某重載柴油發動機排氣歧管、增壓器斷裂分析及改善

鄧仁君

摘要：本文主要介紹某重型發動機市場出現排氣歧管與增壓器連接處出現斷裂問題，通過理論計算、實車測試等對失效因素進行分析，最終找到失效原因，提出改善措施，改善后驗證效果良好。

關鍵詞：發動機；增壓器；排氣歧管；振動；熱應力

1引言

發動機是整車動力的核心總成，而增壓器承擔著增大發動機進氣量從而改變外特性、增大發動機功率的作用，是動力保證的關鍵環節之一。增壓器工作時，受熱應力及機械振動應力影響，與增壓器相連的后排氣歧管也處于相近工況，易出現斷裂故障。其中某重型柴油發動機出現了排氣歧管及增壓器在連接處斷裂的問題，本文從材質、機械振動、熱應力、零件強度等方面分析，并結合歷次整改方案驗證，確定了一有效整改方案，提供了機械斷裂失效的一些分析思路。

2斷裂位置

斷裂集中于增壓器渦輪端法蘭、后排氣歧管法蘭連接處，初步分析為：（1）材質、金相組織存在異常；（2）支撐不足導致機械振動過大從而疲勞斷裂；（3）熱膨脹產生應力過大；（4）增壓器、排氣管連接法蘭處本身強度不足。

3材質分析

對增壓器、排氣管材質及金相組織檢測，結果合格（因涉及材質保密，具體檢測結果不予展示）。

4機械振動分析

前期已有兩個整改方案：（1）增壓器渦輪端增加6mm厚固定支架；（2）與方案1類似，但支架厚12mm。兩方案旨在加強增壓器支撐，以增大一階固有頻率、避開常用轉速區間（該系統考慮安全系數后一階共振頻率需蘭105Hz），并降低振動加速度值。

兩套方案在8檔全油門加速時測試排氣系統的一階固有頻率及振動加速度（以上下方向代表），結果如下：

方案一：分同時安裝增壓器支架及渦后彎管支架，僅安裝增壓器支架，兩個支架均不安裝測試。

結果顯示，兩支架、單渦后管支架以及無支架產生共振的一階固有頻率分別為85Hz、76Hz和70Hz（見圖1），振動加速度分別為6.24g、3.8g、4.12g。

三種狀態發動機轉速分別為1700rpm、1520rpm及1400rpm，處在發動機常用轉速區間內，共振G值也較大，增壓器常處于共振狀態下。因此方案一的三種支撐均無法滿足要求，實車驗證時再次出現斷裂。

方案二：測試安裝厚增壓器支架作為代表，共振頻率92Hz，對應轉速1840rpm，已避開常用轉速區間，振動G值5.82，無明顯增大。但該方案仍出現斷裂，可知單一的振動改善并不能解決斷裂問題。

5熱應力及綜合分析

增壓器、排氣歧管除機械振動，還來自零件熱膨脹相互擠壓產生的熱應力，因此需對熱應力分析。因未能獲得增壓器具體3D數模及材料特性，而后排氣歧管與增壓器連接處為相互作用力，故以后排氣歧管作為熱應力分析對象，同時施加與測試結果相當的振動加速度，計算其在設定的排氣溫度下振動疲勞安全系數是否滿足要求。支撐方案選用一階固有頻率較高的方案二（保留支架）。

5.1計算模型

零件用SimLab、螺栓用HyperMesh劃分網格。在FIRE中計算內流場的溫度，以映射程序獲取熱邊界后在Abaqus里施加邊界條件，最后用Abaqus求解。導入各零件材料常溫及高溫下的彈性模量、泊松比及線膨脹系數。

