李相旺，黃鳳琴，張志明，何寶俊，鄒雄才，張文龍，王偉民

(東風(fēng)汽車公司技術(shù)中心，武漢 430058)

某增壓發(fā)動機排氣熱端耐久性分析與優(yōu)化

李相旺，黃鳳琴，張志明，何寶俊，鄒雄才，張文龍，王偉民

(東風(fēng)汽車公司技術(shù)中心，武漢 430058)

某增壓汽油機中，排氣歧管的隔板倒角與頸部和催化器的殼體都出現(xiàn)開裂。通過仿真分析和對比試驗發(fā)現(xiàn)，隔板倒角和頸部熱應(yīng)力過大是造成開裂的主要原因，而排氣歧管1階模態(tài)頻率過低是催化器殼體開裂的主要原因。通過增大隔板處圓角并增加隔板厚度解決了隔板開裂問題，在頸部加筋解決了頸部開裂問題，而通過優(yōu)化支架并另外增加固定支架提高排氣歧管1階模態(tài)頻率解決了催化器殼體開裂問題。通過這些問題的分析和解決，積累了排氣歧管的仿真、設(shè)計和測試經(jīng)驗。

發(fā)動機；排氣熱端；開裂；仿真；1階模態(tài)；優(yōu)化

前言

排氣熱端是發(fā)動機的重要部件，且由于工作環(huán)境惡劣，在工作過程中承受高溫、振動載荷，也是發(fā)動機中容易發(fā)生可靠性故障的部件，而增壓發(fā)動機排氣熱端由于溫度比一般汽油機更高，且整體質(zhì)量更大，所以更容易產(chǎn)生可靠性問題。排氣熱端失效后將導(dǎo)致發(fā)動機不能正常工作，且維修更換成本高，所以其可靠性非常受關(guān)注，國內(nèi)外各主機廠和研究機構(gòu)研究也很多。文獻[1]中通過在排氣歧管上選擇合適位置布點來測量排氣歧管溫度，且通過仿真計算得出整個排氣歧管的溫度分布。通過對比試驗和仿真結(jié)果來驗證仿真模型，進而通過疲勞分析預(yù)測排氣歧管失效位置。文獻[2]中則詳細討論了排氣歧管熱力耦合分析建模方法，并比較了不同建模方法的精度。文獻[3]和文獻[4]中詳細地描述了建模過程并與試驗結(jié)果進行了比較。另外，其它一些文獻對排氣歧管熱疲勞進行了比較深入的研究[5-6]。為對排氣歧管新材料熱疲勞特性進行研究，將新材料做成薄板，在不同高溫條件下進行周期性加載試驗，研究其在高溫下的材料本構(gòu)行為[7-8]。文獻[9]中則詳細描述了排氣系統(tǒng)開發(fā)過程中典型的仿真、試驗和使用仿真手段解決耐久性試驗問題的過程，提供一個很好的參考。文獻[10]中基于振動加速度測量數(shù)據(jù)，提取出判斷排氣歧管是否能通過耐久性試驗的破壞因子。

本文中通過仿真手段并結(jié)合試驗，找出了某增壓汽油機試驗過程中排氣歧管本體及催化器殼體開裂原因，并根據(jù)不同開裂原因提出了不同的針對性的改進方案，解決了開裂問題，保證了開發(fā)進度。通過該問題的解決，對排氣熱端的失效機理有了較深刻的認識，并積累了相關(guān)經(jīng)驗。

1 故障描述與原因分析

在某汽油機開發(fā)過程中，在熱沖擊試驗過程中排氣歧管隔板圓角和頸部出現(xiàn)開裂，如圖1所示。在振動耐久試驗中催化器殼體與支架連接處出現(xiàn)開裂，如圖2所示。通過故障樹分析，初步認為排氣熱端失效的可能原因：一是排氣熱端1階模態(tài)固有頻率過低，與發(fā)動機產(chǎn)生2階共振導(dǎo)致開裂；二是由于熱疲勞導(dǎo)致開裂。

