某緊耦合式排氣歧管的熱負荷分析*

時 巖，徐世龍，李守成，殷 健

(南京理工大學機械工程學院車輛工程系，南京 210094)

前言

排氣歧管負責及時暢通地把高溫廢氣傳遞給后續排氣系統，它與高溫氣體直接接觸，溫度較高工作環境比較惡劣。高溫和溫度分布不均勻對熱應力和熱變形影響較大，進而影響排氣歧管工作的可靠性［1］。緊耦合式排氣歧管將催化轉化器安裝在發動機排氣歧管的出口位置，因可使催化劑快速起燃，充分發揮催化劑的效能而被廣泛采用。

現在，內燃機向大功率、輕量化的方向發展，其強化程度不斷提高［2-3］。因此，澆鑄式排氣歧管逐漸被焊接式合金材料排氣歧管所代替。隨著材料的變更和工藝的改變，對溫度場分布和熱應力進行快速準確的預估，對排氣歧管的結構設計有著深遠影響［4］。

針對某新型耐高溫合金材料的緊耦合式汽油機排氣歧管，在催化轉換器處，對蜂窩狀載體、熱膨脹隔熱墊和殼體之間的傳熱分析進行等效處理，仿真計算了在全速全負荷工況下排氣歧管的溫度場分布。同時，在發動機端蓋處受螺栓約束情況下，仿真分析了排氣歧管從室溫加熱到上述計算溫度時的熱應力和熱變形。對排氣歧管進行壽命分析時，模擬發動機工作和停車冷卻的循環過程，在3～4個循環后，其當量塑性應變(PEEQ)趨于穩定，說明該排氣歧管破壞的可能性較小。

1 CFD分析

分別建立了排氣歧管內流場和外流場CFD分析模型，它們都采用標準k-ε雙方程湍流模型來計算流體與壁面的對流換熱邊界條件［5］。

1.1 內流場分析

內流場CFD模型如圖1所示，在三效催化段設定壓降。內流場CFD采用等轉角間隔的瞬態計算模型，管內氣體流動模型設定為可壓縮的黏性湍流流動模型［5］。

內流場計算的邊界條件是隨曲軸轉角變化的瞬態邊界條件，根據提供的發動機設計參數搭建一維模型模擬缸內工作過程，通過仿真計算得到汽油機各缸排氣歧管進口的質量流量與溫度和排氣歧管出口壓力與溫度隨曲軸轉角變化的關系。發動機基本參數如表1所示。

表1 發動機基本參數

在額定工況下計算排氣歧管內流場。圖2和圖3分別為發動機各缸排氣歧管出口質量流量和溫度隨曲軸轉角而變化的曲線。圖4和圖5分別為排氣歧管出口靜壓力和溫度隨曲軸轉角而變化的曲線。

內流場CFD計算的熱邊界條件是瞬態值，而FEM計算需要的熱邊界條件是穩態值。因此，CFD計算結果在賦予FEM計算之前，須先將瞬態計算結果在時域內平均［5］。

圖6和圖7分別為在時域內平均的內流場近壁面的流體溫度和熱交換系數。

1.2 外流場分析

外流場的CFD計算時通過模擬發動機臺架實驗的穩態外流場，得到排氣歧管外壁面的熱邊界條件。計算分析的重點是外流場中與排氣歧管外壁面接觸的表面，因此在網格劃分過程中，對其進行了細化，而在其他部位，則采用了相對較粗的網格。

圖8為排氣歧管外流場CFD分析模型。外流場計算采用穩態模式，根據臺架實驗模型，其計算邊界條件是:入口為風機出口，給定入口流量和溫度;出口給定靜壓;與排氣歧管接觸的表面為壁面邊界;模型的四周為對稱邊界［5］。計算的外表面熱交換系數如圖9所示。由圖可見，排氣歧管外表面熱交換系數在靠近發動機一側較小，散熱能力較差。計算的排氣歧管外表面氣流溫度如圖10所示。由圖可見，排氣歧管外表面氣流溫度在靠近發動機一側較高。

2 溫度場分布

排氣歧管的傳熱為穩態導熱問題，一般假設其為常物性并無內熱源，控制方程為

式中:kx、ky、kz分別為沿 x、y、z方向的熱傳導系數［6］。

三效催化轉化器由蜂窩載體、緩沖層和金屬殼體3部分組成，其結構如圖11所示。熱傳導在該3部分之間的傳熱中起主導作用。因此，在仿真計算時，對三效催化轉化器作等效處理，緩沖層的內表面給定溫度，并定義材料的熱傳導系數，其外表面與金屬殼體的內表面定義接觸。

排氣歧管的溫度場分布如圖12所示。由圖可見:排氣歧管溫度可達780°C，在圖示的兩處高溫區域，內表面氣流溫度較高且熱交換系數較大，而外表面靠近發動機一側散熱困難，故溫度較高;而排氣歧管出口處，雖然內表面氣流溫度最高，熱交換系數最大，但其外表面法蘭散熱面積較大，故此處并不是溫度最高的區域。

