基于某车型消声器壳体开裂分析及设计优化

2020-09-06刘兴利许亚峰李帅刘宇李媛媛

汽车实用技术 2020年16期

刘兴利许亚峰李帅刘宇李媛媛

摘要：文章基于某车型消声器壳体开裂问题为研究案例，分别从材料强度、板材减薄率、间隙配合、消声器结构设计等方面进行分析，确定壳体开裂问题原因为消声器结构设计不合理，通过对消声器结构进行设计优化，解决此类壳体开裂问题，并经过整车耐久可靠性道路试验验证了解决措施的可行性。

关键词：消声器;壳体;开裂;应力集中;屈服极限

中图分类号：U463 文献标识码：A 文章编号：1671-7988（2020）16-104-03

Abstract： Based on the research of cracking of muffler shell of a certain vehicle， this paper analyzes the material strength， sheet thinning rate， clearance fit， muffler structure design， etc.， and determines the cause of shell cracking. The structure of the muffler is unreasonable. Through the design optimization of the muffler structure， the cracking problem of the shell is solved， and the feasibility of the solution is verified by the road test of durability and reliability of the vehicle.

Keywords： Muffler; Shell; Crack; Stress concentration; Yield limit

CLC NO.： U463 Document Code： A Article ID： 1671-7988（2020）16-104-03

前言

消聲器作为汽车的重要组成部分，其作用是将发动机中燃油燃烧后的废气排入到大气中，同时也将随废气而来的各种噪声消除，给驾乘者提供一个安静舒适的驾驶环境。

消声器在开发过程中的耐久可靠性是重要考核项目。本文主要关注某车型消声器在整车耐久可靠性道路试验过程中，发生的壳体开裂问题，进行原因分析，提出优化设计方案，可靠性验证，最终彻底解决开裂问题。

1 问题描述

某车型在开发过程中进行整车七万公里耐久可靠性道路试验时，发生了多次后消声器壳体开裂问题，问题发生时整车完成三万公里道路试验里程。消声器壳体开裂长度最长可达73mm，且都发生在上壳体与进气管连接处。如图1所示。

2 原因分析

2.1 材料强度

针对消声器壳体开裂问题，首先怀疑的就是壳体材料强度是否满足设计要求，如若壳体材料自身强度过低，一旦进行耐久可靠性试验就会出现疲劳开裂等问题。

对问题样件进行材质强度分析，分析结果见表1、2：

从上面材质分析结果可以看出，样件实际使用材料满足设计要求，而且发生开裂问题的3件消声器壳体材料机械性能符合标准要求。基于以上可排除由材质问题引起的开裂。

2.2 板材减薄率

消声器上壳体的生产工艺采用了一体冲压成型方式，而发生开裂的位置正处于板材折弯处，此处位置冲压工艺复杂，冲压设备精度是保证壳体薄厚程度的关键。

如果壳体冲压设备精度误差过大，会导致冲压后的壳体薄厚不均，局部减薄率过大，在进行耐久可靠性试验中也会出现疲劳开裂等问题。

消声器上壳体厚度设计要求为1.2±0.24mm，针对开裂壳体进行实测，厚度为1.112 mm，如图2所示，满足设计要求。

2.3 间隙配合

针对壳体开裂样件进行搭载试验原车静态间隙测量，整个消声器实测距离周围零部件均>30mm，满足消声器运动设计间隙要求，可排除由于运动干涉导致的开裂。

消声器上的开裂位置在上壳体，经检查，消声器上壳体表面无磕碰痕迹，也可排除整车耐久可靠性道路试验过程中，路面凸起及飞石撞击导致开裂。

2.4 消声器结构设计

消声器壳体不锈钢材料属于塑性材料，塑性材料在受到应力σ作用时，会有应变ε发生，如图3所示：

图中o-b阶段为弹性阶段，金属材料受应力σ产生应变ε，应力σ卸载后，应变ε完全消失，b点处的应力σe称为弹性极限;b-c阶段为屈服阶段，应力σ基本保持不变，应变ε持续增加，此阶段最低应力σs称为屈服极限;c-e阶段为强化阶段，材料恢复抵抗变形的能力，应力σ增加，应变ε才会增加，e点处的应力σb称为强度极限;e-f阶段为局部变形阶段，应变ε急剧增加，出现缩径现象，到达f点之后断裂。

塑性材料出现断裂问题，其所受应力σ必然超过了材料本身的强度极限σb，而在设计阶段是以塑性材料的屈服极限σs作为零部件所受应力σ的上限。即：

σ=F/A<σs（式中F：构件截面内力集合;A：构件截面面积）

针对壳体开裂的消声器结构进行结构FEA应力σ分析，排气系统在4.5G工况下，最大应力σ出现在后消声器上壳体与进气管连接处，计算值为460.3MPa，大于壳体材料SUS436L本身屈服极限σs=245MPa，理论分析认为应力最大处极易发生疲劳开裂，见图4。

整车耐久可靠性道路试验证明确实出现消声器壳体开裂问题，而且开裂位置正是结构FEA分析应力最大处。

结合消声器外形结构和后消声器内部芯体结构，分析导致壳体开裂的原因：后消声器采用上下蚌壳焊接结构，进气管与后消声器上下蚌壳连接处采用外部环焊，见图5。

后消声器上下蚌壳+内部芯体结构总重量约为14kg，重量较大，应力集中出现在后消声器上壳体与进气管连接处，而且此处恰为壁厚较薄部位，导致消聲器随整车进行耐久可靠性试验过程中，在冷热交变、多向无序振动工况下发生了壳体开裂问题，可定性为结构设计问题。

3 解决措施

为解决后消声器上壳体开裂问题，最直接的措施就是分散后消声器壳体与进气管连接处的应力集中，解决措施有三种：

方案一：在进气管与后消声器接处，外部焊接消声器壳体加强板，多点焊接，分散应力，见图6。

方案二：加长进气管深入后消声器壳体内部的长度，在进气管与消声器壳体或隔板间增加加强板，加强板分别与进气管、消声器壳体或隔板焊接，分散应力，见图7。

方案三：加长进气管深入后消声器壳体内部的长度，并在消声器内部折弯后与隔板进行焊接，分散应力。可进行单侧隔板焊接，见图8。也可进行双侧隔板焊接，见图9。

在满足整车对排气系统NVH及排气背压要求前提下，结合生产工艺性分析，采用方案三：在进气管伸入后消声器内部增加Y型管，并与两侧隔板焊接，隔板再与消声器壳体焊接，使进气管与后消包体连接由一点分散为多点，分散应力。