圖1 排氣歧管開裂圖片

圖2 催化器殼體開裂圖片

2 仿真分析

2.1 分析流程

為確認失效原因，首先對排氣熱端進行系統(tǒng)仿真分析。先進行有限元建模，然后將一維和三維流體分析得到的內(nèi)流場溫度和對流換熱系數(shù)作為熱邊界條件進行溫度場分析。在溫度場結(jié)果的基礎(chǔ)上再進行熱模態(tài)、密封和熱應(yīng)力分析并進行結(jié)果評價。在有試驗振動數(shù)據(jù)的條件下，結(jié)合模態(tài)分析結(jié)果還可進行頻響分析。最后再將仿真結(jié)果跟試驗結(jié)果進行對比驗證。

2.2 溫度場分析

在溫度場分析時，熱邊界條件的準(zhǔn)確性是關(guān)鍵，熱邊界條件包括高溫氣體和歧管內(nèi)表面間的強迫對流換熱、發(fā)動機艙空氣和歧管外表面的自由對流換熱、歧管和隔熱罩間的熱輻射(圖3)、進氣法蘭與缸蓋間的熱傳導(dǎo)和缸蓋螺栓與進氣法蘭等相鄰部件間的熱傳導(dǎo)等。首先使用STRA-CCM+計算出排氣歧管的穩(wěn)態(tài)內(nèi)流場，得到排氣歧管內(nèi)部氣體溫度和對流換熱系數(shù)，然后將其映射到排氣歧管內(nèi)表面有限元網(wǎng)格上。其中排氣歧管外壁面環(huán)境溫度和對流換熱系數(shù)由實測結(jié)果和經(jīng)驗值確定。在確定了相關(guān)熱邊界條件后，即可通過Abaqus/Standard算出排氣歧管溫度場。

圖3 不同溫度下間隙導(dǎo)熱屬性

排氣熱端有限元模型如圖4所示，模型包括簡化缸蓋、螺栓、排氣歧管本體、增壓器殼體、增壓器法蘭、前級排氣管進氣管、催化器殼體、出氣尾管、出氣法蘭、氧傳感器底座、隔熱罩、固定支架和焊縫等。除缸蓋、螺栓、排氣歧管本體、增壓器殼體和法蘭外，模型其余薄壁件均采用殼單元劃分網(wǎng)格，總單元數(shù)為702 705，總節(jié)點數(shù)為344 980。排氣熱端溫度場分布如圖5所示。從圖中可看出，歧管出口處和增壓器殼體處溫度最高，歧管本體最高溫度位置在排氣歧管隔板中心處，達859℃，隔板圓角處最高溫度達830℃，頸部最高溫度達820℃，溫度分布趨勢基本合理。

圖4 排氣熱端有限元模型

圖5 排氣熱端溫度場分布

2.3 熱模態(tài)分析

進行模態(tài)分析時，因為熱端整體溫度較高，而金屬材料在高溫時其物理力學(xué)性能會發(fā)生很大變化，如圖6所示?？梢钥闯鲭S著溫度升高，材料彈性模量、導(dǎo)熱系數(shù)、比熱容和熱膨脹系數(shù)等物性參數(shù)都發(fā)生明顯變化，而這些參數(shù)都會對模態(tài)分析結(jié)果有影響。如彈性模量降低時，模態(tài)會降低。模態(tài)分析時，簡化缸蓋底部和支架螺栓孔處都設(shè)定為全約束。

圖6 材料力學(xué)特性隨溫度變化趨勢曲線

排氣熱端1階振型如圖7所示，其中1階振型是出氣尾管的橫向擺動，對應(yīng)的熱模態(tài)固有頻率為128Hz；2階振型是整體的縱向擺動，對應(yīng)的熱模態(tài)固有頻率為171Hz。1階和2階模態(tài)固有頻率均小于該發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速點火激勵頻率183Hz，排氣熱端與發(fā)動機會產(chǎn)生2階共振。排氣熱端的應(yīng)變能分布和試驗結(jié)果如圖8所示。由圖8(a)可見，焊接支架與殼體焊接處應(yīng)變能較大，而排氣歧管本體處應(yīng)變能很小可忽略。對比圖8(a)和圖8(b)可見，仿真應(yīng)變能高的部位與試驗殼體開裂位置吻合很好，說明共振是造成催化器殼體開裂的主要原因，而振動對排氣歧管隔板和頸部開裂影響則較小。