5.2邊界、載荷

以缸蓋中央x方向截面、缸蓋底面、排氣歧管對面缸蓋邊緣面分別約束缸蓋XYZ方向自由度；增壓器支架底部約束全部自由度。

增壓器與蝶閥的振動，上下、左右、前后三個維度施加過載分別為5g、3 g、3g；增壓器、蝶閥質量分別按16.4kg、4kg計算。

排氣管與缸蓋連接采用M1 0法蘭面螺栓，擰緊力矩按75N·m進行計算，螺栓軸向力為：F=T/Kd=75/（0.2x0.01）=37500（N）。

5.3溫度場計算

缸蓋非排氣側溫度按150℃，在FIRE中計算內流場溫度，溫度場云圖見圖2。

5.4綜合應力計算

對模型中的排氣歧管加載螺栓壓緊力、熱應力、六個方向振動的應力，計算出后排氣歧管應力分布云圖（下圖3），導入FEMFAT中計算出疲勞安全系數云圖（下圖4）。

從結果看應力集中于后排氣歧管與增壓器連接法蘭附近，疲勞安全系數最低僅有0.37，與實際斷裂情況相符。

對支撐方案一（保留支架）計算，得出最小疲勞安全系數為0.35，分布位置與方案二一致。

綜上，增壓器支架的安裝及加強可降低共振頻率、減小振動值，但卻產生過約束，熱應力大，改進思路不應局限于強化或取消支架。

6改進方向

（1）增壓器及渦后排氣部分一階共振頻率低，加強支撐卻存在增加熱應力的矛盾，因此考慮改變排氣系統部件的形態、布置來增大一階共振頻率。

（2）增壓器支撐存在過約束，考慮取消增壓器支架以大幅降低熱應力。增壓器支架是否能取消，取決于第一點的優化效果。

（3）加強斷裂位置強度，持平系統其他部位安全系數以避免薄弱集中。

7具體改進方案

7.1一階共振頻率的降低

振動測試時發現，蝶閥位置g值非常大，達到33g，對此部分進行分析：

蝶閥安裝于渦后管后端，渦后管較長，蝶閥質量較大；而蝶閥后端為波紋伸縮管，無支撐作用。因此渦后部分重心遠、力臂長，在斷裂處產生較強扭轉力矩（如圖5示）。

在取消支架的思路下，長力臂、大質量使系統固有頻率偏小，因此減小力臂長度、降低渦后質量可降低固有頻率，同時可減小斷裂處扭轉應力，按此方向制定方案：

7.1.1蝶閥安裝位置由渦后管后端改至前端較容易實現，但試裝測試一階共振頻率為92Hz，未達105Hz的要求，振動加速度值也達4 77g，不通過驗證。

7.1.2將排氣管改為橫向布置，縮短渦后彎管長度，將管路向波紋管后端轉移，達到渦后降重及力臂減短雙重效果；同時取消增壓器支架、增加后端支撐改善過約束（波紋管可緩沖熱應力）。布置如下：

對方案測試，一階共振頻率達到了115Hz，對應轉速2300轉，已避開發動機常用轉速，且安全系數高；在發動機轉速范圍內，最大g值為2.08g，降幅達50%。且因取消了增壓器支架、支撐改為波紋管后端，消除了過約束。

7.2斷裂處的加強

在改善共振、熱應力后，對斷裂的連接法蘭部分進行適當增強，尺寸由67mmx108mm改為106mm×93mm，與系統其他部位強度安全系數基本持平，避免明顯薄弱環節，進一步降低故障率。

8改進效果驗證及建議

上述改進方案在新平臺車型上進行了1.5萬公里定遠強化壞路試驗，未出現斷裂問題；市場3mis故障降低為0，方案驗證有效。

因此，對同時承受振動及熱應力、工況較為苛刻的部件，在設計開發和改進過程中建議：

（1）對部件的固定支撐，單純的加強會增大熱應力，增加斷裂風險。應以降低共振頻率及加速度為導向優化布置方式，兼顧熱應力釋放。

（2）系統各零部件的疲勞安全系數保持基本持平，避免薄弱環節。