某型發(fā)動機排氣歧管熱應力分析

楊帆，陳少林，王宇，張雙宏

（1.天雁機械有限責任公司，衡陽421005；2.北方重型汽車股份有限公司，包頭014000）

某型發(fā)動機排氣歧管熱應力分析

楊帆1，陳少林1，王宇2，張雙宏1

（1.天雁機械有限責任公司，衡陽421005；2.北方重型汽車股份有限公司，包頭014000）

對某型發(fā)動機排氣歧管在高溫廢氣作用下的熱應力進行計算。首先計算其流場的溫度場數(shù)據(jù)，并將在流固交界面處的溫度和換熱系數(shù)作為載荷加載到固體表面上，最后計算固體溫度場和熱應力。熱應力計算結果對于改進排氣歧管結構和提高排氣歧管質量具有一定的參考價值。

排氣歧管高溫廢氣溫度場熱應力

1 引言

排氣歧管作為發(fā)動機重要的受熱零件之一，其熱負荷隨著內燃機性能的提高而日漸增大。其熱負荷高，容易產(chǎn)生疲勞失效，斷裂等問題，因此對發(fā)動機排氣歧管進行熱應力分析是非常必要的。本文采用流固耦合方法對故障發(fā)動機排氣歧管進行熱應力分析，并分析熱應力是否是造成其斷裂失效的原因[1]。

2 CFD穩(wěn)態(tài)分析計算

為了評價某4缸發(fā)動機各排氣支管的流通性能、得到溫度場所需要的溫度與對流換熱系數(shù)，對該發(fā)動機的排氣歧管進行了四次穩(wěn)態(tài)計算[2-4]，具體計算方案見表1，入口順序見圖1中模型所示排氣順序。為了便于描述排氣歧管內的流動現(xiàn)象，作了如下假設：由于本文重點關注排氣歧管流體壁面性能，因此忽略排氣歧管溫度的時空變化對流動的影響，即認為氣流溫度恒定為排氣溫度，計算過程中不考慮能量守恒方程；評估排氣歧管的流通性能，可只考察穩(wěn)態(tài)流動狀態(tài)，因此假設排氣歧管內的流動為定常流動。

表1 各方案穩(wěn)態(tài)計算入口邊界

圖1 排氣歧管進氣順序示意圖

由于4缸發(fā)動機2缸共用一根排氣管，在排氣過程中且只有一缸（即方案1，后續(xù)內容不再贅述）排氣量達到最大時另一缸排氣到達收尾階段，所以對模型作簡化處理，設置為一缸排氣的狀態(tài)。對排氣歧管流場進行全六面體網(wǎng)格劃分。發(fā)動機轉速5 000 r/min時，排氣質量流量進口120 g/s，溫度1 133 K，出口相對壓強0.15 MPa，對4個缸排氣分別進行穩(wěn)態(tài)計算[5]。

從CFD計算結果來看，圖2～圖5中流體壁面（與排氣管內壁接觸的排氣表面）的溫度分布規(guī)律為：某一缸開啟時，其它關閉的排氣歧管勢必會有較高的流體壁面溫度，符合在不考慮外壁熱損失條件下的流體溫度分布情況，且流體溫度分布均勻連續(xù)，可以認為流場計算結果是可信的。在排氣過程中第2缸開啟時流體壁面溫度最高，壁面溫度約為1 160 K；在排氣過程第1缸開啟時流體壁面對流換熱系數(shù)最大，對流換熱系數(shù)達到1.144×-3W/ (mm2·K)。

圖2 第1缸排氣溫度場及對流換熱系數(shù)

圖3 第2缸排氣溫度場及對流換熱系數(shù)

3 排氣歧管溫度場分析

在Ansys熱分析中，網(wǎng)格采用全四面體二階單元solid87，接觸類型均選取為標準的接觸類型，接觸熱阻Tcc取0.01。通過映射CFD結果獲取流體壁面溫度，與對流換熱系數(shù)的面單元采用surface152號單元，排氣歧管外表面假定為強制對流換熱。求解過程中需排氣歧管材料導熱率；由于是穩(wěn)態(tài)溫度場計算，不需要設置密度與比熱容等性能參數(shù)。

圖4 第3缸排氣溫度場及對流換熱系數(shù)

圖5 第4缸排氣溫度場及對流換熱系數(shù)

在排氣歧管溫度場分析中，各缸排氣閥分別開啟后排氣歧管的溫度分布各有不同，但總體溫度變化不大，最大溫度差達24℃，如圖6和圖7所示。各缸排氣閥分別開啟后排氣歧管的最高溫度出現(xiàn)在第2缸開啟過程中排氣歧管最高溫度達1 160 K。將上述求解的節(jié)點溫度導入結構模型中作為邊界條件求解熱應力。

