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LX-200型摩托车车架的模态特性分析 |
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作者：毛容甜 石晓辉 |
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1、引言
摩托车车架是影响摩托车安全性及舒适性的关键部件，是整个摩托车的脊梁。它不仅支撑着发动机.骑乘者和其它总成，还起着抑制来自前后轮的各种负荷所引起的扭曲变形，并对骑乘者提供良好的操纵稳定性和骑乘舒适性等重要作用。
目前，在摩托车的改进和研发过程中，摩托车的振动问题已成为企业关心的关键问题。防止车架发生共振，是提高摩托车结构的动态性能、缓解摩托车振动的关键。因此对车架的振动特性分析就显得至关重要。模态分析是现代结构动特性分析的基础，已得到了广泛应用。模态分析主要有计算机仿真和试验法两种实现途径。研究摩托车在其主要模态下的固有频率和振型，对指导摩托车的设计和制造具有重要意义。
本文首先建立了车架的几何模型和有限元模型，通过有限元分析法计算了车架的自由模态，然后进行实验分析，进一步验证了仿真分析的结果，最后对LX_200摩托车车架做了模态评价分析，得出了结论。
2.车架模态的有限元分析
摩托车车架模态的有限元计算就是:将车架的实物模型抽象为适合有限元计算的力学模型、计算程序的选择或修改、在计算机上的实施以及计算前后对大量信息数据的处理这样一个全过程，最后得到车架的固有频率、振形。车架固有频率计算成功的关键在于建立正确的有限元计算模型。
2.1车架有限元建模
LX_200型摩托车车架为摇篮式车架，主要由前斜方管、立管、左右上管、后(左右)下管、主梁、摇篮管等焊接而成。本文在对车架打点数据的基础上，采用逆向建模的方式，利用CATIA软件建立三维几何模型(如图1所示)，然后导人专业划分网格软件Hypermesh进行网格划分，最后由MSC.PANTRAN进行前处理，由MSC.NASTRAN计算器进行分析计算。
图1 车架几何模型
2.1.1模型的简化
在如实地反映车架的主要力学特性的前提下，为缩小解题规模，对模型进行了一些必要的简化，略去了一些非承载件，如用于连接覆盖件的薄板，用于悬挂脚踏板的焊接件。因为这些焊接件并不会对车架的刚度产生太大的影响。
2.1.2网格的划分
车架结构主要由2.5-3.5的圆管和薄板组成，如果选用梁单元来建立有限元的模型，无法满足其复杂外形的设计要求;而选用曲面壳单元，因其能反映壳体的真实的几何形状，便可以得到更好的计算精度，所以本例采用壳单元。壳单元模型的主要缺点是前处理工作量大，计算时间长。目前，随着计算机软硬件技术的发展，这已不是问题。采用壳单元优点:1)采用板壳单元理论计算薄壁杆件，无论是在理论上还是实际应用方面均比基于梁理论的杆系结构计算精度高。2)能比较精确模拟杆件接头的实际情况。3)全板壳模型的计算结果中能较好地反映局部应力集中情况，有利于后续地疲劳处理和分析。
本文结合实际，采用全板壳有限元模型，利用Hypermesh软件采用6自由度板壳单元离散整个结构，整个模型包含板壳单元46886个，结点46614。
2.1.3材料和属性
车架材料为优质碳素钢，弹性模量2.1e+5N/mm2，材料密度7800kg/mm3,泊松比0.3。因为是做车架的自由模态分析，所以不施加任何约束和外力。
划分完网格后的车架有限元模型图(略)。
2.2车架自由模态的计算机仿真分析
对受外界载荷和激励的任意系统进行动力学分析时，一般借助于简化了的数学模型，抽象出其主要力学特性。计算机仿真法进行模态分析，即借助于有限元法将系统简化为多自由度系统。其动力学方程组为
