某排氣系統(tǒng)頻率響應(yīng)強(qiáng)度與模態(tài)分析

邱星，賈慧芳

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某排氣系統(tǒng)頻率響應(yīng)強(qiáng)度與模態(tài)分析

邱星1,2,3，賈慧芳1,2,3

（1.江鈴汽車股份有限公司產(chǎn)品開發(fā)技術(shù)中心，江西 南昌 30052；2. 江西省乘用車結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)工程研究中心，江西 南昌 30052；3. 江西省汽車噪聲與振動(dòng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，江西 南昌 30052）

采用頻率響應(yīng)方法對(duì)某排氣系統(tǒng)進(jìn)行強(qiáng)度分析，獲取各個(gè)部件的應(yīng)力分布情況，其分析結(jié)果表明其最大應(yīng)力為34.8MPa，滿足強(qiáng)度要求。基于模態(tài)分析理論對(duì)該排氣系統(tǒng)進(jìn)行約束模態(tài)分析，得到了其橫向擺動(dòng)模態(tài)陣型、垂向擺動(dòng)模態(tài)陣型、一階垂向彎曲模態(tài)陣型和一階橫向彎曲模態(tài)陣型，其模態(tài)頻率也處于發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率范圍之外，滿足模態(tài)要求。

排氣系統(tǒng)；頻率響應(yīng)；強(qiáng)度；模態(tài)

引言

排氣系統(tǒng)與發(fā)動(dòng)機(jī)連接，同時(shí)通過吊耳與車身連接，其振動(dòng)是影響整車NVH性能的主要因素，發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)和路面的隨機(jī)振動(dòng)傳遞給排氣系統(tǒng)，使車體產(chǎn)生振動(dòng)和噪聲因此會(huì)影響整車的舒適度以及排氣系統(tǒng)附屬部件的疲勞強(qiáng)度。排氣系統(tǒng)包含了非常復(fù)雜的彈性元件和剛性連接，屬于多自由度復(fù)雜系統(tǒng)模型，往常的理論方法難以對(duì)其進(jìn)行準(zhǔn)確分析，因此需要采用更科學(xué)的建模方法和分析技術(shù)對(duì)排氣系統(tǒng)進(jìn)行分析。現(xiàn)采用有限元分析理論以及頻率響應(yīng)分析方法對(duì)某排氣系統(tǒng)進(jìn)行強(qiáng)度分析，獲取其各個(gè)關(guān)鍵位置的應(yīng)力分布，預(yù)防其發(fā)生疲勞風(fēng)險(xiǎn)，同時(shí)對(duì)其進(jìn)行約束模態(tài)分析，獲取其各階的模態(tài)頻率。

1 有限元分析理論

排氣系統(tǒng)在外力作用下會(huì)產(chǎn)生變形[1-3]，在其內(nèi)部則產(chǎn)生應(yīng)力和應(yīng)變，其內(nèi)部任意一點(diǎn)的位移可描述為沿直角坐標(biāo)系方向的位移分量、、，其矩陣形式為：

即為位移矩陣。

排氣系統(tǒng)內(nèi)部任意一點(diǎn)的應(yīng)力狀態(tài)則可表示為σ、σ、σ、τ、τ、τ，其中前三項(xiàng)為正應(yīng)力，后三項(xiàng)為切應(yīng)力，其矩陣形式為：

即為應(yīng)力矩陣。

2 排氣系統(tǒng)強(qiáng)度分析

2.1 建立有限元模型

排氣系統(tǒng)主要由懸置前端支架、排氣彎管、排氣前管、波紋管、懸置后端支架、第一二吊掛、催化器總成、第三四吊掛、消聲器和排氣尾管構(gòu)成。采用Hypermesh軟件對(duì)該排氣系統(tǒng)進(jìn)行前處理，其中包括清理幾何、抽取中面，網(wǎng)格單元尺寸為5mm，螺栓連接采用RBE2單元模擬，焊縫連接采用CWELD單元模擬，建立排氣系統(tǒng)有限元分析模型如圖1所示。排氣系統(tǒng)的前后管的材料為不銹鋼441，其屈服強(qiáng)度為250MPa，吊掛支架為Q235，其屈服強(qiáng)度為235MPa，。STEEL的彈性模量為206800MPa，泊松比為0.3，密度為7.85E-9T/mm3。吊耳的彈性模量為5MPa，泊松比為0.47，密度為1.2E-9T/mm3。陶瓷載體的彈性模量為20594MPa，泊松比為0.24，密度為3.0E-10T/mm3。

