踏板摩托車振動(dòng)分析與改進(jìn)

林俊發(fā)

（廈門廈杏摩托有限公司，福建 廈門 361022）

1 造成整車振動(dòng)的主要來源

摩托車的振動(dòng)主要有以下幾方面原因。1）路面的凹凸特性；2）發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿組件的不平衡力；3）其他回轉(zhuǎn)體的不平衡力，隨著輪轂、 C.V.T部件（皮帶盤）、飛輪等。其中路面凹凸特性所產(chǎn)生的外力可以通過車架結(jié)構(gòu)、前/后減震器的設(shè)計(jì)來提高整車的抗振性和吸振性。隨著制造工藝日益成熟，逐漸可以對輪轂、皮帶盤、飛輪等回轉(zhuǎn)體部件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量或動(dòng)不平衡量進(jìn)行管控，例如飛輪的動(dòng)不平衡量通常要求小于10g·cm，對整車振動(dòng)影響有限，容易找出問題。發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿組件的不平衡力是導(dǎo)致整車振動(dòng)的最主要的振動(dòng)源，如果控制不當(dāng)，不僅影響整車騎乘的舒適性，而且還可能導(dǎo)致車體出現(xiàn)共振現(xiàn)象，從而引發(fā)車架剛度或緊固件松脫等嚴(yán)重問題，因此研究發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿組件的不平衡力具有重大意義。

2 發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿組件的不平衡力

市場上的踏板摩托車發(fā)動(dòng)機(jī)絕大多數(shù)是單缸往復(fù)式四沖程內(nèi)燃機(jī)，發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過程中活塞組和曲柄連桿因運(yùn)動(dòng)速度的變化而產(chǎn)生往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力，為了減少振動(dòng)和提高整車騎乘的舒適性，發(fā)動(dòng)機(jī)須對這些慣性力采取平衡措施，沒有消除的慣性力即是不平衡力，需要通過懸架、后減震器等部件進(jìn)一步消除不平衡力，避免因直接傳遞到車架而引起整車產(chǎn)生較大振動(dòng)。

2.1 旋轉(zhuǎn)慣性力平衡

換算到曲柄半徑上的不平衡質(zhì)量做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)所產(chǎn)生的慣性力，即旋轉(zhuǎn)慣性力。將運(yùn)動(dòng)結(jié)構(gòu)作簡化分析，旋轉(zhuǎn)慣性力如公式（1）所示。

式中：m為不平衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)量；為曲柄銷半徑；為曲柄角速度。

曲柄上與銷孔相反方向會(huì)設(shè)計(jì)配重塊，配重塊旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心力與不平衡質(zhì)量的旋轉(zhuǎn)慣性力相反，如圖1所示，因此可以通過配重塊消除旋轉(zhuǎn)慣性力。

圖1 旋轉(zhuǎn)慣性力的平衡

2.2 往復(fù)慣性力

發(fā)動(dòng)機(jī)的活塞組件（活塞、活塞銷、活塞環(huán)、銷夾）和連桿小端（連桿質(zhì)心為界）一直在做加速和減速的周期性往復(fù)運(yùn)動(dòng)，如圖2所示，通過往復(fù)運(yùn)動(dòng)部件的受力分析，計(jì)算活塞銷中心于軸的位移如公式（2）所示。

圖2 往復(fù)慣性力的平衡

式中：=/（為連桿大小端間距，為曲柄銷孔回轉(zhuǎn)半徑）。

對位移進(jìn)行二次導(dǎo)數(shù)，即加速度，如公式（3）。

則往復(fù)慣性力如公式（4）所示。

式中：m為往復(fù)運(yùn)動(dòng)部件的質(zhì)量，即活塞組件和連桿小端的質(zhì)量。

對踏板摩托車的振動(dòng)影響性來說，主要考慮一階往復(fù)慣性力，其余因子的往復(fù)慣性力占比較小，可通過懸架系統(tǒng)的設(shè)計(jì)對整車振動(dòng)性進(jìn)行優(yōu)化。

