方勁松 李浩亮 林文干

東風汽車股份有限公司商品研發(fā)院 湖北武漢 430057

1 前言

汽車柴油機的最高渦前排氣溫度通常都在700℃以上，特別是隨著發(fā)動機強化程度的提高和應對排放法規(guī)的性能調(diào)整，排氣溫度也有逐漸升高的趨勢。排氣歧管本體溫度也高達600℃以上，而且其形狀復雜，各部分溫度梯度不一致，且受安裝螺栓的約束，會產(chǎn)生較大的熱應力。鑄鐵材料在高溫下的彈性模量、屈服強度、疲勞強度都會大幅度下降，需要通過優(yōu)化設(shè)計有效控制排氣歧管的工作應力，否則就有開裂的風險。目前，排氣歧管在高溫工作條件下開裂、變形是排氣歧管的主要失效模式之一[1]。

為了考核排氣歧管的熱強度，新設(shè)計的排氣歧管通常要通過發(fā)動機熱循環(huán)試驗，而在開模制造之前，采用有限元方法模擬熱循環(huán)試驗中所受的機械負荷和熱負荷，優(yōu)化設(shè)計方案，將會有效提高通過可靠性試驗的成功率，降低排氣管開裂失效的風險。

2 排氣歧管失效原因分析

隨著國家排放法規(guī)和燃油經(jīng)濟性法規(guī)的升級，各汽車生產(chǎn)廠家的發(fā)動機也同步進行技術(shù)升級。一款2.8 L柴油機在性能和排放升級開發(fā)的發(fā)動機可靠性試驗中，短時間內(nèi)連續(xù)出現(xiàn)兩次排氣歧管斷裂的故障，見圖1，顯然原排氣歧管不能滿足新機型的要求。

經(jīng)調(diào)查，零件提供的成品件均無氣孔、疏松、裂紋等鑄造缺陷，零件硬度檢測也合格。對失效件進行切割測量，壁厚分析合格，見圖2。因此判定不是零件質(zhì)量問題。

初步分析認為排氣歧管失效可能是零件設(shè)計的強度偏低造成的。由于原排氣歧管設(shè)計開發(fā)資料缺失，不能查找其強度設(shè)計裕度，因此需要全面地對其設(shè)計進行評估。采用振動測量、溫度場測量和高溫應變測試無疑是最有效的評估手段之一，但限于測試設(shè)備不足而在短期內(nèi)無法實施。

有限元分析方法是目前廣泛采用的強度分析方法，可以全面地了解溫度場和應力分布，對產(chǎn)品的設(shè)計改進指出方向并進行評估。排氣歧管斷裂的可能原因包括模態(tài)共振、振動應力、熱應力及熱疲勞等，本文將對這些可能的原因進行有限元分析。

圖1 發(fā)動機可靠性試驗中排氣歧管兩次斷裂

圖2 零件壁厚檢測結(jié)果

3 有限元計算分析

3.1 排氣歧管材料參數(shù)

由于排氣歧管的工作溫度較高，而在高溫下材料的彈性模量、強度等參數(shù)會隨溫度大幅度變化，且排氣歧管各部分的溫度差異也較大，顯然材料特性隨溫度的變化會顯著影響排氣歧管的模態(tài)頻率、強度等評價指標。

早期的排氣歧管材料是灰鑄鐵，隨著發(fā)動機強化程度的提高，排氣溫度也隨著提高，排氣歧管材料也逐漸變?yōu)榍蚰T鐵、不銹鋼等高溫強度更高的材料[1-3]。發(fā)生斷裂的排氣歧管的材料為蠕墨鑄鐵RuT300，因其國家標準中沒有400℃以上的高溫材料屬性[4]，因此選擇另一種已有完整高溫材料特性的球墨鑄鐵QT420-15用于計算對比，它們以及常用的排氣歧管材料硅鉬球鐵QTRSi4Mo的高溫屈服強度對比見圖3。

