緊耦合式排氣歧管熱應(yīng)力分析方法研究

鄧國紅，李華彬，楊鄂川，c，朱占元

(重慶理工大學(xué) a.汽車零部件先進(jìn)制造技術(shù)教育部重點實驗室；b.車輛工程學(xué)院; c.機(jī)械工程學(xué)院， 重慶 400054)

隨著科技的發(fā)展，緊耦合式排氣歧管成為排氣歧管研究的主要方向之一。這種排氣歧管與傳統(tǒng)排氣歧管的區(qū)別主要在于催化劑的安裝位置與發(fā)動機(jī)缸體非常接近，催化劑的預(yù)燃溫度更高，催化效率也提高許多，使尾氣排放指標(biāo)能較好地達(dá)到國家標(biāo)準(zhǔn)的要求[1]。排氣歧管作為發(fā)動機(jī)主要受熱部件之一，排氣溫度極高。由于發(fā)動機(jī)經(jīng)常在變工況工作，故排氣歧管的溫度也隨其做周期性的循環(huán)變化。這就導(dǎo)致排氣歧管經(jīng)常處于近千攝氏度溫差的工作循環(huán)中。而高溫差下的熱脹冷縮作用極易使排氣歧管產(chǎn)生裂紋，長期會導(dǎo)致歧管疲勞斷裂失效[2]。

基于以上原因，楊振宇等[3]充分考慮了某排氣歧管材料的非線性，對其在溫度載荷的作用下進(jìn)行熱應(yīng)力分析，結(jié)果顯示：局部區(qū)域出現(xiàn)了塑性應(yīng)變，且發(fā)生裂紋破壞的區(qū)域和塑性變形最大的區(qū)域位置相一致。Yasar Deger等[4]對不同工況下的某柴油發(fā)動機(jī)進(jìn)行了熱流耦合分析，得到了排氣歧管的溫度場，并將該溫度場導(dǎo)入有限元模型中，得出了熱應(yīng)力場及熱應(yīng)力的最大位置，提出了一種優(yōu)化方案，驗證了其可行性。朱凌云等[5]采用流固耦合換熱分析方法，計算了排氣歧管在各種極限工況下的固體域的溫度場及熱應(yīng)力場，并用試驗數(shù)據(jù)與仿真結(jié)果進(jìn)行對比，說明這種獲得固體壁面參數(shù)的方法是準(zhǔn)確、合理的。萬婷婷[6]采用流固耦合的方法針對一款在使用過程中出現(xiàn)裂紋的排氣歧管進(jìn)行熱應(yīng)力分析，其改進(jìn)措施的有效性得到了試驗驗證。

總體而言，CFD和FEM方法已較好地應(yīng)用到排氣歧管熱應(yīng)力分析中，所建立的模型精度也越來越高。然而，大部分現(xiàn)有研究都集中在求取排氣歧管的壁面溫度和壁面換熱系數(shù)方面，排氣歧管整體溫度場的求解精確性不高。因此，本文以某緊耦式排氣歧管為研究對象，采用STAR-CCM+流體軟件和ABAQUS固體軟件聯(lián)合仿真，通過雙向流固耦合換熱模擬仿真方法，可使計算結(jié)果與實際工程更接近，結(jié)果更準(zhǔn)確可靠。本文計算了排氣歧管的溫度場及熱應(yīng)力，可為緊耦合式排氣歧管的研究方法提供參考依據(jù)。

1 流固耦合換熱分析

流固耦合換熱即固體和流體在相互作用的同時還伴隨著熱交換的作用，即機(jī)械載荷和熱載荷的共同作用。本文利用固體分析軟件ABAQUS和流體分析軟件STAR-CCM+聯(lián)合仿真的方法來進(jìn)行流固耦合換熱分析。在固體和流體的耦合界面上進(jìn)行耦合數(shù)據(jù)的傳遞時，固體利用流體傳過來的油膜溫度和熱傳遞系數(shù)作為邊界條件進(jìn)行求解，同時流體利用固體傳過來的壁面溫度作為邊界條件進(jìn)行求解。

1.1 流體域模型的搭建

提取幾何模型內(nèi)空腔的內(nèi)表面(即流體域的外表面)，在STAR-CCM+中進(jìn)行表面重構(gòu)，提高面網(wǎng)格三角化質(zhì)量，并設(shè)置了5層邊界層網(wǎng)格，同時在4個入口與出口做20層拉深層網(wǎng)格，總厚度為20 mm。最后生成了多面體非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格[7]。幾何模型如圖1所示，流體模型如圖2所示。