因此，如何設(shè)計(jì)合理的曲柄配重將是非常重要，單缸曲柄連桿組件的一階往復(fù)慣性力的矢量軌跡如圖3所示，線性呈橢圓形狀。曲柄連桿的傾斜角定義為慣性力橢圓線性長軸A與氣缸中心的夾角，平衡率定義為慣性力橢圓線性短軸B與長軸A、短軸B之和的比值。傾斜角與平衡率直接影響整車的振動(dòng)性，且須根據(jù)車架的不同而設(shè)定，踏板摩托車發(fā)動(dòng)機(jī)的曲柄連桿結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)原則是慣性力長軸方向與懸架方向接近垂直，以盡可能減少傳遞到車架發(fā)動(dòng)機(jī)的不平衡力。此外，為減少往復(fù)慣性力散發(fā)，踏板摩托車曲柄連桿的平衡率理論設(shè)定通常為0%，即矢量軌跡趨近于與懸架垂直的直線。曲柄配重的設(shè)計(jì)是利用3D模型軟件對曲柄連桿結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，套用相關(guān)的計(jì)算公式，換算得到旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的質(zhì)心位置，再確認(rèn)是否符合設(shè)計(jì)原則。

圖3 一階往復(fù)慣性力矢量軌跡

3 發(fā)動(dòng)機(jī)不平衡力的消除

發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿組件與其他回轉(zhuǎn)體的不平衡力主要經(jīng)由發(fā)動(dòng)機(jī)懸架系統(tǒng)與減震器進(jìn)行消除，一車型的發(fā)動(dòng)機(jī)與懸吊系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)簡圖如圖4所示，圖中發(fā)動(dòng)機(jī)的曲柄連桿組件的一階往復(fù)慣性力是振動(dòng)的重要來源，懸吊系統(tǒng)包括懸架、橡膠軸承、止動(dòng)橡膠等部件。懸架系統(tǒng)、后減震器既起到車架與發(fā)動(dòng)機(jī)的連接作用，又可減少對發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞的振動(dòng)。如何減少發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞到車架的振動(dòng)是解決整車振動(dòng)問題的關(guān)鍵，有效措施主要有以下幾個(gè)方面：1）通過后減震器吸收部分振動(dòng)。后減震器依據(jù)車型規(guī)格、性能（操縱性、舒適性和耐久性等）要求進(jìn)行設(shè)計(jì)選用，按結(jié)構(gòu)特性一般分為彈簧式減震器和液力阻尼式減震器，其中彈簧減震器在中小排量車型上廣泛運(yùn)用。在成本允許且不影響乘坐舒適的條件下，盡量選用彈性模量大些的后減震器，可以達(dá)到更好的減震效果。后減震器的車架端通常都壓裝橡膠襯套，且發(fā)動(dòng)機(jī)之后避震器連接部件也有橡膠襯套，該橡膠襯套由外鋼套、內(nèi)鋼套及橡膠層三部分組成，設(shè)計(jì)或組裝時(shí)應(yīng)確保橡膠襯套起到緩沖效果，避免后減震器本體與車架或發(fā)動(dòng)機(jī)直接接觸。2）曲柄連桿組件設(shè)計(jì)最佳化。曲柄連桿組件的一階往復(fù)慣性力是不平衡力的重要部分，通常在設(shè)計(jì)曲柄配重時(shí)，會(huì)選擇將曲柄連桿組件的一階往復(fù)慣性力之橢圓長軸方向與發(fā)動(dòng)機(jī)懸架的夾角接近垂直，與懸架呈擺動(dòng)狀態(tài)，如此可避免一階往復(fù)慣性力直接沖擊車架，以衰減發(fā)動(dòng)機(jī)不平衡力傳遞到車架而引起的振動(dòng)。3）合理的懸架系統(tǒng)。由于發(fā)動(dòng)機(jī)不平衡力對懸架呈擺動(dòng)狀態(tài)，利用橡膠軸承、止動(dòng)橡膠對傳遞到懸架的不平衡力進(jìn)行抑制，衰減其引發(fā)的振動(dòng)。在設(shè)計(jì)懸架結(jié)構(gòu)時(shí)應(yīng)確保在靜態(tài)下發(fā)動(dòng)機(jī)與車架無相互作用力，即軸承橡膠的橡膠扭轉(zhuǎn)的力平衡發(fā)動(dòng)機(jī)自重對懸架產(chǎn)生擺動(dòng)的分力，且止動(dòng)橡膠沒有接觸車架，這是較為理想的狀態(tài)。在騎乘加速工況下，懸架受到發(fā)動(dòng)機(jī)更大的沖擊力時(shí)，懸架會(huì)產(chǎn)生擺動(dòng)，懸架上的止動(dòng)橡膠與車架接觸，因此須合理設(shè)計(jì)橡膠軸承中的橡膠和止動(dòng)橡膠的硬度，以達(dá)到較好的緩沖吸振效果。整車設(shè)計(jì)初期須先確定發(fā)動(dòng)機(jī)位置，再設(shè)計(jì)懸架和曲柄連桿組件，在結(jié)構(gòu)合理和剛性較好的前提下，發(fā)動(dòng)機(jī)、懸架、車架三者通常采用柔性連接，因此發(fā)動(dòng)機(jī)左箱、右箱和懸架會(huì)壓裝橡膠軸承，以提高整車的抗振性。

