集成排氣歧管缸蓋的設計與優(yōu)化

李加旺，田身軍，李德銀，齊少虎，昂亮，賈志超

(奇瑞汽車股份有限公司 動力總成技術中心，安徽 蕪湖 241006)

0 引言

現代渦輪增壓發(fā)動機的升功率逐漸增大，排氣溫度高達950 ℃，傳統(tǒng)的發(fā)動機設計中缸蓋與排氣歧管是分開設計的，排氣岐管開發(fā)投入較大，不僅需要采用高鎳鑄鐵等貴重金屬材料，制造成本較高，鑄造工藝受制于排氣道流場以及熱應力的要求，廢品率也較高，從而造成整機成本高，空間尺寸大，產品開發(fā)周期長等實際困難。集成排氣歧管(integrated exhaust manifold，IEM)缸蓋最初由日本本田公司應用在自然吸氣發(fā)動機上，當時的技術背景主要是出于輕量化考慮，隨著排放和油耗法規(guī)要求的逐漸提高，以及客戶對車輛暖風功能的需求，對IEM缸蓋集成技術提出了更高的功能要求。

IEM缸蓋集成技術是近幾年車用發(fā)動機輕量化和制造技術的重要發(fā)展方向和趨勢，也是汽車節(jié)能與減排的重要技術應用平臺。國外主機廠如福特1.0 L和1.5 L ECOBOOST發(fā)動機，大眾EA211、EA888發(fā)動機，雪鐵龍1.2 L TGDI發(fā)動機等都采用IEM缸蓋集成技術。由于缺乏IEM缸蓋設計與開發(fā)經驗，國內廠家只能通過消化吸收國外先進技術，走自主開發(fā)之路，屬于國外開發(fā)成熟，國內引進沿用。本文中通過對IEM缸蓋的關鍵技術進行研究、優(yōu)化設計與試驗改進，在積累大量開發(fā)經驗和數據的基礎上，建立IEM缸蓋設計開發(fā)的關鍵指標。

1 缸蓋排氣道的結構選型

1.1 4缸發(fā)動機IEM缸蓋結構型式

對4缸發(fā)動機來說，集成排氣歧管缸蓋有兩種結構型式：4個排氣道匯聚為1個排氣口，雙層水套包裹排氣道設計，稱為4-1型排氣歧管，如圖1所示。1缸與4缸排氣道匯聚為一個排氣口，2缸與3缸排氣道匯聚為一個排氣口，構成雙排氣口結構，3層水套分別包裹雙層排氣道設計，稱之為4-2型排氣歧管，如圖2所示。

a)IEM缸蓋 b)4-1型排氣岐管圖1 IEM缸蓋和4-1型排氣岐管

a)IEM缸蓋 b)4-2型排氣岐管圖2 IEM缸蓋和4-2型排氣岐管

1.2 兩種IEM缸蓋型式的對比

同4-1型排氣歧管缸蓋相比，集成4-2型排氣歧管缸蓋需要更大的內部空間，設計更復雜，鑄造難度大，缸蓋鑄造廢品率較高，同時4-2型排氣歧管需要與雙渦管增壓器匹配，導致增壓器成本和整機成本較高，但集成4-2型排氣歧管缸蓋對提升增壓器的低速響應優(yōu)勢比較明顯。由于4缸增壓機點火順序為1-3-4-2，因此4-1型排氣岐管存在1缸與3缸，以及2缸與3缸排氣干涉效應，造成排氣能量損失；而4-2型排氣岐管的1缸與4缸匯合，2缸與3缸匯合，避免了排氣干涉效應[1]，因此排氣出口的瞬態(tài)峰值壓力高，可向渦輪機提供更高的壓力脈沖，在低速工況下，增壓機瞬態(tài)響應性好。低速工況排氣岐管峰值壓力變化如圖3所示。

圖3 低速工況排氣岐管峰值壓力變化

1.3 兩種IEM缸蓋的應用場合

綜合考慮缸蓋布置空間、制造工藝、整機性能與成本等因素，通常1.6 L以下排量的4缸發(fā)動機采用集成4-1型排氣歧管缸蓋設計；而排量2.0 L以上發(fā)動機則采用集成4-2型排氣歧管缸蓋設計。

2 缸蓋水套及流場優(yōu)化

2.1 缸蓋水套核態(tài)沸騰導致失效漏水的現象與原理

圖4 缸蓋排氣法蘭面附近水套氣蝕

IEM缸蓋水套設計比較復雜，特別是直噴增壓發(fā)動機熱負荷高，如果缸蓋水套設計和上下水套流場分布不合理，容易發(fā)生水套氣蝕，出現發(fā)動機漏水故障。某款發(fā)動機臺架試驗中，失效模式為缸蓋排氣法蘭面附近出現水套漏水，如圖4所示。對比國外高性能發(fā)動機的相似案例，原因為缸蓋水套壁面過熱度過大導致冷卻液由對流轉變?yōu)楹藨B(tài)沸騰，沸騰產生的氣泡周期性生成和破滅最終使缸蓋的鋁合金材料表面出現凹坑直至穿透[2]，缸蓋表面氣蝕過程如圖5所示。

