乘用車消聲器固定支架耐久性優化設計

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摘要：文章以提高某款乘用車排氣一級消聲器固定支架使用壽命為例，通過對支架的材料、厚度、槽型梁結構的分析；結合實車具體情況進行優化，提升支架的使用壽命。通過HyperWorks驗證支架的應力集中情況和位移大小，理論驗證該方案的可行性。通過路試試驗，實車驗證了該方案的效果，結果表明：排氣系統一級消聲器支架優化有效。

關鍵詞：消聲器支架；槽型梁；HyperWorks；應力集中；路試試驗

引言

目前，國內外對支架類的設計分析已開始關注，但僅針對主要針對整車一級件，對消聲器支架這類二級件或者三級件關注較少。消聲器支架作為系統二級件，連接消聲器和和車體，焊接在管路上，伴隨整車振動，影響整車舒適性[1]。因此，消聲器支架的合理性設計有必要作為一種新的論題，進行全面的探討。本文基于某轎車排氣一級消聲器支架使用壽命的優化設計，通過改變支架的結構、厚度和材料來制作理論模型[2]，進行HyperWorks強度分析[3]，得出提升支架使用壽命的理論方案；制作手工樣件，裝車進行30000km可靠性路試試驗，驗證該方案的效果，最終得出一種優化排氣一級消聲器支架使用壽命的方案，徹底解決消聲器支架斷裂問題，從而提升排氣系統耐久性。

1問題及分析

某轎車進行整車道路可靠性試驗過程中，在總里程21000km（強化路10000km）排氣一級消聲器支架出現斷裂。對故障件進行原因分析如下：

1.1支架本身質量問題支架外表，無明顯外力磕碰痕跡，厚度和焊接工藝滿足設計要求[4]；支架材料和性能檢測，與設計狀態相符；初步判斷來件質量沒有問題。

1.2吊耳緩振能力不足設計目標值：怠速最大振動加速度：≤0.03g；吊耳隔振率(dB)：≧10；試驗部試驗數據見表1：通過表1可知，吊耳緩振能力滿足NVH性能指標[5]。

1.3支架斷裂處應力集中，強度無法滿足耐久性要求依據故障發生里程（故障里程：21000km），初步判斷斷裂主要原因是支架斷裂處應力集中，無法滿足耐久性要求[6]。因周邊件間隙原因，支架結構無法做較大變動，為增加支架耐久性能，初步方案為改變支架的材料（材料由Q235變為SAPH440）、增加支架的厚度（由初始狀態的1.8mm增加至2.5mm）[7]。

2改進前一級消聲器固定支架強度分析

對原方案進行CAE強度分析，確認支架斷裂的原因。約束條件：支架兩側吊鉤位置全約束，與一級消聲器進氣管連接位置自上而下施加2kN的力。

2.1支架數模和FE模型分別見圖1和圖2

2.2CAE過程分析位移和應力云圖分別見圖3和圖4

2.3CAE分析結果見表2由表2可知：支架所受的最大應力值大于材料的屈服極限，該設計方案不滿足設計要求[8]。支架斷裂的原因為支架斷裂處應力集中，無法滿足耐久性要求。

3改進后一級消聲器支架強度分析

對改進后方案進行CAE強度分析，確認改進后方案是否滿足設計要求。約束條件：吊掛兩側吊鉤位置全約束，與一級消聲器進氣管連接位置自上而下施加2kN的力。

3.1吊掛數模和FE模型分別見圖5和圖6

3.2CAE過程分析位移和應力云圖分別見圖7和圖83.3CAE分析結果見表3由表3可知：支架所受的最大應力值小于材料的屈服極限，方案滿足設計要求。

430000公里可靠性路試驗證

由表4可知：30000公里可靠性路試驗證合格，該設計方案滿足設計要求[9]。

5結論

通過對改進前后一級消聲器支架CAE強度分析和可靠性路試的對比，可知如下：（1）改進后一級消聲器支架強度滿足設計要求，最大應力值下降了7.1MPa，最大位移值下降了0.31mm；（2）改進后一級消聲器支架30000km路試滿足試驗要求，從試驗數據可知，支架耐久性能是優化前的兩倍以上；依據此結論，最終采用此改進方案，并成功解決了一級消聲器支架斷裂問題。

參考文獻

[1]文維信.汽車設計[M].北京清華大學出版社.2001.

[2]劉百麗,辛曉鷹.發動機懸置支架故障分析及改進設計[J].汽車實用技術.2013.

[3]張勝蘭,鄭東黎等.基于HyperWorks的結構優化設計技術[M].北京-機械工業出版社.2002.

[4]紀榮榮,張麗,姚慧麗等.汽車蓄電池支架設計[J].汽車工程師.2014.

[5]劉強,陳志堅,范名琦,陳劍飛.高溫屈服極限對高強鋼焊接變形及殘余應力影響的仿真研究.電機械.2012.

[6]商冬梅.汽車發動機停車振動現象及解決方案[J].技術研發.2014.

[7]孔凌嘉,王曉力.機械設計[M].北京理工大學出版社.2006.

[8]楊伯源.材料力學I[M].北京-機械工業出版社.2002.

[9]趙辰君.輕卡空調冷凝器可靠性失效問題的研究與改善[J].科技向導.2014.

作者：張利 吳孟兵 胡光輝 何延剛 楊德銀 麻金賀 段何濤 單位：安徽江淮汽車集團股份有限公司