趙　威　馬　力　陳　純

(武漢理工大學汽車工程學院　武漢　430070)

排氣歧管早期開裂失效原因分析

趙威馬力陳純

(武漢理工大學汽車工程學院武漢430070)

摘要：為找出某四缸四沖程發(fā)動機排氣系統(tǒng)在試驗過程中早期失效的原因，制定了總體研究方案.計算了排氣歧管總成的溫度場，并與溫度試驗結果進行了對比，進而計算了結構的熱應力.對排氣系統(tǒng)結構進行了模態(tài)分析，通過振動試驗得到發(fā)動機對排氣系統(tǒng)產(chǎn)生的激勵，并分析了這種激勵下結構的響應和動應力.對比仿真分析結果，找出了該排氣系統(tǒng)結構開裂的原因.

關鍵詞：排氣系統(tǒng)；早期失效；振動分析；熱應力分析

0引言

目前我國各大企業(yè)逐步加大了對發(fā)動機自主研發(fā)的投入[1].某汽車企業(yè)自主開發(fā)的了一款四沖程發(fā)動機，在對其進行臺架試驗的過程中，出現(xiàn)了排氣歧管早期開裂失效現(xiàn)象，裂紋出現(xiàn)在排氣歧管與排氣接管連接部分，處于彎管過渡位置.在結構的制造工藝和材料沒有問題的情況下，排氣系統(tǒng)結構振動問題、結構設計不當或者發(fā)動機熱負荷過高使得結構熱應力過大，都可能是排氣系統(tǒng)出現(xiàn)早期失效的原因.因此本文從這2個方面進行了分析，建立了發(fā)動機的物理模型和排氣歧管有限元模型，仿真分析了發(fā)動機的熱負荷、排氣歧管總成的溫度場和熱應力，并進行了試驗對比，同時對排氣系統(tǒng)整體結構進行了模態(tài)分析和響應分析，找出了該排氣系統(tǒng)早期失效的原因，為改進和完善該排氣系統(tǒng)結構提供了數(shù)據(jù)支持.

1總體研究方案

圖1　排氣系統(tǒng)整體模型圖

排氣系統(tǒng)見圖1.接管2兩端分別與排氣歧管1和增壓器4相連，尾管5兩端分別與增壓器4和消聲器7相連，連接方式為螺栓連接.排氣歧管通過螺栓連接在發(fā)動機缸體上.接管支架3通過螺栓與機體連接，后吊耳6通過螺栓與缸蓋連接，消聲器支架8通過螺栓與臺架(或車架)連接，它們都起支撐結構的作用.對于排氣系統(tǒng)結構開裂的原因要從3個方面考慮：其一是基于排氣系統(tǒng)熱問題進行分析，其中結構的熱負荷設計不當、散熱不良導致系統(tǒng)結構溫度過高以及熱應力分布不均，都會使得系統(tǒng)結構開裂.因此本文利用GT-Power建立發(fā)動機的整機模型來計算發(fā)動機的熱負荷，利用CFX軟件計算排氣歧管的內、外流場，并在ANSYS Workbench平臺上將流體計算的CFX模塊與穩(wěn)定溫度場計算的Steady-State Thermal(Ansys)模塊連接起來，實現(xiàn)流場邊界條件導入到結構邊界條件上，從而計算結構的溫度場及熱應力.并結合溫度試驗，驗證溫度場計算結果的準確性.其二是基于排氣系統(tǒng)結構振動問題進行分析，由于所研究的發(fā)動機是在臺架試驗中出現(xiàn)的開裂現(xiàn)象，因此只考慮排氣系統(tǒng)固有特征的問題和由于發(fā)動機自身運轉造成的激勵下的響應問題.故需要對排氣系統(tǒng)結構進行模態(tài)分析和響應分析，進而評估結構的振動特性.其三是考慮排氣系統(tǒng)結構的材料屬性，而根據(jù)企業(yè)提供的數(shù)據(jù)，結構材料沒有問題.綜合分析比較排氣系熱問題和振動問題分析的結果，找出該排氣系統(tǒng)早期失效的原因，分析流程見圖2.

圖2　失效原因分析流程圖

2排氣歧管總成熱問題分析

2.1排氣歧管總成溫度場計算

在發(fā)動機滿載、勻速3 600 r/min的試驗工況下，利用GT-Power來計算發(fā)動機的熱負荷，得到排氣歧管進氣口的壓力曲線、溫度曲線、流量曲線和出氣口的壓力曲線，將它們作為內流場計算的邊界條件.圖3、圖5、圖6分別是歧管入口1的壓力曲線、溫度曲線、流量曲線，從圖中可知，入口1處的壓力值在940～1 500 kPa、溫度值在825～1 080 K、流量值在0～0.14 kg/s之間變化，其余3個入口由于外界條件影響，有較小差異，限于篇幅，曲線圖未給出.圖4是排氣歧管2個出口的壓力曲線，在60～145 kPa之間變化.而外流場只考慮主要的構成要素，即風扇冷卻時產(chǎn)生的氣體流場域，故外流場的初始條件和邊界條件可根據(jù)風扇冷卻試驗擬定.