圖13示出實驗監測點的位置。排氣歧管溫度仿真值與實測值的對比如表2所示。由表可見，仿真計算值與實測值的誤差在允許范圍內，因此，仿真數據能很好地反映排氣歧管的工作溫度。

表2 溫度的仿真值與實測值的對比

3 熱應力和熱變形分析

在溫度變化的情況下，彈性體的應變由機械應變和熱應變兩部分疊加而成，其物理方程為

式中:ε為應變;σ為應力;E為彈性模量;α為熱膨脹系數;ΔT 為溫度變化值［7］。

排氣歧管從室溫25°C加熱到上一步仿真的溫度模擬結果的排氣歧管熱應力分布如圖14所示。由圖可見，前、后法蘭與排氣道聯結處的結構過渡區有較大的熱應力，這是由于在前、后法蘭均受螺栓約束的情況下，排氣歧管的熱膨脹會在剛度薄弱且剛度梯度較大的區域引起較大的熱應力。

排氣歧管的熱變形如圖15所示，與發動機缸蓋連接的前法蘭有均布的螺栓約束，而后法蘭僅在一側有螺栓約束。因此，熱變形量從前法蘭至三效催化轉化器出口處逐漸增大，在后法蘭未受螺栓約束的一側，其熱變形達到2.9mm。

4 熱疲勞分析

當量塑性應變(PEEQ)可以用來衡量部件是否進入塑性狀態及其程度。當量塑性應變εPEEQ＜1×10-5時，部件仍處于彈性階段;反之，部件則進入塑性強化狀態。用當量塑性應變來判斷部件是否發生裂紋擴展，其物理意義為塑性應變的積累。在交變溫度引起的交變應力的作用下，塑性應變不斷累積，致使熱裂紋萌生和擴展，最終導致排氣歧管的破壞［8-9］。圖16為排氣歧管區域A處當量塑性應變較大的云圖。

由于溫度的上升和下降過程中排氣歧管的某些區域受到拉應力和壓應力的不同作用，從而導致塑性變形情況不斷改變。為此，對排氣歧管在正常工作和停機冷卻狀態下兩種不同溫度的循環交替作用進行了模擬。結果是兩種應力狀態對塑性變形的貢獻不一樣，但都會導致裂紋的萌生與擴展。

圖17為循環過程中A區域的累計當量塑性應變的變化曲線。由圖可見，A區域在第1、2兩個循環過程中對塑性變形的貢獻量較大，在第3、4循環過程中當量塑性應變趨于穩定。4個循環后累計當量塑性應變為0.004 08，而在第4個循環過程的貢獻量僅有ΔεPEEQ=0.000 15。因此，排氣歧管破壞的可能性較小。

5 結論

CFD和有限元聯合分析的結果表明，整個排氣歧管溫度較高，尤其是排氣歧管交匯和三效催化轉化器出口處靠近發動機缸蓋一側的區域，散熱困難，溫度可達780°C。

在前后法蘭約束下，排氣歧管熱應力的釋放發生在剛度梯度較大的結構過渡區域。因此，在排氣歧管結構設計過程中要盡量保持結構剛度梯度在較小的范圍內。

在發動機正常工作和停車冷卻的循環過程中，計算排氣歧管的當量塑性應變。在經過4個循環之后，其對當量塑性應變的貢獻量較小，排氣歧管處于一個相對穩定的狀態，因此，排氣歧管破壞的可能性較小。

［1］ 李紅慶，楊萬里，劉國慶，等.內燃機排氣歧管熱應力分析［J］.內燃機工程，2005，26(5):81-84.

［2］ 董非，蔡憶昔，范秦寅，等.內燃機排氣歧管瞬態熱流體-熱應力耦合仿真的研究［J］.汽車工程，2010，32(10):854-859.

［3］ 郭立新，韓穎，惠涵，等.CFD-FE耦合計算分析某汽油機排氣歧管熱負荷［J］.現代車用動力，2009，2:10-14.

［4］ Duroux P，Simon C，Cleizergues O，et al.Design of Stainless Steel Automotive Exhaust Manifolds［C］.International Body Engineering Conference and Exposition.Japan，2003，543-547.

［5］ Jiho Choi，Seongho Yoon.Heat Transfer and Thermal Stress Analysis of Exhaust Manifold in Unsteady Condition［C］.The 13th International Pacific Conference on Automotive Engineering.Korea，2005:50-55.

［6］ 鄧邦林，王寶林，李軍成，等.某汽油機排氣歧管熱應力分析［C］.第五屆中國CAE工程分析技術會議文集.中國，2009:579-590.

［7］ 徐秉業，劉信聲.應用彈塑性力學［M］.北京:清華大學出版社，1995:371-374.

［8］ 黃躍群，首建威.含軟弱夾層基礎刻槽置換效果研究［J］.水力發電，2011，37(10):39-41.

［9］ H?schler K，Bischof J，Koschel W.Thermo-mechanical Analysis of an Automotive Diesel Engine Exhaust Manifold［C］.International Conference on Temperature-Fatigue Interaction，Ninth International Spring Meeting.France，2001:299-308.