3.2 排氣歧管溫度場計算

圖3 常用排氣歧管材料的高溫屈服強度對比

柴油機運行中排氣歧管溫度場決定了各部分的剛度和熱膨脹變形，是做其他有限元分析的基礎(chǔ)。排氣歧管溫度場計算通常采用基于CFD的流固耦合計算熱邊界條件[5～8]，計算過程較為復雜。參考相關(guān)資料[7]，這次計算采用簡化的熱邊界條件，只取4個典型的發(fā)動機運行工況：額定功率工況、最大扭矩工況、低怠速和高怠速。排氣歧管與外界的熱交換包括：對流、熱輻射、熱傳導，但在實際工程模擬中很難將它們區(qū)分開來，因此在有限元分析中通常歸并為一種熱邊界條件，用實測溫度來對模型進行校準。根據(jù)已有的排氣歧管測溫數(shù)據(jù)，反復調(diào)整熱邊界條件使計算結(jié)果與實測溫度達到基本一致，最終采用的熱邊界條件見表1，排氣歧管溫度場計算結(jié)果見圖4。

表1 排氣歧管有限元計算的熱邊界條件

圖4 典型運行工況的溫度場

3.3 排氣歧管高溫模態(tài)計算

模態(tài)計算模型包括排氣歧管、渦輪增壓器、排氣接管等，各零件之間的接觸設(shè)為固定。渦輪增壓器除蝸殼外的其他零件均刪除，在Pro/E軟件中設(shè)置所刪除各零件的密度，然后測量質(zhì)量屬性，再通過增加質(zhì)點單元的方法達到增壓器總成的質(zhì)量和質(zhì)心位置。

蝸殼的材料與排氣歧管相同，是蠕墨鑄鐵RuT300，排氣接管材料為灰鑄鐵HT200。高溫模態(tài)計算針對最惡劣的工況，即排氣歧管溫度最高的額定功率工況。將排氣歧管的安裝螺栓孔固定，導入前面計算的溫度場做模態(tài)計算，計算的1階模態(tài)振型見圖5，模態(tài)頻率為174 Hz。該發(fā)動機的最高轉(zhuǎn)速為4 200 r/min，缸內(nèi)燃燒的激振頻率是發(fā)動機轉(zhuǎn)速的2階，即模態(tài)頻率設(shè)計限值為4 200/60×2=140 Hz，因此系統(tǒng)1階模態(tài)頻率滿足設(shè)計要求。因此，可以判定該排氣歧管不是因為共振導致的斷裂。

圖5 排氣歧管的1階模態(tài)振型

3.4 熱應力和加速度載荷下應力計算

采用模態(tài)計算所用的有限元計算模型，導入溫度場計算結(jié)果，可以看到計算的熱應力非常高，最大等效應力為33 75 MPa，見圖6，遠遠超過RuT300在常溫下的屈服強度210 MPa。這也表明發(fā)動機運行過程中排氣歧管會因熱膨脹而與缸蓋間產(chǎn)生相對位移，摩擦力阻礙其熱膨脹。取消安裝螺栓孔固定約束，則無約束下的最大等效應力達到388 MPa，也超過了材料的屈服強度，高應力區(qū)域位于各缸排氣口法蘭間的加強筋。

為了比較振動應力，計算了100 m/s2加速度載荷下的應力，計算結(jié)果見圖7，最大等效應力為32 MPa。因此，排氣歧管工作中的熱應力遠高于結(jié)構(gòu)應力，在后面的高溫強度計算中，將忽略加速度載荷。

