振動的頻率。結構在固有頻率下的變形為主振動模態，即主振型。固有頻率、主振型反映結構動力學特征，決定結構對動力載荷做出的響應。

1.3 車架結構的自由模態分析

基于有限元的模態分析特點，對車架結構自由模態下各固有頻率和主振型進行分析，根據振動特性、應變、應力和振型特點，預估常用行駛工況下可能出現結構振動的工況。

建立車架有限元模型的步驟如下：

1）車架結構的適度簡化。本文的車架結構由于功能性特點，幾何結構比較復雜，車體采用彎曲鋼管、復雜鋼板焊接結構。進行有限元模態分析前，需要適度簡化車架結構，對于對模態分析影響不大的零部件進行刪除，保留車架主體結構和主要零部件。原車架三維數字化實體模型見圖1。

圖1 原車架結構幾何模型

2）有限元網格的劃分。通常，有限元網格劃分的合理性關系到數值計算的精確性及可行性。分析車架幾何拓撲特性，并盡可能簡便合理，對車架結構進行網格劃分，這樣可以提高運算效率。本車架結構的網格采用四面體單元，符合摩托車車架零部件三維模型具有復雜幾何特征的特點，可以較好地表達結構特征。含有中間結點的四面體單元計算精度較高，得到的結果可信度較高。

3）定義材料及其特性。定義車架有限元模型中網格結構的材料，設定材料特性值。車架材料為碳素結構合金鋼Q235，其彈性模量E=206 GPa，泊松比為0.3，密度為7.85 kg/dm3，屈服強度為235 MPa。

4）確定邊界條件。通常情況下，在自由邊界條件下得到的模態值，可以通過對數學模型進行計算得到任意邊界約束條件下的特性分析，反之則不行。因此，本文采用自由邊界條件下的有限元模態分析，不施加約束與力，計算車架的自由模態，得到車架主體結構固有頻率及相應模態振型。

計算出的原車架結構主頻率和主振型描述見表1。

圖2 為原車架結構第2、4 階振型（車架繞y 軸彎曲），圖3 為原車架結構第3 階振型（車架繞x 軸扭振）。

表1 原車架結構模態主頻率及其振型

圖2 原車架結構第2、4 階（車架繞y 軸彎曲）振型

圖3 原車架結構第3 階（車架繞x 軸扭振）振型

從圖2 可以看出，第2、4 階振型表現為車架繞y軸彎曲。在這種彎曲變形的振型下，車輛縱向行駛中，受到來自地面的沖擊力或進行制動時，可能出現共振現象，對車架某些結構產生破壞或潛在損傷，影響行駛的舒適性。從圖3 可以看出，第3 階振型表現為車架繞x 軸扭振。當車輛轉彎行駛時，這種振型可能使車架產生橫向彎曲變形以及共振現象，導致摩托車行車穩定性出現問題，產生側滑或者影響操控性。

2 改進后車架結構的自由模態分析

2.1 車架結構改進

在車架結構改進設計過程中，主要針對有問題的固有頻率及其主振型的變化情況，分析其模態應變能的表現特性，確定車架待改進的幾何結構或安裝用的零部件支架結構。通常，高應變能的單元表明高彈性變形的區域，這些單元對模態變形影響最為直接[4]。因為，高應變能單元對固有頻率和振型的影響較大。因此，主要分析模態響應的應力或位移有問題的結構，根據功能性特點和機械設計原理來確定結構優化設計的方案。基于原車架結構設計方案的有限元分析結果，分析和觀察車架的主振型圖，找出車架上結構設計存在問題的零部件。對車架主體結構進行針對性改進，修正其不合理的幾何結構，以增加車架主體結構的剛度來改善某些車架在主要行駛工況下的固有頻率。