圖1 幾何模型

圖2 流體模型

1.1.1 流體域模型設(shè)置

STAR-CCM+軟件中內(nèi)置了豐富的物理模型可供選擇。Space項選用Three Dimensional，Time項選用Implicit Unsteady。根據(jù)對模型的分析可知，該模型計算所需內(nèi)存資源極大，為減少計算量，F(xiàn)low選擇Segregated Flow。由于發(fā)動機(jī)排氣歧管中氣體的雷諾數(shù)Re>2 300,故排氣歧管內(nèi)氣體的流動狀態(tài)為三維湍流流動，又因為k-ε模型是目前行業(yè)內(nèi)使用最廣泛的湍流模型，所以本研究選用k-ε湍流模型。因為排氣歧管內(nèi)氣體強(qiáng)湍流流動作用，設(shè)置湍流強(qiáng)度為0.1，渦的尺度設(shè)為入口半徑的1/20。

1.1.2 初始條件

對于CFD瞬態(tài)分析而言，零時刻時計算域的參數(shù)分布和壁面的邊界參數(shù)為該分析的初始條件，該類參數(shù)的設(shè)置對模型的收斂性和計算結(jié)果的精度都有影響。因此，本次熱分析流場的初始條件為：初始壓力為1個標(biāo)準(zhǔn)大氣壓；初始溫度為常溫；初始速度為0。

1.1.3 邊界條件

根據(jù)發(fā)動機(jī)和排氣歧管設(shè)計參數(shù)(如表1所示)，在GT-power軟件中搭建點火順序為1-3-4-2、四缸四沖程、自然吸氣的汽油發(fā)動機(jī)的一維仿真模型，包括進(jìn)排氣系統(tǒng)、供油系統(tǒng)及缸體系統(tǒng)等模塊，如圖3所示。利用GT-power軟件搭建發(fā)動機(jī)的一維仿真模型，從而得到該緊耦合式排氣歧管的進(jìn)口、出口的邊界條件[8]。

圖3 發(fā)動機(jī)一維仿真模型

表1 發(fā)動機(jī)設(shè)計參數(shù)

對通過試驗得到的發(fā)動機(jī)外特性曲線與發(fā)動機(jī)一維仿真模型計算出的發(fā)動機(jī)外特性曲線做對比，逐步改進(jìn)仿真模型，直到計算出的發(fā)動機(jī)外特性扭矩和功率曲線同試驗值吻合度較高時，再將此次根據(jù)GT-power仿真得到的進(jìn)口、出口的數(shù)據(jù)作為流體域模型進(jìn)出口的邊界條件。

1) 入口條件：入口邊界條件采用Mass Flow，仿真結(jié)果中Mass Flow的最大值，約為0.157 kg/s。由于本次研究排氣歧管結(jié)構(gòu)的宏觀熱性能，故不考慮發(fā)動機(jī)在一個工作循環(huán)內(nèi)的微觀變化，4個缸排氣間隔非常小，可認(rèn)為是同時排氣，因此將質(zhì)量流量設(shè)置為平均4個進(jìn)口同時進(jìn)氣。

汽車發(fā)動機(jī)在啟動—工作—停機(jī)這樣的工況下進(jìn)行循環(huán)，造成排氣歧管的溫度按照低溫—高溫—低溫狀態(tài)進(jìn)行周期循環(huán)。

排氣歧管跟隨發(fā)動機(jī)經(jīng)常在低溫—高溫—低溫的周期循環(huán)溫度載荷下工作。因此，依據(jù)HB5217—1982《金屬低周熱疲勞試驗方法》中的循環(huán)變化溫度隨時間變化的曲線(如圖4所示)，取發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為6 000 r/min時的溫度為最高排氣溫度，為1 115 K，最低溫度則參照文獻(xiàn)[9]取為473 K，建立相應(yīng)的圖表數(shù)據(jù)加載到耦合計算模型中。

圖4 入口循環(huán)變化的溫度

圖4中：Tmax、Tmin分別為最高溫度、最低溫度；t1h、t1c分別為加熱時間和冷卻時間，兩者都為5 s；tph為預(yù)熱時間，為300 s；thc為低溫保持時間，取300 s；thh為高溫保持時間，取900 s。

2) 出口條件：出口設(shè)置為壓力出口，出口壓力為1.28×105Pa，依據(jù)《金屬低周熱疲勞試驗方法》，出口溫度比入口溫度低5 K。

3) 壁面條件：壁面類型設(shè)置為無滑移壁面，壁面的熱邊界類型設(shè)為溫度類型。

4) 多孔介質(zhì)參數(shù)：設(shè)置孔隙率為0.75，采用主張量法來設(shè)置多孔介質(zhì)阻力系數(shù)，黏性阻力系數(shù)為1 476 kg/(m3·s)，慣性阻力系數(shù)為2.52 kg/m4。