圖5 金屬表面氣蝕過程示意圖

通過與計算流體動力學(computational fluid dynamics,CFD)溫度場仿真結果對比，發(fā)生氣蝕區(qū)域與水套壁面溫度高的區(qū)域一致，壁面溫度超過該處冷卻液飽和溫度70℃以上，對應狀態(tài)為劇烈的核態(tài)沸騰。

2.2 水套結構優(yōu)化及流量分布分析

為了更加準確地模擬冷卻液核態(tài)沸騰的狀態(tài)，對水套結構進行優(yōu)化，同時調整缸墊水孔孔徑，調整上下片水套流量分布[3]，如圖6所示。

圖6 缸蓋水套關鍵部位流量分布優(yōu)化

2.3 缸蓋水套及流場優(yōu)化

2.3.1 優(yōu)化措施

圖7 缸蓋水套壁面換熱量與壁面溫度曲線

在流-固耦合溫度場CFD計算分析中，考慮多相流模型及沸騰強化換熱方程：

(1)

式中:ΔTsat為壁面過熱度；μ1為動力黏度；λ為汽化潛熱；Cp1為比熱容；ρ1為密度；Pr1為普朗特數；σ為汽-液表面張力，它們均與冷卻液屬性相關；Cs為經驗參數，與缸蓋材料、粗糙度以及冷卻液類型相關，需根據試驗數據進行確定。根據國外權威試驗數據對該參數進行標定，運用該計算模型得到的壁面換熱量與實測值基本吻合[4]，如圖7所示。

2.3.2 優(yōu)化效果驗證

a)優(yōu)化前 b)優(yōu)化后圖8 缸蓋水套壁面溫度對比分析

運用多相流及沸騰強化換熱的方法，并通過大量耦合溫度場分析計算，嚴重氣蝕區(qū)域的水套壁面過熱度降低30℃以上，解決了氣蝕問題。如圖8所示(圖中單位為℃)。

3 排氣道結構及熱應力優(yōu)化

3.1 缸蓋排氣道裂紋及蠕變、疲勞失效分析

圖9 缸蓋排氣道開裂

在早期開發(fā)過程中，某款發(fā)動機在額定功率大負荷工況下，IEM缸蓋排氣道出現了裂紋，解剖缸蓋發(fā)現裂紋位于排氣道匯聚的排氣口附近，如圖9所示。

由于IEM缸蓋的排氣側熱負荷高，導致排氣側溫度高，必須布置冷卻水套進行強制冷卻。排氣道一側有高溫排氣進行加熱，一側有冷卻水強制冷卻，兩側溫差較大；由于排氣及冷卻水局部流動在不同區(qū)域的不均勻性以及結構的復雜性，導致溫度分布的不均勻。缸蓋排氣側約束和溫度分布不均勻引起熱膨脹不均勻，剛度過渡區(qū)域易產生過大的熱應力。應力在高溫狀態(tài)下的蠕變效應，以及在發(fā)動機復雜交變工況下產生的塑性變形，是造成IEM缸蓋排氣道處產生疲勞失效的主要原因。

3.2 排氣道低周疲勞模擬分析

為了準確地模擬復雜交變工況對缸蓋排氣側熱應力的影響，在缸體-缸蓋耦合分析中，考慮蠕變對低周疲勞的影響，計算公式為:

(2)

a)蠕變應變-應力 b)等效塑性應變-溫度圖10 缸蓋低周疲勞模擬分析

3.3 缸蓋排氣道水套及流場熱應力優(yōu)化及對比分析

針對缸蓋熱疲勞開裂的問題，通過優(yōu)化水套及流場分布，改善開裂處的溫度梯度等方法降低該處的熱應力峰值，降低蠕變效應的影響，如圖11所示(圖中單位為℃)。

a)優(yōu)化前 b)優(yōu)化后圖11 缸蓋排氣道溫度分布對比分析

3.4 局部結構優(yōu)化降低疲勞裂紋出現

對排氣道局部結構優(yōu)化，調整危險區(qū)域剛度，減小應力峰值及應力交變，并對疲勞強度低的區(qū)域，采用子模型，通過Tosca驅動Abaqus以及Femfat進行局部疲勞優(yōu)化，使危險區(qū)域熱應力下降42%，有效提高疲勞強度，解決缸蓋排氣道的熱疲勞問題[5]。缸蓋排氣道應力分布對比分析如圖12所示(圖中單位為MPa)。

a)優(yōu)化前 b)優(yōu)化后圖12 缸蓋排氣道應力分布對比分析

4 排氣系統(tǒng)熱管理優(yōu)化

帶有IEM缸蓋的發(fā)動機，對冷起動、大負荷區(qū)域的排放都有明顯改善，基于未來更苛刻國六排放法規(guī)和實際駕駛排放測試(real drive emission,RDS)循環(huán)測試工況，IEM缸蓋集成已經作為主要技術應用。

