鄧仁君
摘要:本文主要介紹某重型發(fā)動機市場出現(xiàn)排氣歧管與增壓器連接處出現(xiàn)斷裂問題,通過理論計算、實車測試等對失效因素進行分析,最終找到失效原因,提出改善措施,改善后驗證效果良好。
關(guān)鍵詞:發(fā)動機;增壓器;排氣歧管;振動;熱應力
1引言
發(fā)動機是整車動力的核心總成,而增壓器承擔著增大發(fā)動機進氣量從而改變外特性、增大發(fā)動機功率的作用,是動力保證的關(guān)鍵環(huán)節(jié)之一。增壓器工作時,受熱應力及機械振動應力影響,與增壓器相連的后排氣歧管也處于相近工況,易出現(xiàn)斷裂故障。其中某重型柴油發(fā)動機出現(xiàn)了排氣歧管及增壓器在連接處斷裂的問題,本文從材質(zhì)、機械振動、熱應力、零件強度等方面分析,并結(jié)合歷次整改方案驗證,確定了一有效整改方案,提供了機械斷裂失效的一些分析思路。
2斷裂位置
斷裂集中于增壓器渦輪端法蘭、后排氣歧管法蘭連接處,初步分析為:(1)材質(zhì)、金相組織存在異常;(2)支撐不足導致機械振動過大從而疲勞斷裂;(3)熱膨脹產(chǎn)生應力過大;(4)增壓器、排氣管連接法蘭處本身強度不足。
3材質(zhì)分析
對增壓器、排氣管材質(zhì)及金相組織檢測,結(jié)果合格(因涉及材質(zhì)保密,具體檢測結(jié)果不予展示)。
4機械振動分析
前期已有兩個整改方案:(1)增壓器渦輪端增加6mm厚固定支架;(2)與方案1類似,但支架厚12mm。兩方案旨在加強增壓器支撐,以增大一階固有頻率、避開常用轉(zhuǎn)速區(qū)間(該系統(tǒng)考慮安全系數(shù)后一階共振頻率需≥105Hz),并降低振動加速度值。
兩套方案在8檔全油門加速時測試排氣系統(tǒng)的一階固有頻率及振動加速度(以上下方向代表),結(jié)果如下:
方案一:分同時安裝增壓器支架及渦后彎管支架,僅安裝增壓器支架,兩個支架均不安裝測試。
結(jié)果顯示,兩支架、單渦后管支架以及無支架產(chǎn)生共振的一階固有頻率分別為85Hz、76Hz和70Hz(見圖1),振動加速度分別為6.24g、3.8g、4.12g。
三種狀態(tài)發(fā)動機轉(zhuǎn)速分別為1700rpm、1520rpm及1400rpm,處在發(fā)動機常用轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi),共振G值也較大,增壓器常處于共振狀態(tài)下。因此方案一的三種支撐均無法滿足要求,實車驗證時再次出現(xiàn)斷裂。
方案二:測試安裝厚增壓器支架作為代表,共振頻率92Hz,對應轉(zhuǎn)速1840rpm,已避開常用轉(zhuǎn)速區(qū)間,振動G值5.82,無明顯增大。但該方案仍出現(xiàn)斷裂,可知單一的振動改善并不能解決斷裂問題。
5熱應力及綜合分析
增壓器、排氣歧管除機械振動,還來自零件熱膨脹相互擠壓產(chǎn)生的熱應力,因此需對熱應力分析。因未能獲得增壓器具體3D數(shù)模及材料特性,而后排氣歧管與增壓器連接處為相互作用力,故以后排氣歧管作為熱應力分析對象,同時施加與測試結(jié)果相當?shù)恼駝蛹铀俣?,計算其在設(shè)定的排氣溫度下振動疲勞安全系數(shù)是否滿足要求。支撐方案選用一階固有頻率較高的方案二(保留支架)。
5.1計算模型
零件用SimLab、螺栓用HyperMesh劃分網(wǎng)格。在FIRE中計算內(nèi)流場的溫度,以映射程序獲取熱邊界后在Abaqus里施加邊界條件,最后用Abaqus求解。導入各零件材料常溫及高溫下的彈性模量、泊松比及線膨脹系數(shù)。
5.2邊界、載荷
以缸蓋中央x方向截面、缸蓋底面、排氣歧管對面缸蓋邊緣面分別約束缸蓋XYZ方向自由度;增壓器支架底部約束全部自由度。