圖4 發(fā)動(dòng)機(jī)不平衡力的消除簡圖

4 改善整車振動(dòng)的履歷

摩托車新車型研發(fā)階段，會(huì)對整車的操縱性、舒適性和動(dòng)力等性能進(jìn)行驗(yàn)證，確保曲柄連桿組件產(chǎn)生的不平衡力在合理范圍內(nèi)和在發(fā)動(dòng)機(jī)不同轉(zhuǎn)速區(qū)間的共振情況可以有效控制。

通過研究發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)方向和參與幾項(xiàng)改善振動(dòng)的案例，提出一些可有效改進(jìn)摩托車振動(dòng)的辦法。當(dāng)整車振動(dòng)異常時(shí)可參考以下的檢討邏輯進(jìn)行解析：1）檢視整車組立裝配是否正確。如零件組裝是否干涉或螺絲松動(dòng)，后減震器與車架、發(fā)動(dòng)機(jī)是否直接接觸。2）判斷造成振動(dòng)異常的外力來源。量測曲柄連桿組件的主軸傾斜角、平衡率和幾個(gè)回轉(zhuǎn)體（飛輪（磁電機(jī)）、皮帶盤、輪轂）的轉(zhuǎn)動(dòng)不平衡慣量是否在規(guī)格內(nèi)。3）檢視發(fā)動(dòng)機(jī)懸架尺寸是否正確。因?yàn)槿绻鎽壹艿某叽绮环蠘?biāo)準(zhǔn)，沒法通過懸架系統(tǒng)去衰減發(fā)動(dòng)機(jī)不平衡力，造成更多的不平衡力傳遞到車架引起振動(dòng)問題。4）檢查橡膠軸承、止動(dòng)橡膠的橡膠硬度是否過高，橡膠硬度大小會(huì)影響吸振效果。5）確認(rèn)騎乘時(shí)的止動(dòng)橡膠是否過分壓迫，過分壓迫會(huì)導(dǎo)致傳遞到車架的發(fā)動(dòng)機(jī)不平衡力增加，則需要依實(shí)際情況對止動(dòng)橡膠進(jìn)行設(shè)計(jì)調(diào)整。

在某車型的振動(dòng)問題的檢討履歷中，根據(jù)以上描述逐項(xiàng)排除，確定主要原因是曲柄連桿的一階往復(fù)慣性力之橢圓長軸與懸架夾角只有50°，背離夾角應(yīng)接近垂直的設(shè)計(jì)原則。利用UG軟件對曲柄連桿組件建模，模擬分析改動(dòng)曲柄配重塊以調(diào)整其組件的傾斜角，為方便廠家加工，依UG軟件模擬結(jié)果銑削加工配重塊，如圖5所示。在前期的試驗(yàn)驗(yàn)證時(shí)，做了幾種不同傾斜角進(jìn)行測試，該案例結(jié)果是傾斜角由63°改為100°，如此一階往復(fù)慣性力長軸與懸架夾角為87°，在整車騎乘和振動(dòng)量測，傾斜角100°是最佳規(guī)格。關(guān)于改善前后的車輛把手、腳踏板、座墊振動(dòng)量測結(jié)果分別如圖6所示，從圖中曲線可看出，在高轉(zhuǎn)速工況下的腳踏板、座墊振動(dòng)性稍差，但整體的振動(dòng)改善明顯。此外，將懸架的橡膠軸承和止動(dòng)橡膠的硬度由HS70改為HS60，進(jìn)而優(yōu)化整車起步和急加工況的抖動(dòng)振感，提升整車的騎乘舒適性。

圖5 UG軟件模擬分析配重加工

圖6 曲柄連桿傾斜角改動(dòng)前后的振動(dòng)量測結(jié)果

5 結(jié)語

該文主要內(nèi)容為闡述發(fā)動(dòng)機(jī)不平衡力的基本知識(shí)和分析發(fā)動(dòng)機(jī)一階不平衡力的消除辦法以及振動(dòng)問題的解析邏輯。在實(shí)際案例中改變曲柄連桿組件的一階往復(fù)慣性力和橡膠軸承、止動(dòng)橡膠的硬度，使整車的振動(dòng)達(dá)到較合理的狀態(tài)，獲得較好的騎乘舒適性。