4.1 冷起動狀態(tài)IEM缸蓋對排放的影響

在發(fā)動機冷起動階段，催化器起燃溫度閥值約為300 ℃，正常工作溫度為450 ℃左右[6]。相對普通缸蓋，IEM缸蓋由于取消外部獨立的排氣歧管，把排氣歧管集成在缸蓋里，縮短了排氣門至渦前法蘭面的排氣道長度，IEM缸蓋排氣道表面積相對帶有排氣岐管的表面積縮小40%左右，減少廢氣的熱損耗，縮短催化器起燃時間，快速達到三元催化器起燃工作穩(wěn)定。福特公司研究表明：在冷起動前30 s的關鍵時間內，采用IEM缸蓋的發(fā)動機，后處理的催化器達到起燃時間至少縮短6 s[7]，大大降低冷起動過程HC的排放量。

4.2 大負荷區(qū)域IEM缸蓋對排放的改善

帶有IEM缸蓋的發(fā)動機對大負荷區(qū)域的排放改善也很明顯。現代渦輪增壓發(fā)動機的升功率和排氣溫度增大，對發(fā)動機熱端增壓器、排氣歧管等零件可靠性提出更苛刻的要求。為降低零部件溫度，通常標定策略采用加濃空燃比的方式，降低排氣溫度。但在加濃工作區(qū)域，顆粒物PN及CO排放量急劇升高。為解決上述矛盾，采用IEM缸蓋排氣側的水套優(yōu)化設計，通過降低流體阻力、提高流體流速和選用不同缸蓋材料提高換熱系數等措施，在滿負荷工況下，發(fā)動機排溫可降低50～70℃，有利于抑制低速大負荷爆震，縮小排溫保護區(qū)域范圍[8]。某款1.6 L增壓直噴發(fā)動機，由普通缸蓋升級為IEM缸蓋的實測數據如圖13、14所示(圖中λ為理論空燃比)。

圖13 理論空燃比實測數據(IEM缸蓋) 圖14 理論空燃比實測數據(普通缸蓋)

如圖所示，在相同排溫950 ℃邊界條件下，采用IEM缸蓋的紅色加濃工作區(qū)域縮小10%以上，發(fā)動機的噴油加濃區(qū)轉速范圍從2000 r/min提升到3000 r/min以上。特別是基于更嚴格國六排放法規(guī)和RDE循環(huán)測試工況，IEM缸蓋能承受1030 ℃渦前溫度的增壓器(渦輪端材料升級)，具備使發(fā)動機在全工況下都達到λ=1的潛力，極大地減少發(fā)動機大負荷區(qū)域的排放量[9]。

5 冷卻系統(tǒng)熱管理優(yōu)化

5.1 IEM缸蓋排溫高對冷卻系統(tǒng)的影響

圖15 冷卻系統(tǒng)熱管理

采用IEM缸蓋集成技術后，由于排氣溫度較高，大部分排氣熱量通過排氣道水套傳遞到冷卻系統(tǒng)，一方面在冷起動階段，缸蓋水套吸收排氣熱量，使冷卻液快速升溫暖機，機油溫度上升迅速，降低了摩擦損失，改善油耗[10]；但在高速大負荷工況下，IEM缸蓋水套的熱交換量相對增加高達30%以上，如果熱管理系統(tǒng)設計不好，易引起發(fā)動機過熱。在這種情況下，需通過優(yōu)化水泵流量、增加散熱器面積、調整節(jié)溫器參數等進行設計匹配；考慮極限環(huán)境下整車情況，通過優(yōu)化暖風管管徑和管口位置，增大暖風管水循環(huán)等措施使發(fā)動機冷卻系統(tǒng)具有較強的適應性，改善整車低溫下暖風性能。冷卻系統(tǒng)熱管理流程如圖15所示。

圖16 整車暖風測試數據對比

5.2 IEM缸蓋對暖風性能的改善

相對于普通缸蓋，帶有IEM缸蓋的發(fā)動機暖風性能改善明顯，如圖16所示。采用新歐洲駕駛循環(huán)(new European driving cycle,NEDC)工況整車水溫上升測試結果：發(fā)動機水溫提前480 s達到正常工作水溫80 ℃的要求，暖風管路的水溫提高18 ℃左右，提升幅度20%以上，實現了快速暖機，整車暖風性能改善明顯。

6 結論

1)IEM缸蓋排氣歧管結構選型取決于發(fā)動機排量、性能指標、整車布置和整機成本。

2)IEM缸蓋水套設計時需要重點加強排氣法蘭面、排氣鼻梁區(qū)位置冷卻，降低水套內壁面過熱度。

3)IEM缸蓋排氣道設計時需盡可能降低應力水平，防止排氣道高溫蠕變導致塑性變形與開裂。

4)與普通缸蓋相比,IEM缸蓋對排氣系統(tǒng)熱管理優(yōu)化，可明顯降低冷起動HC排放量、常溫下顆粒物PN及CO排放量。

5)IEM缸蓋經冷卻系統(tǒng)熱管理優(yōu)化，可實現快速暖機，提升駕駛舒適性。