圖6 排氣歧管的固定約束熱應力（左）和無約束熱應力分布（右）

圖7 排氣歧管在加速度載荷下的結(jié)構(gòu)應力分布

3.5 穩(wěn)態(tài)高溫強度計算

由于只考慮熱應力影響，為了簡化計算模型，高溫強度計算只使用排氣歧管模型。將排氣歧管的Pro/Engineer模型導入有限元分析軟件中，排氣歧管用最大4 mm劃分有限元網(wǎng)格。為了模擬渦輪增壓器對排氣歧管溫度和熱應力的影響，制作簡化的渦輪殼體，材料參數(shù)與排氣歧管相同。制作簡化的排氣歧管墊，為了防止排氣歧管上出現(xiàn)應力奇異，材料的彈性模量比排氣歧管的低2個數(shù)量級，并在靠缸蓋側(cè)的一面上施加結(jié)構(gòu)約束和與缸蓋間的摩擦力。最終的計算模型如圖8所示。

排氣歧管穩(wěn)態(tài)熱應力計算的目標是確定排氣歧管是否會在最高排氣歧管溫度工況下產(chǎn)生屈服。將計算的額定功率工況和最大扭矩工況穩(wěn)態(tài)溫度場作為體載荷，分別計算兩個工況下熱膨脹和摩擦力導致的排氣歧管應力和變形量。

圖8 有限元模型

由于排氣歧管各部分的溫度相差較大，從圖4的額定功率工況溫度場計算結(jié)果可知，溫度范圍從259℃直到688℃，材料的屈服強度會相差數(shù)倍，因此直接將最大應力同最高溫度或其他溫度下的材料屈服強度進行比較都是不合適的，無法準確評判各部分的設(shè)計強度。故將排氣歧管各區(qū)域的等效應力與該區(qū)域溫度下的材料屈服強度進行對比，為了避免排氣歧管因高溫屈服而產(chǎn)生永久變形，則工作應力應低于材料屈服強度。

由額定功率工況和最大扭矩工況的穩(wěn)態(tài)應力結(jié)果，用每個節(jié)點處的等效應力除以同一節(jié)點溫度下的材料屈服強度，計算結(jié)果稱為應力強度比（SSR），要求-1.2≤SSR≤1.0，其中為了區(qū)分應力狀態(tài)，將壓縮應力狀態(tài)的應力強度比定為負數(shù)。

排氣歧管穩(wěn)態(tài)高溫強度計算結(jié)果見圖9，原排氣歧管設(shè)計方案未滿足設(shè)計要求，而且低強度區(qū)域與斷裂位置一致，說明計算很好地反映了失效機理。排氣歧管的開裂應是因為高溫產(chǎn)生的熱應力過大而導致材料屈服甚至斷裂。

由計算結(jié)果可知，排氣歧管外表面的加強筋阻礙熱膨脹而產(chǎn)生較大的應力，因此取消加強筋，再次進行穩(wěn)態(tài)高溫強度計算，應力強度比的峰值下降約28%，但仍大幅度超出設(shè)計限值。由于硅鉬球鐵在600℃以上時屈服強度是普通球鐵的一倍以上，將排氣歧管材料更改為硅鉬球鐵QTRSi4Mo，計算結(jié)果滿足設(shè)計要求，見圖10。但原設(shè)計即使更換材料也大幅度超出設(shè)計限值。

3.6 瞬態(tài)疲勞壽命計算

發(fā)動機排氣歧管通常采用熱機械疲勞分析（TMF）[7～12]。在瞬態(tài)工況中，發(fā)動機排氣歧管內(nèi)外表面的蓄熱和換熱能力差異，有可能產(chǎn)生更高的溫度和更大的熱應力，并因應力的變化而產(chǎn)生疲勞裂紋。瞬態(tài)溫度場計算的有限元模型除運轉(zhuǎn)工況外都與穩(wěn)態(tài)溫度場計算相同。瞬態(tài)溫度場需要計算4個發(fā)動機運轉(zhuǎn)工況，創(chuàng)建4個載荷步，見表2。

