汪雅麗，雷 剛

(重慶理工大學 a.車輛工程學院;b.重慶理工大學汽車零部件制造及檢測技術教育部重點實驗室，重慶 400054)

摩托車乘騎平順性是摩托車的重要性能指標之一。本文應用多體動力學分析軟件ADAMS建立了基于路面和發(fā)動機激勵下某企業(yè)摩托車整車剛柔耦合多體動力學模型并進行平順性仿真分析，參照汽車振動舒適性的評價方法對其平順性進行評價［1-2］。

1 整車剛柔耦合系統(tǒng)動力學建模

摩托車實際零部件結構相對較為復雜，摩托車動力學模型由車架、前后懸架、后叉、發(fā)動機、前后輪胎、方向把和人體座椅系統(tǒng)等9部分組成。本文研究的是摩托車駕乘平順性，主要研究某摩托車在B級路面直線行駛工況下，由路面不平整度和發(fā)動機共同激勵下整車的振動響應。本文對所建立的摩托車整車動力學模型做如下假設［3］:①在行駛過程中，車身只做垂直于地面的直線運動，車身相對于地面的側傾不予考慮;②取消前叉相對于車架的轉動自由度，不考慮摩托車轉向;③沒有建立鏈條傳動的驅動力施加模型，而是將驅動力矩以運動的形式直接加在后輪上;④在模型的建立過程中，不考慮油箱和車身等覆蓋件相對方位的變化，只考慮各自的重量和轉動慣量，并且采用固定約束將各構件固定連接到車架上;⑤ 用理想約束替代各構件的實際接觸，比如操縱架與車架之間用固定副約束，不計兩者之間的相互碰撞作用效果;⑥摩托車前后減振器主要起支撐車體、減緩振動和沖擊的作用，在模型中前后減振器用具有相應剛度和阻尼的彈簧代替;⑦ 用理想鉸鏈代替后叉與車架之間的約束，兩者之間可以相互轉動，不能上下竄動和相互扭動。

1.1 多剛體模型的建立

首先借助CATIA軟件建立摩托車的三維實體模型(如圖1)，根據(jù)摩托車實際結構和相對連接關系，利用虛擬裝配功能將各構件進行虛擬裝配，利用 CATIA與 ADAMS的數(shù)據(jù)交換接口，將在CATIA中裝配好的三維數(shù)據(jù)結構導入到ADAMS多體動力學分析系統(tǒng)中，以獲得幾何模型。

圖1 摩托車主要零部件裝配

各構件保留各自的質量慣性信息和各構件之間相對位置信息。為使仿真結果更加真實、精確，創(chuàng)建球體來模擬人體。人體質量75 kg，其中60 kg作用在座椅上，左右手把各分布2.5 kg，左右腳踏各分布5 kg。球體與座椅、手把、腳踏之間均簡化為固定鉸鏈。通過對摩托車各零部件之間的運動約束關系和作用力關系的分析，以及基于對模型簡化的假設，本文在ADAMS環(huán)境中建立運動約束關系如下［4-6］:①后叉與車架后臂支撐之間用Revoluted Joint連接，后叉只能繞安裝軸轉動;②前減振器內筒與方向把之間采用Fixed Joint連接，前減振器內外筒之間采用Translation Joint連接，前減振器內外筒在運動中始終保持前伸角不變;③在直線行駛仿真時，因為方向把與車架之間不考慮轉向，所以方向把與車架采用Fixed Joint連接;④進行直線行駛仿真時，在車身上添加了3個面內約束Inplane Joint，而且每一個面內約束至少保證一個約束點始終保持在給定的平面內，確保摩托車始終在垂直于地面的平面內做直線運動，不發(fā)生側傾;⑤前輪與前減振器外筒、后輪與后叉分別使用轉動鉸鏈相連;⑥由于摩托車發(fā)動機、油箱、坐墊和消聲器實際上是通過螺栓剛性連接到車架上，故簡化為固定鉸鏈;⑦通過在前后懸架安裝位置處建立彈簧單元模擬懸架，并定義其阻尼和剛度參數(shù)值。在ADAMS中建立多剛體動力學模型如圖2所示。

圖2 多剛體動力學模型

1.2 發(fā)動機建模

發(fā)動機的振動主要來自發(fā)動機氣缸內的氣體爆發(fā)壓力以及活塞-連桿-曲軸機構因運動而產(chǎn)生的慣性力和慣性力矩，包括往復慣性力和旋轉離心慣性力。本文以缸內燃燒爆發(fā)壓力為激勵源，對發(fā)動機進行運動學和動力學分析，計算發(fā)動機在工作狀態(tài)下對整車的激勵。發(fā)動機實體模型是將廠家提供的發(fā)動機CAD模型轉換成Parasolid格式，將其導入到Adams中，在MSC.Adams中真實定義曲柄、連桿、活塞和發(fā)動機缸體的約束條件:箱體和曲軸之間、曲軸和連桿之間、連桿和活塞之間、飛輪和箱體之間均采用旋轉副，箱體和大地之間采用固定副連接，活塞和箱體采用移動副，采用耦合副將飛輪和飛輪傳動齒輪連接。建立如圖3所示的發(fā)動機動力學模型。