圖1 排氣系統(tǒng)有限元分析模型

2.2 強(qiáng)度分析結(jié)果

約束各個(gè)支架和吊掛的自由度，動(dòng)力總成質(zhì)量為383Kg，加載方向?yàn)閆向，激勵(lì)力為196N，分析頻率為0~100Hz，以此對(duì)其進(jìn)行頻響分析。如圖2和圖3所示為排氣系統(tǒng)的應(yīng)力分布云圖，由圖2和圖3可知，其整體最大應(yīng)力為34.8MPa，位于第二吊掛處。圖示1處的最大應(yīng)力為21.8MPa，圖示2處的最大應(yīng)力為29.3MPa，圖示3處的最大應(yīng)力為12.7MPa，圖示4處的最大應(yīng)力為16.9MPa。如圖4所示為排氣系統(tǒng)應(yīng)力-頻率曲線圖，由圖4可知，其在頻率8.5Hz時(shí)的應(yīng)力為最大，34.8MPa。其最大應(yīng)力均小于材料屈服，滿足疲勞強(qiáng)度要求，能夠有效降低開裂風(fēng)險(xiǎn)。

圖2 排氣應(yīng)力分布云圖

圖3 各個(gè)位置的應(yīng)力分布云圖

圖4 排氣系統(tǒng)應(yīng)力-頻率曲線圖

3 排氣系統(tǒng)模態(tài)分析

3.1 模態(tài)分析理論

通過模態(tài)分析可以確定該驅(qū)動(dòng)橋殼的振動(dòng)特性，包含其固有頻率和振型。排氣系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)微分方程為[4-5]：

3.2 模態(tài)分析結(jié)果

約束動(dòng)力總成、排氣系統(tǒng)與車身相連處123456自由度，基于Nastran軟件[6]對(duì)該排氣系統(tǒng)進(jìn)行約束模態(tài)分析，圖5~圖8分別為排氣系統(tǒng)的橫向擺動(dòng)模態(tài)陣型、垂向擺動(dòng)模態(tài)陣型、一階垂向彎曲模態(tài)陣型和一階橫向彎曲模態(tài)陣型，其模態(tài)頻率分別為19.7Hz、34.9Hz、43.3Hz和51.8Hz，能夠避開發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率范圍0~25.0Hz，滿足模態(tài)設(shè)計(jì)要求。在吊耳分布位置，系統(tǒng)各階模態(tài)均未出現(xiàn)較大變形，其符合要求。

圖5 橫向擺動(dòng)模態(tài)陣型

圖6 垂向擺動(dòng)模態(tài)陣型

圖7 一階垂向彎曲模態(tài)陣型

圖8 一階橫向彎曲模態(tài)陣型

4 結(jié)論

基于有限元分析理論對(duì)某排氣系統(tǒng)進(jìn)行頻率響應(yīng)強(qiáng)度分析，其在8.5Hz時(shí)應(yīng)力最大為34.8MPa，各個(gè)關(guān)鍵位置均小于其材料屈服強(qiáng)度，滿足強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。約束動(dòng)力總成、排氣系統(tǒng)與車身相連處的所有自由度，對(duì)該排氣系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析，其前四階模態(tài)頻率分別為19.7Hz、34.9Hz、43.3Hz和51.8Hz，在發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率范圍之外，能夠滿足模態(tài)要求。該分析方法能夠?yàn)榕艢庀到y(tǒng)進(jìn)一步的優(yōu)化提供理論依據(jù)，同時(shí)指導(dǎo)未來的科學(xué)合理設(shè)計(jì)。

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Frequency Response Strength and Modal Analysis of Exhaust System

Qiu Xing1,2,3, Jia Huifang1,2,3

( 1. Product Development & Technology Center, Jiangling Motors Corporation Limited, Jiangxi Nanchang 330052;2.Passenger car structure design Engineering Research Center of Jiangxi Province, Jiangxi Nanchang 330052;3.Key Laboratory of Automobile Noise and Vibration of Jiangxi Province, Jiangxi Nanchang 330052 )

The exhaust system was strength analysised by adopting frequency response method, the stress distribution of each component were obtained, the analysis results showed that the maximum stress was 34.8MPa.it could meet the strength requirements. The exhaust system was constrained modal analysis based on modal analysis theory, the lateral swing mode formation, vertical swing mode formation, first order vertical bending mode formation and first order transverse bending mode formation were obtained, and their modal frequencies were out of the engine idle frequency, so it could meet the modal requirements.

exhaust system; frequency response; strength; modal

U464.134.4

A

1671-7988(2018)21-45-03

U464.134.4

A

1671-7988(2018)21-45-03

邱星（1982.04-），男（漢族），湖南衡陽人，中級(jí)工程師，碩士，江鈴汽車股份有限公司，主要從事結(jié)構(gòu)強(qiáng)度耐久分析工作。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2018.21.016