圖9 額定功率工況的應力強度比分布

圖10 額定功率工況的應力強度比分布

表2 瞬態(tài)熱應力計算的熱載荷步

每個發(fā)動機運轉(zhuǎn)工況的熱邊界條件見表1。對于所有的運轉(zhuǎn)工況，外表面和安裝法蘭的熱邊界條件不變，而內(nèi)表面的熱邊界條件因模擬各工況下排氣溫度和流速的變化而改變。瞬態(tài)應力計算中，有限元模型的幾何約束不變，但不包括摩擦力載荷。

選擇滿足穩(wěn)態(tài)高溫強度的設(shè)計方案進行熱機械疲勞分析，計算的排氣歧管內(nèi)、外表面最高溫度變化曲線見圖11，疲勞循環(huán)次數(shù)計算結(jié)果見圖12，外表面最小疲勞循環(huán)次數(shù)為347次，內(nèi)表面最小疲勞循環(huán)次數(shù)為12 746次，疲勞壽命較低，不滿足疲勞循環(huán)次數(shù)大于2 000次的設(shè)計目標。通過增大低疲勞壽命區(qū)域的圓角、在排氣歧管外表面增加一個繞兩邊支管匯合處的縱向加強筋，最終將外表面的疲勞循環(huán)次數(shù)提高到2 389次，內(nèi)表面提高到23 533次，如圖13所示，大幅度提高了排氣歧管設(shè)計的疲勞壽命，同時穩(wěn)態(tài)高溫強度計算結(jié)果也得到進一步改善。

原設(shè)計方案雖然已經(jīng)不滿足穩(wěn)態(tài)高溫強度要求，但為了了解其低疲勞區(qū)域，也做了一個瞬態(tài)應力疲勞計算，外表面最小疲勞循環(huán)次數(shù)僅為92次，出現(xiàn)在外側(cè)加強筋上，因此應全面分析加強筋的作用。

圖11 瞬態(tài)工況中排氣歧管內(nèi)外表面最高溫度變化曲線

圖12 瞬態(tài)工況的疲勞循環(huán)次數(shù)計算結(jié)果

圖13 瞬態(tài)工況的疲勞循環(huán)次數(shù)計算結(jié)果

4 結(jié)語

a.發(fā)動機排氣系統(tǒng)的1階模態(tài)頻率為174 Hz，滿足設(shè)計目標；

b.發(fā)動機工作過程中，排氣歧管熱應力遠高于加速度載荷產(chǎn)生的機械應力，表明該排氣歧管斷裂是熱應力主導的；

c.原設(shè)計方案不滿足穩(wěn)態(tài)強度的設(shè)計要求，熱開裂風險很高；

d.取消加強筋后，最高應力強度比大幅度下降，但仍不滿足設(shè)計要求；

e.換用耐熱硅鉬球鐵QTRSi4Mo，除原設(shè)計方案外的其他方案的穩(wěn)態(tài)高溫強度均滿足設(shè)計要求；

f.通過設(shè)計優(yōu)化，取消原加強筋、換用硅鉬球鐵QTRSi4Mo材料、增大支管過渡圓角、增加縱向加強筋的設(shè)計方案，最小疲勞循環(huán)次數(shù)由347次提高到2 389次，大幅度提高了瞬態(tài)疲勞壽命；

g.原排氣歧管設(shè)計的加強筋較多，說明很可能是出現(xiàn)過斷裂故障而增加了加強筋，而從有限元熱分析結(jié)果來看，這些加強筋對高溫強度是有害的。加強筋在常溫下是提高零件強度的有效手段之一，設(shè)置不當就會在高溫下阻礙排氣歧管熱膨脹，損害排氣歧管的強度。這也說明高溫下零件的設(shè)計不同于常溫下的零件要求。

通過以上有限元分析，對排氣歧管設(shè)計方案進行了優(yōu)化，在后續(xù)的開發(fā)過程中和各種發(fā)動機及整車可靠性試驗中再未出現(xiàn)失效現(xiàn)象，證明了所做的有限元分析方法是有效和可靠的。