1.3 剛柔耦合模型的建立

車架是摩托車的骨架。建模時，將車架視為剛體，就會忽略車架在外載荷下的變形和對路面不平度的傳遞性，這將對平順性的分析結果造成較大誤差。鑒于此，本文將車架視為柔性體進行分析。在HyperMesh軟件的工作環(huán)境下建立車架有限元模型(1)，導出bdf格式文件，通過Nastran軟件將車架bdf格式轉換為mnf的車架柔性體文件。通過ADAMS軟件中的Flexible Bodies工具箱將多剛體動力學模型的剛性體車架替換成為柔性體車架，最后生成的剛柔耦合動力學模型如圖4所示。

2 摩托車平順性仿真平臺建模

摩托車在路面上行駛時，振動主要由發(fā)動機等摩托車發(fā)動機和道路路面的不平整引起。這些振動最終作用于乘騎人員，對其產(chǎn)生復雜的生理和心理影響。因此，本文將建立基于發(fā)動機和道路激勵的整車動力學模型。

2.1 仿真平臺建模

為模擬摩托車在道路上的運動情況，在摩托車整車動力學模型基礎上建立前后輪測試平臺。該平臺只能沿垂直方向運動，而摩托車整車做垂直方向的移動、俯仰運動。在車架與大地之間建立點在面上約束，測試平臺和大地之間采用垂直方向的移動副，輪胎與測試平臺之間的點建立在面上的約束副，并在前后測試平臺上添加垂直方向SPLINE函數(shù)，通過ADAMS/Contact接觸副來模擬輪胎與前后測試平臺的接觸關系。輪胎是彈性體，前輪與前測試平臺接觸的剛度系數(shù)取1 400 N/mm，阻尼為1.4(N·s)/mm，后輪與后測試平臺接觸的剛度系數(shù)取1 800 N/mm，阻尼為1.8(N·s)/mm，前后懸架的剛度分別為6 N/mm、15 N/mm，阻尼分別為0.3(N·s)/mm、0.6(N·s)/mm。建立基于道路模擬試驗的摩托車平順性仿真平臺，如圖5所示。選取手把、腳蹬、座椅3點的3個方向的加速度為測試點。

圖5 剛柔耦合動力學模型

2.2 發(fā)動機激勵的模擬

為模擬發(fā)動機的實際工作情況并施加氣體作用力，將廠家利用燃燒分析儀測得的缸內壓力曲線作為氣體作用力施加到活塞和缸頭上，并在曲軸上施加隨時間變化的曲軸轉角來模擬發(fā)動機的工作情況和對車架的作用力。

將試驗測得的氣缸壓力曲線導入ADAMS中生成活塞壓力曲線。發(fā)動機2 000 r/min時，測得曲軸在2 000 r/min平衡時阻力曲線均值為-8 074.87 N·mm，活塞壓力曲線和平衡時阻力曲線如圖6、7所示。然后將發(fā)動機壓力曲線導入ADAMS中的AKISPL函數(shù)中，以此來定義在活塞和發(fā)動機體之間的相互作用力。在ADAMS中建立曲軸轉角的測量MEA_ANGLE_1。分別在活塞和箱體上施加大小相同、方向相反的壓力函數(shù)，以此來模擬發(fā)動機運轉過程中的實際運動過程(燃油燃燒釋放的氣體壓力對發(fā)動機的作用)，即發(fā)動機對整車產(chǎn)生的激勵。

圖6 2 000 r/min時活塞壓力曲線

圖7 平衡時阻力曲線

2.3 B級路面激勵的模擬

摩托車平順性分析時，路面不平度是路面相對于某個基準平面的高度隨道路走向而變化的程度，具有完全隨機的性質。本文根據(jù)1984年國際標準化組織在文件ISO/TC108/SC2N67中提出的“路面不平度表示方法草案”和長春汽車研究所制定的GB7031《車輛振動輸入——路面平度表示》標準相關計算公式。根據(jù)采樣定理和離散的傅里葉變換，利用Matlab可編寫隨機路面譜，如圖8所示。其中:手把各軸向的頻率根據(jù)ISO5349推薦的6.3～1 000 Hz分析范圍取 fu=1 000 Hz;座位處頻率根據(jù)ISO2631推薦的0.5～80 Hz分析范圍取 f1=0.5 Hz;車速ν=40 km/h。

