某型发动机排气歧管热应力分析

杨帆，陈少林，王宇，张双宏

（1.天雁机械有限责任公司，衡阳421005；2.北方重型汽车股份有限公司，包头014000）

某型发动机排气歧管热应力分析

杨帆1，陈少林1，王宇2，张双宏1

（1.天雁机械有限责任公司，衡阳421005；2.北方重型汽车股份有限公司，包头014000）

对某型发动机排气歧管在高温废气作用下的热应力进行计算。首先计算其流场的温度场数据，并将在流固交界面处的温度和换热系数作为载荷加载到固体表面上，最后计算固体温度场和热应力。热应力计算结果对于改进排气歧管结构和提高排气歧管质量具有一定的参考价值。

排气歧管高温废气温度场热应力

1 引言

排气歧管作为发动机重要的受热零件之一，其热负荷随着内燃机性能的提高而日渐增大。其热负荷高，容易产生疲劳失效，断裂等问题，因此对发动机排气歧管进行热应力分析是非常必要的。本文采用流固耦合方法对故障发动机排气歧管进行热应力分析，并分析热应力是否是造成其断裂失效的原因[1]。

2 CFD稳态分析计算

为了评价某4缸发动机各排气支管的流通性能、得到温度场所需要的温度与对流换热系数，对该发动机的排气歧管进行了四次稳态计算[2-4]，具体计算方案见表1，入口顺序见图1中模型所示排气顺序。为了便于描述排气歧管内的流动现象，作了如下假设：由于本文重点关注排气歧管流体壁面性能，因此忽略排气歧管温度的时空变化对流动的影响，即认为气流温度恒定为排气温度，计算过程中不考虑能量守恒方程；评估排气歧管的流通性能，可只考察稳态流动状态，因此假设排气歧管内的流动为定常流动。

表1 各方案稳态计算入口边界

图1 排气歧管进气顺序示意图

由于4缸发动机2缸共用一根排气管，在排气过程中且只有一缸（即方案1，后续内容不再赘述）排气量达到最大时另一缸排气到达收尾阶段，所以对模型作简化处理，设置为一缸排气的状态。对排气歧管流场进行全六面体网格划分。发动机转速5 000 r/min时，排气质量流量进口120 g/s，温度1 133 K，出口相对压强0.15 MPa，对4个缸排气分别进行稳态计算[5]。

从CFD计算结果来看，图2～图5中流体壁面（与排气管内壁接触的排气表面）的温度分布规律为：某一缸开启时，其它关闭的排气歧管势必会有较高的流体壁面温度，符合在不考虑外壁热损失条件下的流体温度分布情况，且流体温度分布均匀连续，可以认为流场计算结果是可信的。在排气过程中第2缸开启时流体壁面温度最高，壁面温度约为1 160 K；在排气过程第1缸开启时流体壁面对流换热系数最大，对流换热系数达到1.144×-3W/ (mm2·K)。

图2 第1缸排气温度场及对流换热系数

图3 第2缸排气温度场及对流换热系数

3 排气歧管温度场分析

在Ansys热分析中，网格采用全四面体二阶单元solid87，接触类型均选取为标准的接触类型，接触热阻Tcc取0.01。通过映射CFD结果获取流体壁面温度，与对流换热系数的面单元采用surface152号单元，排气歧管外表面假定为强制对流换热。求解过程中需排气歧管材料导热率；由于是稳态温度场计算，不需要设置密度与比热容等性能参数。

图4 第3缸排气温度场及对流换热系数

图5 第4缸排气温度场及对流换热系数

在排气歧管温度场分析中，各缸排气阀分别开启后排气歧管的温度分布各有不同，但总体温度变化不大，最大温度差达24℃，如图6和图7所示。各缸排气阀分别开启后排气歧管的最高温度出现在第2缸开启过程中排气歧管最高温度达1 160 K。将上述求解的节点温度导入结构模型中作为边界条件求解热应力。

4 排气歧管热应力计算分析

在Ansys结构分析中，有限元网格采用全四面体二阶单元solid187，接触类型均选取为标准的接触类型。由于CFD计算中的流体压力对排气歧管的影响较小，在本次计算中不考虑流体压力对排气歧管结构分析的影响。将计算出来的节点温度加载到结构上进行热应力计算，约束施加在外加板上。外加板是将约束施加在和目标物体上的外部连接板上，从而解决目标物体由于约束原因产生的局部热应力过大这种问题。排气歧管的材料为NiSiCr3552，设定与温度相关的材料弹性模量与泊松比、热膨胀系数等材料参数即可开始有限元计算。

在热应力分析过程中，各缸分别开启后排气歧管的第一主应力与等效应力均出现在相同位置，且第一主应力为正值，见图8和图9。这说明在最大等效应力位置处为最大拉应力，这有可能就是造成排气岐管裂纹的应力，参见图10。第1缸开启后排气歧管的第一主应力比其他缸开启后排气歧管的第一主应力要高将近5倍。第1缸最大主应力达94.93 MPa，最大等效应力为69.35 MPa，这说明方在第1缸开启时排气歧管最容易造成较大热应力。

图7 第3～4缸排气歧管温度场

图9 第3～4缸排气歧管第一主应力及等效应力

图10 故障件裂纹出现位置示意图

5 结论

（1）废气在排气过程第2缸开启时流体壁面温度最高，壁面温度约为1 160 K；废气在排气过程第1缸开启时流体壁面对流换热系数最大，对流换热系数达到1.144×10-3W/(mm2·K)。

（2）发动机排气歧管在第1缸排气时温度变化范围最大，最高值1 136 K，最低值1 017 K。第一主应力和等效应力均在第1缸排气时达到最大，第一主应力最大值94.93 MPa，等效应力最大值69.35 MPa。该处出现的应力表现为拉应力，最大应力位置出现在管道与板交界处，在交变负荷试验过程中出现裂纹的位置与计算的最大应力的位置一致。

（3）本文仅探究热应力的分布位置是否与实验过程中出现的裂纹位置一致，并没有细致研究疲劳问题。如果要进一步探讨排气歧管断裂失效的原因还需进行热机疲劳分析，考虑机械疲劳损伤、蠕变损伤、氧化损伤等因素对排气歧管寿命的影响及裂纹扩展形式。

1李湘华，张小娇.柴油机排气歧管流场分析与结构优化[J]．柴油机，2006（4）：25-27．

2汪源利，王伟民，蔡志强等．涡轮增压发动机排气歧管CFD分析与改进[C].2010年CDAJ－China中国用户论文集，2010．

3贾友昌，赵蕾，鲁建立.基于STAR-CCM+的排气歧管分析及优化[C]．2011年CDAJ－China中国用户论文集，2011．

4刘云卿，胡景彦，由毅等．涡轮增压汽油机排气歧管的CFD分析与优化改进[C]．新能源汽车创新发展论坛优秀论文集，2011．

5王福军．计算流体动力学分析[M]．清华大学出版社，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

来稿日期：2013-04-08

杨帆（1986-），男，硕士，主要研究方向为发动机总体设计和结构强度分析。