車架結構的主要改進方案包括：改變車架中間的主梁壁厚，從2.5 mm 增加到2.8 mm，并且改變其上的加強板幾何尺寸和結構形式。舊方案中的加強板在模態分析中應力和應變的能量都比較大，改進后，增大了幾何尺寸和彎曲位置的圓角半徑；在車頭管上燈具支架的薄弱處，根據其他零部件的安裝特性和功能約束條件，增加了合理的加強板，既增加了強度和剛度，也沒有對整車質量產生影響；改進了車架尾部的電器安裝主支架及其附屬小支架，把薄板結構改成了彎管，增加了其剛度和強度，且不影響質量和安裝要求。

圖4 為改進車架結構的幾何模型及主要改進位置的描述。

圖4 改進車架結構的幾何模型

完成車架上各處模態振型問題較大結構的優化改進，再次進行車架模型模態分析，其有限元模態分析和動態響應分析保持與初級模型分析方法的一致性。對改進車架進行自由模態分析，求出改進車架無阻尼情況下各個主振型和主頻率。改進車架結構主頻率見表2。

表2 改進車架結構模態主頻率及其振型

圖5 為改進車架結構第2、4 階振型（車架繞y軸彎曲），圖6 為改進車架結構第3 階振型（車架繞x軸扭振）。

圖5 改進車架結構第2、4 階（車架繞y 軸彎曲）振型

圖6 改進車架結構第3 階（車架繞x 軸扭振）振型

從圖5 可以看出，第2 階振型與原車架的振型不同，表現為車架繞y 軸扭振，且主頻率提高，避開了低頻振動情況；第4 階振型與原車架的振型相同，表現為車架繞y 軸彎曲，但程度低于原車架，且主頻率提高，避開了低頻振動情況。從圖6 可以看出，第3階振型與原車架的振型相同，表現為車架繞x 軸扭振，但程度低于原車架，且主頻率提高，避開了低頻振動情況。

2.2 計算結果分析

對表1 與表2 所示的基礎振型進行對比分析，可以看出，改進后，對于第1 階振型，車架繞z 軸彎曲的主頻率從37.18 Hz 變為59.59 Hz，提高了60.27%；對于第2 階振型，車架繞y 軸彎曲變為繞y 軸扭振，主頻率從57.32 Hz 變為79.82 Hz，提高了39.25%；對于第3 階振型，車架繞x 軸扭振的主頻率從81.80 Hz 變為98.94 Hz，提高了20.95%；對于第4 階振型，車架繞y 軸彎曲的主頻率從82.86 Hz 變為117.03 Hz，提高了41.24%；對于第5 階振型，車架繞y 軸輕微扭振變為繞z 軸輕微扭振，主頻率從112.11 Hz 變為139.98 Hz，提高了24.86%；對于第6 階振型，車架繞z 軸扭振變為繞y 軸輕微彎曲，主頻率從126.13 Hz變為141.58 Hz，提高了12.25%。因此，從改進車架結構的基礎振型來看，改進后，較大地改善了車架的力學特性。

可見，改進后，對低頻率的主頻率改進都較大，尤其避開了81.80 Hz 和82.86 Hz 兩個主要共振頻率，使得常用行駛工況下的舒適性得到了很大的提高。對常用行駛工況具有影響的共振頻率從5 個減少到3 個。第5 階、第6 階兩個最高主頻率提高到了139.98 Hz 和141.58 Hz，基本不在常用的行駛工況范圍內，可以不予考慮。通過對車架上存在問題的主振型進行分析，改進涉及到的幾何結構和安裝零部件的結構件，從而改進了車架的主頻率和主振型，達到了改善其動力學特性的目的。

3 結論

車架結構設計既要求幾何結構簡單合理，又要求材料及工藝能保證車架力學特性符合要求。在車架的設計初期或驗證階段，建立規范的設計方法和分析方法，利用有限元分析法對車架進行模態分析，研究車架的靜力學和動力學特性，保證車架結構符合設計要求，滿足靜載荷、動載荷下動力性、安全性、操縱性等要求，在設計階段完成車架結構的優化，縮短設計時間和節約成本，并保證設計開發的正確性、適應性。