4 排氣歧管熱應力計算分析

在Ansys結構分析中，有限元網(wǎng)格采用全四面體二階單元solid187，接觸類型均選取為標準的接觸類型。由于CFD計算中的流體壓力對排氣歧管的影響較小，在本次計算中不考慮流體壓力對排氣歧管結構分析的影響。將計算出來的節(jié)點溫度加載到結構上進行熱應力計算，約束施加在外加板上。外加板是將約束施加在和目標物體上的外部連接板上，從而解決目標物體由于約束原因產(chǎn)生的局部熱應力過大這種問題。排氣歧管的材料為NiSiCr3552，設定與溫度相關的材料彈性模量與泊松比、熱膨脹系數(shù)等材料參數(shù)即可開始有限元計算。

在熱應力分析過程中，各缸分別開啟后排氣歧管的第一主應力與等效應力均出現(xiàn)在相同位置，且第一主應力為正值，見圖8和圖9。這說明在最大等效應力位置處為最大拉應力，這有可能就是造成排氣岐管裂紋的應力，參見圖10。第1缸開啟后排氣歧管的第一主應力比其他缸開啟后排氣歧管的第一主應力要高將近5倍。第1缸最大主應力達94.93 MPa，最大等效應力為69.35 MPa，這說明方在第1缸開啟時排氣歧管最容易造成較大熱應力。

圖7 第3～4缸排氣歧管溫度場

圖9 第3～4缸排氣歧管第一主應力及等效應力

圖10 故障件裂紋出現(xiàn)位置示意圖

5 結論

（1）廢氣在排氣過程第2缸開啟時流體壁面溫度最高，壁面溫度約為1 160 K；廢氣在排氣過程第1缸開啟時流體壁面對流換熱系數(shù)最大，對流換熱系數(shù)達到1.144×10-3W/(mm2·K)。

（2）發(fā)動機排氣歧管在第1缸排氣時溫度變化范圍最大，最高值1 136 K，最低值1 017 K。第一主應力和等效應力均在第1缸排氣時達到最大，第一主應力最大值94.93 MPa，等效應力最大值69.35 MPa。該處出現(xiàn)的應力表現(xiàn)為拉應力，最大應力位置出現(xiàn)在管道與板交界處，在交變負荷試驗過程中出現(xiàn)裂紋的位置與計算的最大應力的位置一致。

（3）本文僅探究熱應力的分布位置是否與實驗過程中出現(xiàn)的裂紋位置一致，并沒有細致研究疲勞問題。如果要進一步探討排氣歧管斷裂失效的原因還需進行熱機疲勞分析，考慮機械疲勞損傷、蠕變損傷、氧化損傷等因素對排氣歧管壽命的影響及裂紋擴展形式。

1李湘華，張小嬌.柴油機排氣歧管流場分析與結構優(yōu)化[J]．柴油機，2006（4）：25-27．

2汪源利，王偉民，蔡志強等．渦輪增壓發(fā)動機排氣歧管CFD分析與改進[C].2010年CDAJ－China中國用戶論文集，2010．

3賈友昌，趙蕾，魯建立.基于STAR-CCM+的排氣歧管分析及優(yōu)化[C]．2011年CDAJ－China中國用戶論文集，2011．

4劉云卿，胡景彥，由毅等．渦輪增壓汽油機排氣歧管的CFD分析與優(yōu)化改進[C]．新能源汽車創(chuàng)新發(fā)展論壇優(yōu)秀論文集，2011．

5王福軍．計算流體動力學分析[M]．清華大學出版社，2004.

Analysis on the Thermal-Stress of Exhaust Manifold of an Engine

Yang Fan1,Chen Shaolin1,WangYu2,Zhang Shuanghong1
（1.Tyen Machinery Co.,Ltd.,Hengyang 421005,China;2.North Hauler Joint Stock Co.,Ltd.,Baotou014000,China）

Calculationis made of thermal stress of the exhaust manifold of an engine under high exhaust temperature.Firstly,temperature field in the flow field is calculated.Then the temperature in the interface of fluid and solid and heat exchange coefficient are added to the solid surface as load.Finally,solid temperature field and thermal stress is calculated.The result of thermal stress calculation can be reference for improving the structure and quality of the exhaust manifold.

exhaust manifold.high exhaust temperature,temperature field,thermal stress

10.3969/j.issn.1671-0614.2013.03.004

來稿日期：2013-04-08

楊帆（1986-），男，碩士，主要研究方向為發(fā)動機總體設計和結構強度分析。