圖3　排氣歧管入口1處壓力曲線

圖4　排氣歧管1，2出口壓力曲線

圖5　排氣歧管入口1處溫度曲線

圖6　排氣歧管入口1處流量曲線

圖7　排氣歧管總成溫度分布圖

建立排氣系統(tǒng)內、外流場的有限元模型在CFX求解器中進行計算，得到內、外流場的溫度分布，并作為排氣歧管總成結構溫度場計算的邊界條件，可得到排氣歧管總成的溫度分布如圖7所示.由圖7可見，排氣歧管溫度在280～650 ℃之間變化，并且歧管內表面的溫度明顯高于外表面，這是由于歧管內壁直接與高溫廢氣相接觸，歧管外部卻受到風扇冷卻作用造成的.同時由于排氣歧管入口處靠近熱源，故入口處的溫度也較高.結構管道的拐彎處附近，易造成熱量的堆積，故溫度會比較高.可以看出排氣系統(tǒng)的熱負荷并未超過結構可承受的范圍.

2.2溫度試驗結果對比

排氣歧管總成溫度場的計算結果對熱應力的計算有直接影響[2].為了驗證溫度場計算結果的準確性，在模擬環(huán)境及道路的試驗室中對裝有該發(fā)動機的車輛進行了空擋空載、發(fā)動機轉速3 600 r/min和一檔滿載、發(fā)動機轉速3 600 r/min 2種穩(wěn)定工況下排氣歧管總成溫度測試試驗，測試結果取2種工況下的平均值.基于試驗成本和時間上的考慮，應選取有限個測試點，而這有限個測試位置要反映排氣歧管整體的溫度情況.排氣歧管中的廢氣溫度較高，流速較快，壓力較大；排氣歧管和排氣接管的安裝座處，壁厚較大，熱交換較為明顯，溫度較低；排氣歧管入口處和排氣接管的轉角處受到氣體沖擊且氣流方向易變，這些地方都是最能表現(xiàn)排氣歧管總成溫度場特征的位置，因此應在這些地方設置測試點，最終選取了21個測點.

布置完測點后，開始進行溫度測試，溫度測試測量值與仿真計算結果對比見圖8，其中測點1和17的差異較大，主要是由于模型、和邊界條件簡化以及計算結果的堆積造成的， 從整體上看，溫度試驗值和仿真計算結果的誤差值均較小，因此驗證了溫度場計算模型的準確性，能作為后續(xù)熱應力計算的載荷條件.

圖8　溫度試驗值和計算結果的對比曲線

2.3排氣歧管總成熱應力計算

要計算排氣歧管總成結構的熱應力，首先必須知道作用在歧管總成結構上載荷的大小[3-4].由于作用于結構內壁的氣體壓力相對于溫度場所造成的壓力是比較小的，因此主要考慮由歧管總成溫度場所造成的熱載荷，而ANSYS Workbench平臺可以實現(xiàn)溫度場與熱應力的連接，進而將熱載荷直接映射到排氣歧管總成結構上.最終對排氣歧管總成結構進行熱應力的計算，得到結果如圖9.由圖9可見，排氣歧管總成整體熱應力變化范圍在0.3～535 MPa之間，最大應力出現(xiàn)在入口處，這主要是由于模型和邊界條件的簡化造成的，而且此處并不是排氣歧管的關鍵部位.圖10表示的是開裂位置處的熱應力大小，它表明開裂位置的應力在100～180 MPa之間，最大熱應力出現(xiàn)在排氣歧管與接管的連接法蘭盤處.從溫度場結果來看，該發(fā)動機的熱負荷并不是明顯高于其他發(fā)動機.同時排氣歧管總成材料其許用應力為270 MPa，而高于熱應力的計算結果，因此熱應力不足單獨破壞排氣系統(tǒng)結構.

圖9　排氣歧管總成熱應力云圖

圖10　開裂位置熱應力

3排氣系統(tǒng)結構振動分析

3.1排氣系統(tǒng)結構模態(tài)分析

發(fā)動機臺架試驗中，在轉速3 600 r/min工況下，出現(xiàn)排氣歧管開裂現(xiàn)象.因此需要了解結構的動態(tài)特征，建立有限元模型，進行模態(tài)分析[5-7].

采用實體和板殼組合結構進行有限元網(wǎng)格劃分，增壓器殼體采用板殼單元，其余部件采用實體單元，假設各部件連接部位均沒有相對運動.在排氣歧管以及各支架與機體和臺架的螺栓連接處施加相應約束模擬螺栓連接.各零部件為金屬材料，密度取7 810 kg/m3.其中:排氣歧管總成、增壓器和排氣尾管彈性模量取155 GPa，泊松比取0.27；支架和后吊耳彈性模量取208 GPa，泊松比取0.3.最終得到約106 090個節(jié)點，286 876個單元.