其中{x}为广义坐标的列阵，[M]\[C]\[K]分别为速度和加速度向量。这是一个耦合方程，求解微分方程即解耦的过程。模态分析即根据系统的特征方程组求解系统固有频率和固有振型，利用振型矩阵可解(1)式。对于无阻尼系统，系统的特征方程组为
其中{Φ}是振型矩阵。无阻尼系统的有限元模态分析即求解(2)式，即特征值求解。
由于结构的振动可以表达为各阶固有振型的线性组合，其中低阶的振型对结构的动力影响程度比高阶振型大，因此，低阶模态决定了结构的动态特性。表1为提取的该车架前10阶固有频率值及振型特征。
3实验模态分析
实验模态分析就是采用对研究结构人为的激振，利用激振力的信息和它的响应信息进行结构的动力参数识别。
3.1车架模态实验的设备及系统
测试系统主要包括力锤、加速度传感器、力传感器、数据采集系统、微机、分析软件。对车架做的是自由模态分析，因此用弹性较好的橡皮绳将车架悬挂起来，使其处于自由状态。使用LC系列冲击锤敲击车架，使其在激励下产生振动。利用CA-YD-107加速度传感器测得响应，由ZY-6K数据采集系统检测并放大输入输出信号，并将信号转换成一定模式，最后由"汽车振动噪声测试分析系统"对信号进行处理，用总体幅值叠加法对车架模态参数进行识别。实验系统如图2所示
本实验采用多点激励单点响应的测试方法。各参数设置:采样频率为1024Hz，每组测点平均5次，为抑制信号中的噪声干扰，对力锤信号，响应信号加矩形窗。
3.2实验结果及分析
所有响应点采样后，用振动分析系统软件通过对参数识别得到频响函数幅值集总平均曲线图，从而得到车的主要模态频率值。如表2所示。第三阶实验模态振型如图3所示。三阶仿真模态图略。
从以上固有频率和振型的比较可以看出，计算结果与实验结果相差不大，证明计算模型是正确的。
4、模态分析评价
摩托车在行驶过程中，地面不平度激励是摩托车一个重要的外部振源，为了提高车架结构的强度和可靠性，应尽量使模态频率避开激振频率，以避免发生共振现象。
当摩托车以一定速度v(m/s)行驶在路面不平度的空间频率为Ω( m-1)的路面上时，输人的时间频率f(Hz)是Ω与v的乘积，即J=vΩ.当f与摩托车模态频率相等时，摩托车发生共振。共振车速为:v=3.6Lwf(km/h)
路面激励f的最大值为fmax=vmax/3.6Lmin
一般情况下，摩托车的车速不超过90km/h , Lmin的选取参考文献同中我国不同路面谱的不平度波长数据，我们选路面不平度最小波长为碎石路的道路不平度波长L=0.32.
Fmax=90/(3.6*0.32)=78.125
该车架的第一阶模态频率为79.214Hz。所以，当摩托车车速在90km/h以上时，车架的模态频率和路面激励频率发生重叠，有可能发生共振;当摩托车以正常车速在正常铺路路面行驶时，不会发生共振，因为车架的二阶以后的模态频率都在91.458Hz以下。
从该车架的模态振型可以看出，在一阶、二阶固有频率时，车架发动机连接处振动幅度大。在其它阶数的固有频率时，后坐垫前后支承振动幅度大，严重影响其乘坐舒适性。车架尾部振动幅度也较大，以车架中部与尾部的交界区域为节点位置弯曲或扭转，囚此，此点可能是应力集中区域，是个危险点。
5结束语
本文对LX_200摩托车车架进行了模态分析，从分析结果指出了该摩托车车架存在的问题，得出了以下的结论。
(1)为减小与发动机连接的横梁、纵梁及摇篮管的振动情况，应对发动机采用防振支撑，改变发动机与车体的刚性连接方式。
(2)为避免摩托车在高速行驶状态下，产生共振，应采用增加刚度的方式提高车体的一阶固有频率到90Hz左右
(3)为减小后座垫处的振动情况，在车架与后座垫的连接处可增加加强板
(4)在车架的强度改进设计中，应对车架尾部和中部的交界区域予以重视。(end)
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(2/17/2008) |
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