摩托車車架動力學仿真分析

王鵬利，吳 航

（陜西國防工業職業技術學院，陜西 西安 710300）

近年來，隨著摩托車技術的不斷發展，摩托車車架的類型及性質也在發生變化，車架的類型呈現多樣化。目前常見的為跨騎式車架，其主要由基礎框架和行走機構組成，其核心支撐結構為不同截面的鋼梁焊接而成，車架除了將車輛的附件整合在車架上以外，還需要承受駕駛人的重量、加速時的慣性影響及過彎時產生的變形等，因此其結構穩定性決定了摩托車行駛的安全性。傳統的車架動力學分析，只對摩托車車架某個部件進行分析，分析結果較片面。如雷鵬等[1]在基于振動控制的摩托車車架結構優化中，對摩托車車主、副腳蹬的振動舒適性進行了分析及改進，整車的振動水平有了很大的提升；唐琳等[2]基于動力學仿真分析對摩托車車架結構進行優化，對車架進行了模態分析，分析其模態振動頻率并對車架前叉及后叉部位進行改進設計，車架動力學特性有所提升。本研究基于MSC.Patran/HyperMesh的前、后處理功能，對摩托車車架及附件三維模型進行網格劃分與處理，考慮了路面激勵載荷、靜載荷及重力加速度等約束條件，重點對摩托車車架上關鍵點及大應力區域進行分析，對摩托車車架結構的優化具有重要意義。

1 建立整車有限元模型

摩托車車架形狀較復雜，主要由鋼板和鋼管通過特殊的工藝焊接而成，且不同部位鋼管的截面尺寸也各不相同，因此車架模型的建立較復雜，需要分步驟完成。車架用鋼管長度相對于鋼管的截面壁厚及鋼管直徑差別較大，所以在選擇模型單元類型時，若采用傳統的管狀單元建模，則無法模擬不同管狀結構之間的焊接連接形式。為了確保車架模型在分析時更接近于實際工況，放棄傳統的管狀單元而采用HyperMesh中的板殼單元模型來建立車架結構，用殼單元來模擬管狀結構之間的焊接連接工藝。

1.1 車架有限元模型

車架有限元模型由殼單元組成，車架各構件的焊接也采用殼單元來模擬。車架模型不規則，連接部位有大角度的變化，模型的幾何信息容易丟失。因此，模型的單元尺寸必須合理，根據管狀長度和直徑的差別以及以往的分析經驗，模型的單元尺寸設置為3 mm~6 mm較為合適，網格劃分采用矩形單元模型，以提高分析精度。為了保證車架結構和連接狀態沒有誤差，建模時嚴格參考車架三維幾何模型，在管狀結構連接處，采用延伸管或延伸面的形式連接[3]，使連接處過渡更平滑，網格劃分完成后的車架有限元模型如圖1所示。定義車架材料為分段線性塑形材料，屈服極限為345 MPa，強度極限為600 MPa。

圖1 車架有限元模型

1.2 附件有限元模型

為了確保分析結果的準確性，車架附件的有限元模型建立及網格劃分也不能忽略。對車架模型進行一定的簡化，但要保證簡化后的模型和實際模型的質量和質心位置一致，簡化的附件包括發動機、蓄電池、排氣管、后叉、車把及上下連扳等。其中，排氣管和后叉采用殼單元，網格平均尺寸為8 mm；發動機和蓄電池采用體單元，網格平均尺寸為10 mm；車把模型由殼單元和體單元共同組成，網格平均尺寸為4 mm，車把及上下連扳采用梁單元連接。

1.3 前后懸架有限元模型

摩托車前后懸架主要由減震彈簧和阻尼器組成，本研究通過彈簧單元和阻尼單元模擬實際懸架的結構，并將實際懸架的彈簧剛度和阻尼特性曲線作為所建彈簧和阻尼單元的相應的剛度和阻尼曲線。前后懸架有限元模型如圖2所示。

圖2 前后懸架有限元模型

1.4 整車有限元模型

分析整車的動態特性時，整車的有限元模型要與原車的CAD模型相同。將以上各附件以及前后懸架與車架連接，由于后叉與車架、后叉與后懸架、車把及上下連扳與車架等部件之間存在旋轉關系，因此它們之間用旋轉鉸鏈連接，整車有限元模型如圖3所示。

圖3 整車有限元模型

2 施加邊界條件

2.1 路面激勵載荷

由于各款車架不同路面施加的激勵載荷均相同，因此本研究以坑洼路車速為60 km/h為基礎進行計算，路面激勵測點分別在車架前后叉左、右兩端的水平和垂直方向[4-5]。根據實驗測得數據，坑洼路車速為60 km/h的路譜曲線如圖4、圖5所示，這里只列舉前后叉右端水平方向（X方向）的路面激勵曲線。