采用OptiStruct求解器進行計算，得到排氣系統(tǒng)的前6階固有頻率，見表1.根據(jù)四缸四行程汽油發(fā)動機的激勵分析，3 500 r/min下的激勵頻率在120 Hz以內，在模態(tài)分析中的第二階固有頻率附近，表明結構動態(tài)特性設計不太合理.但是具體的響應應力，還需要進行響應分析獲得，為找出問題的原因并進行改進設計和優(yōu)化設計提供支持.

表1　排氣系統(tǒng)優(yōu)化前各階約束模態(tài)頻率　Hz

3.2排氣歧管諧響應分析

3.2.1激勵載荷的確定

一般車用發(fā)動機的激勵包括2個部分：(1)發(fā)動機自身運轉產(chǎn)生的激勵；(2)由于路面不平導致車輛振動而產(chǎn)生的激勵[8].但所研究的發(fā)動機是在臺架試驗中出現(xiàn)的早期失效問題，試驗時路面激勵不存在，因此這里只需考慮發(fā)動機工作時產(chǎn)生的激勵，這種激勵是簡諧激勵.

由于排氣系統(tǒng)結構是安裝在機體上，這種激勵可以看作是支座運動激勵.分析這種簡諧激勵下結構的響應和動應力，就需要知道支座的運動情況，可通過企業(yè)振動試驗獲得.在如圖11所示的10個測點處安裝三向加速度傳感器，在滿載、轉速1 100～4 100 r/min和空載、轉速750～4 200 r/min進行測試，以獲得加速度的測量數(shù)據(jù).

圖11　振動測試測點的布置

為簡化諧響應計算，假設發(fā)動機結構作整體運動，由于排氣歧管直接與發(fā)動機機體相連，可將排氣歧管振動加速度作為諧響應分析的激勵.故選取排氣歧管上的1、2、3這3個測點在前后、左右和上下方向上的加速度均值進行計算，得到加速度均值見表2.表中:x方向對應發(fā)動機的左右方向;y方向對應發(fā)動機的前后方向;z方向對應發(fā)動機的上下方向.通過大量的試算以及振動試驗的對比，方法可行且效率較高.

表2　加速度均值表

3.2.2諧響應計算結果分析

在排氣系統(tǒng)與發(fā)動機缸體相連的約束處添加加速度載荷，即在模型施加約束的地方按照約束的方向分別施加表2中各對應方向的加速度激勵，激勵頻率掃描范圍為10～400 Hz，步長為5 Hz.前面的模態(tài)分析和臺架試驗表明，排氣系統(tǒng)易受影響的頻率范圍為25～140 Hz，計算結果表明，最壞的情況出現(xiàn)在激勵頻率為115 Hz附近，此時結構的動應力最大.圖12給出了115 Hz時結構動應力云圖，最大動應力發(fā)生在局部區(qū)域1和2內(見圖13)，區(qū)域1的最大應力為211 MPa，區(qū)域2的最大應力為240 MPa，其對應的頻率與臺架實驗時3 500 r/min早期損壞時的工況相對應，最大應力較大，是早期失效的主要原因.

圖12　激勵115 Hz結構動應力云圖

圖13　激勵115 Hz局部應力云圖

4結 束 語

排氣系統(tǒng)的熱負荷不大，熱應力不高，遠低于材料許用應力，不是導致結構早期失效的主要原因；而結構的動態(tài)特性不好，動應力過大，是熱應力的2倍，是造成結構破壞的主要原因.

為找出此類排氣系統(tǒng)早期失效的原因提供了實際的解決方案和研究思路，為今后同類產(chǎn)品的進一步設計開發(fā)提供了數(shù)據(jù)支持和參考.

參 考 文 獻

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Cause Analysis of Early Cracking Failure of Exhaust Manifold

ZHAO WeiMA LiCHEN Chun

(SchoolofAutomotiveEngineering,WuhanUniversityofTechnology,Wuhan430070,China)

Abstract：In order to investigate the reasons of early failure for a four cylinder four stroke engine exhaust system in the test process, an overall research scheme is formulated. By calculating the temperature field of the exhaust manifold assembly and comparing the results with temperature test, the thermal stress of the structure can be calculated. Meanwhile, modal analysis of the exhaust system is conducted, by analyzing the response and dynamic stress of the structure under the excitation which can be obtained through the engine vibration test. Finally, the reasons of the exhaust system cracking are found, by comparing the simulation results.

Key words：exhaust system; early failure; vibration analysis; thermal stress analysis

收稿日期：2016-04-13

中圖法分類號：U464.134

doi:10.3963/j.issn.2095-3844.2016.03.033

趙威(1991- )：男，碩士，主要研究領域為車輛工程