增壓器與蝶閥的振動,上下、左右、前后三個維度施加過載分別為5g、3g、3g;增壓器、蝶閥質(zhì)量分別按16.4kg、4kg計算。
排氣管與缸蓋連接采用M10法蘭面螺栓,擰緊力矩按75N·m進行計算,螺栓軸向力為:F=T/Kd=75/(0.2×0.01)=37500(N)。
5.3溫度場計算
缸蓋非排氣側(cè)溫度按150℃,在FIRE中計算內(nèi)流場溫度,溫度場云圖見圖2。
5.4綜合應力計算
對模型中的排氣歧管加載螺栓壓緊力、熱應力、六個方向振動的應力,計算出后排氣歧管應力分布云圖(下圖3),導入FEMFAT中計算出疲勞安全系數(shù)云圖(下圖4)。
從結(jié)果看應力集中于后排氣歧管與增壓器連接法蘭附近,疲勞安全系數(shù)最低僅有0.37,與實際斷裂情況相符。
對支撐方案一(保留支架)計算,得出最小疲勞安全系數(shù)為0.35,分布位置與方案二一致。
綜上,增壓器支架的安裝及加強可降低共振頻率、減小振動值,但卻產(chǎn)生過約束,熱應力大,改進思路不應局限于強化或取消支架。
6改進方向
(1)增壓器及渦后排氣部分一階共振頻率低,加強支撐卻存在增加熱應力的矛盾,因此考慮改變排氣系統(tǒng)部件的形態(tài)、布置來增大一階共振頻率。
(2)增壓器支撐存在過約束,考慮取消增壓器支架以大幅降低熱應力。增壓器支架是否能取消,取決于第一點的優(yōu)化效果。
(3)加強斷裂位置強度,持平系統(tǒng)其他部位安全系數(shù)以避免薄弱集中。
7具體改進方案
7.1一階共振頻率的降低
振動測試時發(fā)現(xiàn),蝶閥位置g值非常大,達到33g,對此部分進行分析:
蝶閥安裝于渦后管后端,渦后管較長,蝶閥質(zhì)量較大;而蝶閥后端為波紋伸縮管,無支撐作用。因此渦后部分重心遠、力臂長,在斷裂處產(chǎn)生較強扭轉(zhuǎn)力矩(如圖5示)。
在取消支架的思路下,長力臂、大質(zhì)量使系統(tǒng)固有頻率偏小,因此減小力臂長度、降低渦后質(zhì)量可降低固有頻率,同時可減小斷裂處扭轉(zhuǎn)應力,按此方向制定方案:
7.1.1蝶閥安裝位置由渦后管后端改至前端較容易實現(xiàn),但試裝測試一階共振頻率為92Hz,未達105Hz的要求,振動加速度值也達4.77g,不通過驗證。
7.1.2將排氣管改為橫向布置,縮短渦后彎管長度,將管路向波紋管后端轉(zhuǎn)移,達到渦后降重及力臂減短雙重效果;同時取消增壓器支架、增加后端支撐改善過約束(波紋管可緩沖熱應力)。布置如下:
對方案測試,一階共振頻率達到了115Hz,對應轉(zhuǎn)速2300轉(zhuǎn),已避開發(fā)動機常用轉(zhuǎn)速,且安全系數(shù)高;在發(fā)動機轉(zhuǎn)速范圍內(nèi),最大g值為2.08g,降幅達50%。且因取消了增壓器支架、支撐改為波紋管后端,消除了過約束。
7.2斷裂處的加強
在改善共振、熱應力后,對斷裂的連接法蘭部分進行適當增強,尺寸由67mm×108mm改為106mm×93mm,與系統(tǒng)其他部位強度安全系數(shù)基本持平,避免明顯薄弱環(huán)節(jié),進一步降低故障率。
8改進效果驗證及建議
上述改進方案在新平臺車型上進行了1.5萬公里定遠強化壞路試驗,未出現(xiàn)斷裂問題;市場3mis故障降低為0,方案驗證有效。
因此,對同時承受振動及熱應力、工況較為苛刻的部件,在設(shè)計開發(fā)和改進過程中建議:
(1)對部件的固定支撐,單純的加強會增大熱應力,增加斷裂風險。應以降低共振頻率及加速度為導向優(yōu)化布置方式,兼顧熱應力釋放。
(2)系統(tǒng)各零部件的疲勞安全系數(shù)保持基本持平,避免薄弱環(huán)節(jié)。