圖4 前叉右端水平方向路面激勵

圖5 后叉右端水平方向路面激勵

2.2 靜載荷

靜載荷為車架處于靜止狀態時，前后輪軸所受到的靜力，如圖6所示。根據有限元模型可測得整車（包括人和設備）重心，假設為（a，b），同時假設前后輪軸軸心到重心的距離為L1和L2，根據靜力平衡可列方程如下[6]：

圖6 前后輪軸靜力平衡圖

其中，m為整車質量，g為重力加速度，聯合方程（1）和（2）即可求得靜力平衡條件下的F1和F2，將F1和F2施加于前后輪軸的中心處，乘員和駕駛員質量通過質量單元模型加載，將質量單元直接加載在車架左右上后管上。

2.3 重力加速度及約束

施加重力加速度時，取重力加速度g=9.8 m/s2，施加于整個有限元模型中，施加方向為垂直向下。前輪軸約束Z和X方向平動自由度，后輪軸約束Z方向平動自由度。車架約束條件如圖7所示。

圖7 車架約束條件

3 動態應力分析

工況選擇載2人（75 kg，87.5 kg）、坑洼路況、車速60 km/h，乘員（87.5 kg）和駕駛員（75 kg）質量通過質量單元模型加載，將施加上述邊界條件的整車有限元模型提交至LS-DYNA進行計算[7-10]。計算完成后讀取車架上相應8個部位的應力時間歷程曲線，考慮到計算時間問題而且應力會呈現一定的周期性，所以并沒有計算到路譜載荷的加載時間6.2 s，本次計算只計算了3.9 s左右，查看結果就足以反映車架上的應力分布。除了8個測點的應力時間歷程以外，還需要考慮車架上其他應力大的區域，主要包括后減震器搖架、后叉、下橫管、后叉支撐四個區域的應力時間歷程。

車架上大應力區域時間歷程圖分別如圖8、圖9、圖10、圖11所示，8個測點及大應力區域的應力對比如表1所示。從表1可以看出應力大的部位主要在（1）（3）（6）（9）（11）（12）處。

圖9 后叉區域應力時間歷程

圖11 后叉支撐區域應力時間歷程

表1 車架8個測點及大應力區域應力對照表

圖8 后減震器搖架區域應力時間歷程

1）車架在位置（1）處，即左右上后管前加強板處應力最大，平均應力為75 MPa，特別是在加強板與后減震支撐的連接處，加強板的應力最大值達到110 MPa，因此左右上后管前加強板處為大應力區。

2）車架在位置（3）處，即主管和下管連接處的平均應力為80 MPa，最大應力為130 MPa，因此主管和下管連接處為大應力區域。

3）車架在位置（6）處，即上加強管和支撐管連接區域的平均應力為70 MPa，最大應力為120 MPa，因此上加強管和支撐管連接處為大應力區域。

4）車架在位置（9）處，即后減震器搖架區域的平均應力為120 MPa，最大應力為175 MPa，因此后減震器搖架區域為大應力區域。

5）車架在位置（11）處，即下橫管區域的平均應力為70 MPa，最大應力為110 MPa，特別是與后減震器相連接的部位應力最大，為大應力區域。

6）車架在位置（12）處，即后叉支撐區域的平均應力為70 MPa，最大應力為120 MPa，特別是左右后叉支撐的上部區域應力大，為大應力區域。

綜上可知，車架的大應力區域主要有主管和下管的連接處、上加強管和支撐管連接區域、左右上后管前加強板處、后減震器搖架區域、下橫管區域、后叉支撐區域。在這些應力大的區域中，后減震器搖架區域的平均應力為120 MPa，最大應力為175 MPa，是應力最大的區域；其他區域的應力平均值最大不超過80 MPa，最大值不超過130 MPa。根據定義車架的材料屬性，材料的屈服極限為345 MPa，強度極限是600 MPa，車架應力最大處的應力也不過是175 MPa，要遠小于345 MPa，更小于600 MPa。所以，該車架的應力強度滿足要求。

4 結論

本研究基于MSC.Patran/HyperMesh建立摩托車車架總成動力學模型及有限元模型，根據車架管狀截面特性，為了提高分析精度，采用殼單元建模并進行非均勻網格密度劃分，模擬整車以60 km/h的速度在坑洼路面上行駛。同時考慮了駕乘人的靜載荷及重力加速度等因素，對比整車關鍵點的動態特性分析結果，得出車架大應力區域及危險部位都滿足強度設計要求的結論。