圖7 排氣熱端模態(tài)分析振型分布

圖8 熱端模態(tài)分析應(yīng)變能分布和試驗結(jié)果

2.4 熱應(yīng)力分析

在考慮位移邊界條件及熱沖擊工況后，采用順序耦合熱應(yīng)力分析方法可得到排氣熱端的熱應(yīng)力和應(yīng)變分布。排氣熱端在臺架上或工作中承受冷熱沖擊時，由于溫度變化會產(chǎn)生塑性變形，并不斷累積最終可能導(dǎo)致熱疲勞，排氣熱端250h熱沖擊試驗工況如圖9(a)所示。為模擬臺架熱沖擊試驗循環(huán)工況，仿真分析施加的簡化熱負荷分析步如圖9(b)所示。

在熱應(yīng)力分析過程中，須考慮各部件間的非線性接觸關(guān)系，如缸蓋與進氣法蘭接觸、進氣法蘭與螺栓接觸等。同樣，還須考慮材料的溫度非線性和材料大變形非線性，排氣歧管鑄鐵材料的非線性應(yīng)力應(yīng)變曲線如圖10所示。

圖11為排氣歧管熱應(yīng)力分布。由圖可見：隔板開裂處應(yīng)力明顯大于周邊應(yīng)力，最大應(yīng)力達到179MPa，大大超過該溫度下材料屈服應(yīng)力；排氣歧管頸部最大應(yīng)力為74MPa，也接近屈服應(yīng)力。對比仿真與試驗結(jié)果發(fā)現(xiàn)，應(yīng)力集中區(qū)域與失效區(qū)域吻合得很好。而一般來說，熱疲勞是機械疲勞、蠕變和氧化疲勞綜合作用的結(jié)果。通過溫度場分析可知，這兩處溫度都非常高，所以更容易產(chǎn)生熱疲勞。綜合溫度場、熱模態(tài)和熱應(yīng)力分析結(jié)果，可確定歧管隔板和頸部開裂主要是熱疲勞造成的。

圖9 熱沖擊循環(huán)示意圖

圖10 高鎳鑄鐵非線性應(yīng)力應(yīng)變曲線

圖11 原方案排氣歧管熱應(yīng)力分布及試驗結(jié)果對比

3 加速度測試

為進一步證實失效原因，驗證仿真分析結(jié)果，直接在發(fā)動機臺架上進行加速度測試。在排氣歧管、催化器和增壓器殼體上選取8個點布置加速度傳感器。測量得到各測點2階三向振動加速度，如圖12和表1所示。由圖可見：在3 820和5 500r/min時，排氣熱端與發(fā)動機產(chǎn)生明顯共振，單向最大加速度達到15g；發(fā)動機在3 820和5 500r/min時對應(yīng)的2階點火激勵頻率分別為127和183Hz，分別對應(yīng)排氣熱端的1階和2階模態(tài)。對比仿真值與實測值并計算1階模態(tài)誤差值δ1和2階模態(tài)誤差值δ2，δ1和δ2，結(jié)果均小于10%，證實仿真結(jié)果精度是滿意的。

圖12 排氣熱端各測點2階三向振動加速度

表1 振動仿真及試驗結(jié)果對比

通過仿真和試驗對比，可確定催化器殼體開裂主要是排氣熱端與發(fā)動機共振造成的，而排氣歧管開裂的主因是材料局部熱疲勞。

4 改進方案與仿真分析及驗證

4.1 殼體開裂改進方案

催化器殼體開裂最根本的原因是排氣熱端1階模態(tài)過低，則最直接的改進思路是優(yōu)化支架，提高排氣熱端1階模態(tài)頻率。為此，提出了兩種不同的設(shè)計改進方案，如圖13所示。方案1是考慮到出氣尾管處振幅較大(圖7)，在尾管處增加一個固定支架，如圖中圓圈所示。方案2有3處更改：一是將排氣管與缸體連接支架由沖壓件改為鑄造件，提高支架剛度，并將該支架固定點由2個增加到4個；二是將殼體焊接支架與殼體焊接方向由斜向調(diào)整到與徑向平行，并在反方向增加一個對稱的支架，以提高支架支撐剛度，如圖中淺色箭頭所示；三是考慮到增壓器殼體振動較大(圖12)，在增壓器法蘭處增加一個固定支架，如圖中深色箭頭所示。

方案1和方案2模態(tài)結(jié)果對比如圖14所示。方案1的1階模態(tài)為172Hz，較原方案雖然有較大幅度提升，但是仍然沒有達到目標(biāo)值，在5 000r/min左右有共振風(fēng)險。方案2的1階模態(tài)為207Hz，達到目標(biāo)，在發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速時仍不會發(fā)生2階共振。選用方案2進行試驗驗證。