1.2 固體域傳熱模型的建立

對于幾何實體，根據(jù)有限元分析(FEA)的理論方法，為保證計算結(jié)果的合理性，對該模型劃分了3層以上的實體網(wǎng)格。同時選取六面體(DC3D8)為該模型的主要單元類型，過渡區(qū)域采用五面體進(jìn)行劃分。4個支管和法蘭連接采用共節(jié)點的方式模擬。有限元固體域模型如圖5所示。

圖5 固體域模型

緊耦合式排氣歧管固體域材料為不銹鋼，其中法蘭的材料采用Q235。由于溫度變化范圍較大，故需設(shè)置隨溫度變化的材料參數(shù)。Abaqus載荷步類型選用通用熱傳遞和瞬態(tài)傳熱模式，時間步長設(shè)置較長以模擬穩(wěn)態(tài)傳熱，固體域initial temperature設(shè)置為300 K。

設(shè)置聯(lián)合仿真接口時，使STAR-CCM+流體軟件先運(yùn)行計算，通過流體域的計算得到流體的外壁面溫度和對流換熱系數(shù)，然后傳遞給固體域內(nèi)壁面，作為固體域計算的邊界條件。設(shè)置固體域外壁面環(huán)境溫度為300 K，對流換熱系數(shù)為15 W/(m2·K)(查閱相關(guān)文獻(xiàn)了解到該值為發(fā)動機(jī)怠速工況下發(fā)動機(jī)艙內(nèi)的對流換熱系數(shù))。后法蘭壁面的對流換熱系數(shù)取280 W/(m2·K)，環(huán)境溫度為460 K，前法蘭壁面的對流換熱系數(shù)取330 W/(m2·K)，環(huán)境溫度為480 K。

1.3 耦合計算分析

考慮到耦合計算的穩(wěn)定性，先使熱流場運(yùn)行 1 000個迭代步的穩(wěn)態(tài)計算，促使熱流場處于進(jìn)氣穩(wěn)定狀態(tài)，然后進(jìn)行3個循環(huán)的瞬態(tài)仿真模擬。

如圖6(a)所示，流體域外壁面處于高溫進(jìn)氣穩(wěn)定狀態(tài)時的最高溫度為1 110.2 K。低溫進(jìn)氣穩(wěn)定時的最高溫度為473.9 K，如圖6(b)所示。高溫進(jìn)氣穩(wěn)定后，高溫區(qū)域主要集中在安裝催化劑位置處，主要原因是高溫廢氣在4個支管匯合處匯聚和三元催化器對氣體流動的阻礙作用，導(dǎo)致氣體不能較快地排放出去，因此此處的溫度會較高。由于高溫氣體剛進(jìn)入支管時來不及散熱，故4個支管進(jìn)口處的溫度也較高。在排氣歧管出口處半徑減小，氣流再次匯聚，所以出口處溫度也較高。如圖7所示，在整個循環(huán)過程中，排氣歧管流體域外壁面的對流換熱系數(shù)比較穩(wěn)定，最大值在905 W/(m2·K)左右，催化器區(qū)域和排氣歧管出口區(qū)域的對流換熱系數(shù)較大，這是因為催化器區(qū)域溫差大且溫度分布不均勻。另外，排氣歧管出口處的氣道變細(xì)，導(dǎo)致高溫廢氣流速加快，換熱加快。

圖6 第3個循環(huán)中流體域外壁面溫度變化的云圖

1.4 固體域傳熱計算分析

高溫廢氣的熱量先以強(qiáng)迫對流換熱的方式傳遞給固體域內(nèi)壁面，然后以熱傳導(dǎo)的方式在固體域內(nèi)部傳遞，最后傳遞到排氣歧管外壁面，外壁面再以自然對流的方式向周圍環(huán)境散熱。其中只有極少部分熱量以熱輻射的方式散發(fā)出去，故忽略了排氣歧管的熱輻射效應(yīng)。

排氣歧管在工作循環(huán)中的最高溫度值達(dá) 1 075 K，如圖8所示。同時，排氣歧管的絕大部分區(qū)域的溫度都比較高。在整個循環(huán)過程中，第4支管與催化器區(qū)域連接處附近的溫度梯度最大，這是由于該處的結(jié)構(gòu)不合理導(dǎo)致的。大溫度梯度產(chǎn)生大的熱應(yīng)力，按照實際工況，易產(chǎn)生疲勞失效的位置在支管匯合處。排氣歧管出口溫度也較高，因為此處管道變細(xì)，易形成渦流，使熱量不能及時散發(fā)出去。中間催化器區(qū)域的溫度低是因為陶瓷骨架結(jié)構(gòu)導(dǎo)熱系數(shù)低，熱交換慢。

