摩托車消音器分析報告

1、 xx消音器分析報告人機工程研究所分析人員： xxx 日期： 20131120 分析報告編號：2013112101一、 問題提出 qj125-26消音器模型見圖1，現(xiàn)對其強度及模態(tài)進行校核分析，尋找結果薄弱點并相應改進。 消音器模型及重心如下圖所示：材料力學性能：掛板： 08f b=295mpa s=175mpa管件、鈑金件：409l b=365mpa s=175 mpa二、 模型建立 假定材料滿足彈性力學的4個假定，將消音器模型離散為單元尺寸為3mm的矩形單元。模型如下圖2.1所示： 圖2.1 消音器有限元模型及邊界條件示意圖邊界條件： 豎直靜載工況： 約束掛點的自由度12345，約束排氣管

2、螺栓孔自由度123456。 施加豎直慣性力10g。3、 計算分析 建立有限元模型，分別計算該消音器的約束模態(tài)、靜強度、頻率響應，分析其靜態(tài)、動態(tài)強度。3.1 約束模態(tài)計算約束與發(fā)動機連接進氣口、吊掛點的6個自由度，吊掛點約束自由度12345，連接進氣口約束自由度123456。模態(tài)振型如圖3.1 ：第一階：頻率110hz，振型為上下擺動 第二階：頻率353.0hz，振型為左右扭轉圖3.1 消音器前2階約束模態(tài)3.2 靜強度校核約束進氣口、吊掛點，施加10g的慣性力載荷，得受力圖3.2：應力37mpa安全系數(shù)4.7應力44mpa安全系數(shù)4.0圖3.2 應力分布圖分析表明，掛板有部分應力集中，掛板與

3、筒體連接處、排氣管與筒體連接處以及排氣管彎角均有有應力集中情況，但應力值較小。因此靜強度安全。3.3 頻響分析釋放上述約束的z方向的自由度，并在這些約束點上施加10g的加速度載荷，計算0hz至400hz范圍的頻率響應，得頻響應力分布，其中110hz時的排氣管拐角處應力最大，為160mpa，安全系數(shù)1.11.5，需要提高管壁處強度。應力分布如下圖3.3: 應力132mpa安全系數(shù)1.21.5應力157mpa安全系數(shù)1.01.5應力160mpa安全系數(shù)1.11.5圖3.3 110hz應力分布圖4、 結構改進 根據(jù)上述分析結果，針對頻率響應分析中排氣管拐彎處應力集中嚴重，結構較為薄弱這一現(xiàn)象，現(xiàn)將管

4、厚由1.0mm增加至1.2mm加以強化。管壁加厚至1.2mm圖4.1 排氣管壁加厚圖 改進后，管壁強度顯著提高，消音器的靜強度應力分布圖、頻率響應應力分布圖分別如下圖4.2、4.3所示：應力42mpa安全系數(shù)4.21.5應力28mpa安全系數(shù)6.31.5圖4.2 靜強度應力分布圖應力65mpa安全系數(shù)2.71.5應力71mpa安全系數(shù)2.51.5圖4.3 頻率響應應力分布圖五、總結 根據(jù)以上分析結果，在模型上施加10倍自重的靜載，最大應力僅44mpa，遠遠小于不銹鋼的屈服強度約為175mpa；但是頻率響應分析顯示排氣管壁處應力集中嚴重，最大應力達到160mpa，安全系數(shù)1.11.5，需要提高管

5、壁處強度。將管壁厚度增加至1.2mm后，頻率響應分析排氣管壁處應力為75mpa，安全系數(shù)2.51.5，符合要求。評價內容邊界條件指標理論計算值結論消音器強度分析模態(tài)(1)整體式消音器計算約束模態(tài)：約束進氣端的自由度1234、掛點的位移自由度123 ； (2)分體式消音器計算自由模態(tài)：分別計算自由模態(tài)，各階模態(tài)需相互避開； 注：若有橡膠襯套的彈性掛點，應賦予相應的剛度。1、if:fn83hz 30hzfn83hz (非常用轉速內頻率要求) 2、if:83hzfn150hz fn/fn-11.5 (常用轉速內頻率要求) 3、fn150hz fn為第n階模態(tài)頻率123hz合格370hz靜強度載荷：在重力方向施加10g的慣性載荷,約束條件同上安全系數(shù)2.54.2合格頻響分析釋放