圖14 不同方案模態(tài)對比

4.2 排氣歧管本體開裂改進方案

由于排氣歧管本體開裂的主要原因是熱疲勞引起的，而熱疲勞的本質(zhì)原因是局部塑性變形或熱應(yīng)力過大，所以改進的思路是減小局部應(yīng)力或應(yīng)變。排氣歧管本體有兩處改進，如圖15所示，一是將隔板處倒角半徑從3增大到5mm，將隔板厚度從5增大到6mm，二是在頸部加筋。

圖15 歧管本體更改示意圖

排氣歧管更改后熱應(yīng)力分布如圖16所示。對比圖11和圖16，隔板圓角處熱應(yīng)力從179減小到45MPa，頸部應(yīng)力從74減小到64MPa。隔板處應(yīng)力改善明顯，頸部應(yīng)力稍有改善，但頸部溫度從720降為680℃，這也有利于避免材料發(fā)生局部熱疲勞。

圖16 改進方案歧管熱應(yīng)力分布

4.3 試驗驗證

改進后排氣熱端方案在臺架上進行了振動耐久和熱沖擊試驗。振動耐久試驗結(jié)果，新方案避開了2階共振；而熱沖擊試驗結(jié)果，歧管本體更改后熱應(yīng)力有所降低。振動耐久和熱沖擊臺架試驗中，新方案均未出現(xiàn)開裂，故被證實是可行的。

5 結(jié)論

結(jié)合仿真和試驗手段，找出了某汽油機開發(fā)過程中排氣歧管本體和催化器殼體開裂原因，并根據(jù)不同開裂原因提出了不同針對性的改進方案，解決了開裂問題。針對催化器殼體開裂問題，對缸體支架和催化器焊接支架重新進行優(yōu)化設(shè)計，并結(jié)合試驗數(shù)據(jù)，在增壓器法蘭處增加固定支架，提高整個排氣熱端1階模態(tài)，使其避開發(fā)動機2階共振。至于排氣歧管本體開裂問題，則通過優(yōu)化本體結(jié)構(gòu)，減小局部熱應(yīng)力，避免出現(xiàn)熱疲勞。通過該問題的解決，對排氣熱端的失效機理有了深刻認識，并明確了排氣熱端設(shè)計準(zhǔn)則：

(1)排氣熱端1階模態(tài)應(yīng)大于發(fā)動機最高點火激勵頻率，避免發(fā)動機與排氣熱端發(fā)生2階共振；

(2)塑性應(yīng)變或熱應(yīng)力應(yīng)小于限值，避免因塑性變形過大而產(chǎn)生熱疲勞，導(dǎo)致開裂。

另外，通過該工作還積累了排氣熱端設(shè)計、仿真分析、試驗和一些關(guān)鍵物理量如振動加速度、熱端表面溫度的測試經(jīng)驗。

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Durability Analysis and Optimization on the Exhaust Hot End of a Turbocharged Gasoline Engine

Li Xiangwang， Huang Fengqin， Zhang Zhim ing， He Baojun， Zou Xiongcai，Zhang W enlong＆W ang W eim in
Technical Center， Dong Feng Motor Co.， Wuhan 430058

Cracks appear at the baffle fillet and neck of exhaustmanifold and the housing of catalytic converter in a turbocharged gasoline engine.It is revealed by simulation and comparative test that themain cause of the cracks at the baffle fillet and neck of exhaustmanifold is high thermal stress，while the 1st-ordermodal frequency is too low，which results in the crack of catalytic converter housing.The crack problem atmanifold baffle is solved by increasing its fillet and thickness while that at neck is solved by adding rib.As for the crack of catalytic converter housing，the solution are optimizing bracket and adding another fixed bracket to increase its 1st-order modal frequency.In the process of analyzing and solving these crack problems，some experiences are accumulated regarding the simulation， design， test and measurement of exhaustmanifold.

engine； exhaust hot end； crack； simulation； first-order m ode； optim ization

10.19562/j.chinasae.qcgc.2017.10.006

原稿收到日期為2017年7月19日，修改稿收到日期為2017年8月22日。

李相旺，工程師，碩士，E-mail： lixiangw＠ dfmc.com.cn。