基于某車型消聲器殼體開裂分析及設計優化

劉興利 許亞峰 李帥 劉宇 李媛媛

摘 要：文章基于某車型消聲器殼體開裂問題為研究案例，分別從材料強度、板材減薄率、間隙配合、消聲器結構設計等方面進行分析，確定殼體開裂問題原因為消聲器結構設計不合理，通過對消聲器結構進行設計優化，解決此類殼體開裂問題，并經過整車耐久可靠性道路試驗驗證了解決措施的可行性。

關鍵詞：消聲器;殼體;開裂;應力集中;屈服極限

中圖分類號：U463 ?文獻標識碼：A ?文章編號：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

消聲器作為汽車的重要組成部分，其作用是將發動機中燃油燃燒后的廢氣排入到大氣中，同時也將隨廢氣而來的各種噪聲消除，給駕乘者提供一個安靜舒適的駕駛環境。

消聲器在開發過程中的耐久可靠性是重要考核項目。本文主要關注某車型消聲器在整車耐久可靠性道路試驗過程中，發生的殼體開裂問題，進行原因分析，提出優化設計方案，可靠性驗證，最終徹底解決開裂問題。

1 問題描述

某車型在開發過程中進行整車七萬公里耐久可靠性道路試驗時，發生了多次后消聲器殼體開裂問題，問題發生時整車完成三萬公里道路試驗里程。消聲器殼體開裂長度最長可達73mm，且都發生在上殼體與進氣管連接處。如圖1所示。

2 原因分析

2.1 材料強度

針對消聲器殼體開裂問題，首先懷疑的就是殼體材料強度是否滿足設計要求，如若殼體材料自身強度過低，一旦進行耐久可靠性試驗就會出現疲勞開裂等問題。

對問題樣件進行材質強度分析，分析結果見表1、2：

從上面材質分析結果可以看出，樣件實際使用材料滿足設計要求，而且發生開裂問題的3件消聲器殼體材料機械性能符合標準要求。基于以上可排除由材質問題引起的開裂。

2.2 板材減薄率

消聲器上殼體的生產工藝采用了一體沖壓成型方式，而發生開裂的位置正處于板材折彎處，此處位置沖壓工藝復雜，沖壓設備精度是保證殼體薄厚程度的關鍵。

如果殼體沖壓設備精度誤差過大，會導致沖壓后的殼體薄厚不均，局部減薄率過大，在進行耐久可靠性試驗中也會出現疲勞開裂等問題。

消聲器上殼體厚度設計要求為1.2±0.24mm，針對開裂殼體進行實測，厚度為1.112 mm，如圖2所示，滿足設計要求。

2.3 間隙配合

針對殼體開裂樣件進行搭載試驗原車靜態間隙測量，整個消聲器實測距離周圍零部件均>30mm，滿足消聲器運動設計間隙要求，可排除由于運動干涉導致的開裂。

消聲器上的開裂位置在上殼體，經檢查，消聲器上殼體表面無磕碰痕跡，也可排除整車耐久可靠性道路試驗過程中，路面凸起及飛石撞擊導致開裂。

2.4 消聲器結構設計

消聲器殼體不銹鋼材料屬于塑性材料，塑性材料在受到應力σ作用時，會有應變ε發生，如圖3所示：

圖中o-b階段為彈性階段，金屬材料受應力σ產生應變ε，應力σ卸載后，應變ε完全消失，b點處的應力σe稱為彈性極限;b-c階段為屈服階段，應力σ基本保持不變，應變ε持續增加，此階段最低應力σs稱為屈服極限;c-e階段為強化階段，材料恢復抵抗變形的能力，應力σ增加，應變ε才會增加，e點處的應力σb稱為強度極限;e-f階段為局部變形階段，應變ε急劇增加，出現縮徑現象，到達f點之后斷裂。

塑性材料出現斷裂問題，其所受應力σ必然超過了材料本身的強度極限σb，而在設計階段是以塑性材料的屈服極限σs作為零部件所受應力σ的上限。即：

σ=F/A<σs（式中F：構件截面內力集合;A：構件截面面積）

針對殼體開裂的消聲器結構進行結構FEA應力σ分析，排氣系統在4.5G工況下，最大應力σ出現在后消聲器上殼體與進氣管連接處，計算值為460.3MPa，大于殼體材料SUS436L本身屈服極限σs=245MPa，理論分析認為應力最大處極易發生疲勞開裂，見圖4。

整車耐久可靠性道路試驗證明確實出現消聲器殼體開裂問題，而且開裂位置正是結構FEA分析應力最大處。

結合消聲器外形結構和后消聲器內部芯體結構，分析導致殼體開裂的原因：后消聲器采用上下蚌殼焊接結構，進氣管與后消聲器上下蚌殼連接處采用外部環焊，見圖5。

后消聲器上下蚌殼+內部芯體結構總重量約為14kg，重量較大，應力集中出現在后消聲器上殼體與進氣管連接處，而且此處恰為壁厚較薄部位，導致消聲器隨整車進行耐久可靠性試驗過程中，在冷熱交變、多向無序振動工況下發生了殼體開裂問題，可定性為結構設計問題。

3 解決措施

為解決后消聲器上殼體開裂問題，最直接的措施就是分散后消聲器殼體與進氣管連接處的應力集中，解決措施有三種：

方案一：在進氣管與后消聲器接處，外部焊接消聲器殼體加強板，多點焊接，分散應力，見圖6。

方案二：加長進氣管深入后消聲器殼體內部的長度，在進氣管與消聲器殼體或隔板間增加加強板，加強板分別與進氣管、消聲器殼體或隔板焊接，分散應力，見圖7。

方案三：加長進氣管深入后消聲器殼體內部的長度，并在消聲器內部折彎后與隔板進行焊接，分散應力。可進行單側隔板焊接，見圖8。也可進行雙側隔板焊接，見圖9。

在滿足整車對排氣系統NVH及排氣背壓要求前提下，結合生產工藝性分析，采用方案三：在進氣管伸入后消聲器內部增加Y型管，并與兩側隔板焊接，隔板再與消聲器殼體焊接，使進氣管與后消包體連接由一點分散為多點，分散應力。

針對優化結構方案進行結構FEA應力分析，排氣系統在4.5G工況下，最大應力σ出現在后消聲器上殼體與進氣管連接處，計算值為74.8MPa，小于殼體材料SUS436L本身屈服極限σs=245MPa，理論分析認為應力最大處強度可以滿足設計要求，見圖10。

Y型管結構消聲器樣件搭載整車進行七萬公里耐久可靠性道路試驗，總計進行3輪驗證，均無消聲器殼體開裂問題復發。至此，消聲器殼體開裂問題解決完成。

5 結論

汽車行駛過程中，消聲器受到高溫廢氣的熱沖擊和腐蝕，同時發動機振動激勵也會引起消聲器的彎曲扭轉振動，顛簸路面引起的車體振動也容易通過吊鉤、吊耳傳遞到消聲器。

各種外部作用力相互疊加會對消聲器產生非常大的破壞力，往往在應力集中、結構薄弱的地方產生開焊、斷裂等破壞性失效。

為避免以上問題發生，消聲器在產品開發階段就應該進行充分的計算模擬分析，優化結構設計，并且經過充分的試驗驗證，在保證整車性能的前提下，也使可靠性滿足使用要求，避免新車型批量上市銷售后出現質量問題。

參考文獻

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[3] 劉鴻文，材料力學（第六版）[M].高等教育出版社，2017.07.01.