圖7 第3個循環(huán)中流體域外壁面對流換熱系數(shù)變化的云圖

圖8 固體域溫度場

2 熱應(yīng)力分析

2.1 熱應(yīng)力模型

結(jié)構(gòu)的熱變形、熱應(yīng)力可以在求解溫度場的模型中添加相應(yīng)的設(shè)置計算得出。首先將固體域的溫度場作為熱應(yīng)力分析的施加載荷，然后通過靜力分析載荷步計算結(jié)構(gòu)熱變形、熱應(yīng)力。參照《金屬低周熱疲勞試驗方法》，模擬仿真發(fā)動機(jī)啟動—工作—停機(jī)的3個循環(huán)過程。根據(jù)溫度變化的范圍，設(shè)置材料的非線性參數(shù)，其中包括彈性模量、熱傳導(dǎo)系數(shù)、熱膨脹率、比熱容等。邊界條件為約束前后法蘭螺栓孔處的所有自由度，環(huán)境溫度設(shè)置為300 K。

2.2 熱變形及熱應(yīng)力計算分析

如圖9(a)所示，4個支管匯合處為熱變形最大的位置，與參考文獻(xiàn)中的數(shù)據(jù)接近，最大熱變形量為0.80 mm左右。由于該區(qū)域溫度比較高且離約束位置較遠(yuǎn)，所以熱變形量大。

如圖9(b)所示，出現(xiàn)最大熱應(yīng)力的位置也在4個支管匯合處，最大值達(dá)292 MPa，已經(jīng)超過了材料的屈服強(qiáng)度(235 MPa)，所以該位置附近范圍內(nèi)已產(chǎn)生塑性變形，即該塑性變形是不可恢復(fù)的。由本文分析可知，第4支管與催化器區(qū)域連接處不僅溫度梯度大，且制造過程中的沖壓工藝導(dǎo)致該區(qū)域較薄，在溫度循環(huán)中更易熱脹冷縮，故此處的熱應(yīng)力較大，疲勞破壞的概率也更大。前后法蘭螺栓孔位置處出現(xiàn)了較大的應(yīng)力集中，但小于屈服強(qiáng)度。這是由剛性單元約束引起的，實際工程中會在制造裝配時考慮減小應(yīng)力集中的措施，比如布置加強(qiáng)筋、設(shè)置倒角等。在分析中還發(fā)現(xiàn)，第4支管與催化器區(qū)域連接處及第1支管與法蘭連接處(分別定義為危險位置A、危險位置B。)的等效塑性應(yīng)變也特別大，易產(chǎn)生疲勞破壞。

2.3 優(yōu)化措施

在第3支管與第4支管連接處施加1個固定約束。

圖10、11分別為A、B兩處優(yōu)化前、后的等效塑性應(yīng)變云圖。與優(yōu)化前相比，在A處的等效塑性應(yīng)變值和每個循環(huán)等效塑性應(yīng)變值都有所減小，充分表明了改進(jìn)方案是有效的。然而B處的各項數(shù)值與改進(jìn)前相比并沒有變化，這是因為約束施加在第4支管側(cè)處，故對B處幾乎不起作用，同時也表明了對于等效塑性應(yīng)變而言，施加約束的效應(yīng)是局部的。

圖9 熱變形和熱應(yīng)力云圖

圖10 A處應(yīng)變云圖

圖11 B處應(yīng)變云圖

3 結(jié)束語

以某緊耦合式排氣歧管為研究對象，分別建立了發(fā)動機(jī)排氣歧管的流體域CFD模型和固體域CAE模型。依據(jù)HB5217—1982《金屬低周熱疲勞試驗方法》，基于流體軟件STAR-CCM+與固體軟件ABAQUS聯(lián)合仿真，同時運(yùn)算，采用強(qiáng)耦合雙向傳熱的方法，對該排氣歧管進(jìn)行了瞬態(tài)流固耦合換熱分析。通過計算得出流體域外壁面對流換熱系數(shù)場，同時得出了整個流體域和固體域的溫度場。通過仿真得出了排氣歧管結(jié)構(gòu)在周期循環(huán)溫度載荷作用下的熱應(yīng)力、等效塑性應(yīng)變等。經(jīng)過優(yōu)化后，A點的塑性應(yīng)變降低了23%，表明了優(yōu)化方案是可行的，同時為緊耦合式排氣歧管的改進(jìn)設(shè)計提供了參考。

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