圖8 B級路面譜

將在Matlab中生成的車速為40 km/h的B級路面導入試驗臺與臺座之間的平動副模型中，使試驗臺可以產(chǎn)生B級路面激勵，最終建立整車平順性仿真模型。

3 摩托車平順性仿真

3.1 平順性評價指標

目前國際上通用的關于振動的標準為ISO2631《人體承受全身振動評價指南》和ISO5349《人體接觸手傳動振動的測量和評價指南》2種標準［7］。ISO2631是全身振動方面標準;ISO5349是局部振動方面國際標準。其中，ISO2631-1:1997(E)適用于交通工具的振動環(huán)境;ISO5349-1:2001(E)適用于手持式動力工具及用手操作的機器的振動測試與評價。

ISO2631采用加權加速度均方根值aw來評價舒適性。將加權加速度均方根值aw換算為加權振級Law、aw和Law與人體主觀感覺的關系，見表1。

表1 Lahw和ahw與人的主觀感覺之間的關系(坐椅、腳踏處)

ISO5349認為人體對不同頻率手傳振動的敏感程度不同。在ISO5349的2001版本中推薦使用3軸向振動的總值評價指標。將手把振動總加權加速度均方根值ahw換算為加權振級Lahw、ahw和Lahw與人體主觀感覺的關系，見表2。

表2 Lahw和ahw與人的主觀感覺之間的關系(手柄位置)

3.2 摩托車平順性仿真

ADAMS內部提供一些數(shù)值分析中常用的求解器，包括 ABAM、GSTIFF、Constant_BDF、WSTIFF等，其仿真時間和步長針對模型求解的不同要求進行設置，時間越長越能觀察系統(tǒng)的長期運動學和動力學行為，而步長選擇得越小就可以獲得越精確的解答，但是計算時間也更長。不同的求解器有不同的特點。綜合考慮計算精度和時間，選擇Dynamics進行分析，試驗參數(shù)設置時間為20 s，步長為10 000。本文以B級路面40 km/h車速模擬迭代驅動信號，同時添加發(fā)動機2 000 r/min爆破曲線壓力函數(shù)產(chǎn)生的樣條函數(shù)SKISPL作為輸入進行仿真。由于篇幅限制，僅列出部分響應信號，如果圖9～14所示。

圖9 手把處X方向加速度時域曲線

圖10 手把處X方向功率密度譜曲線

圖11 腳蹬處Z方向加速度時域曲線

圖12 腳蹬處Z方向功率密度譜曲線

圖13 座位處Z方向加速度時域曲線

圖14 座位處Z方向功率密度譜曲線

3.3 平順性評價

應用本文3.1節(jié)的主客觀評價指標，分別將測試點3個方向的功率密度譜曲線導入Matlab，按ISO2631和ISO5349的相關公式和加權系數(shù)計算出坐墊、腳踏和手把處的加權加速度均方根值aω，換算為加權振級 Lahw進行主客觀評價，結果見表3。

表3 順性評價(頻率加權)

從表3可以看出:根據(jù)頻率加權加速度均方根值評價法，該摩托車以發(fā)動機轉速為2 000 r/min，車速為40 km/h在B級路面上行駛時，坐墊、腳踏和手把處的平順性分別表現(xiàn)為很不舒服和有些不舒服，其中手把處的頻率和振級超過乘坐感覺舒適時的頻率和振級較多。

4 結束語

本文對摩托車基于路面和發(fā)動機激勵下的平順性進行分析研究。應用多體動力學分析軟件ADAMS建立了整車剛柔耦合多體動力學模型。在此基礎上，以B級路面和發(fā)動機激勵為輸入，參照汽車振動舒適性的評價指標及其計算方法對其平順性進行仿真分析及評價。仿真分析結果與實際駕乘感受相符合，為摩托車平順性的改進奠定了基礎。

［1］汪雅麗，雷剛.某兩輪摩托車車架模態(tài)特性分析［J］.重慶理工大學學報:自然科學版，2010，24(12):98-101.

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［3］張勇，歐健.汽車平順性仿真模型及試驗研究［J］.現(xiàn)代制造工程，2012(6):38-41.

［4］鄒喜紅.基于道路模擬的摩托車平順性研究［D］.成都:西南交通大學，2010.

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［6］錢士才，高宏力，李文濤.基于ADAMS的機床主軸剛柔耦合系統(tǒng)建立及性能分析［J］.四川兵工學報，2012(6):69-70.

［7］徐中明，張志飛，李俊鵬，等.應用ISO2631和ISO5349評價摩托車平順性［J］.小型內燃機與摩托車，2006，35(6):5-8.