基于流固耦合方法排氣歧管熱機械疲勞分析（上）
4 排氣歧管熱機械耦合分析
4.1 約束和外部載荷定義
施加在排氣歧管上的主要載荷有熱載荷，即溫度場，螺栓預緊力和外部激勵。在FEA分析中螺栓預緊力通常在第一個載荷步進行加載，以連接排氣歧管和缸蓋，以及排氣歧管和增壓器渦輪機，同時打緊力矩不超過螺栓材料的屈服極限。為了評估螺栓預緊力衰減情況考慮了螺栓最大和最小預緊力的影響。在表3中總結了對各零部件裝配所需的螺栓預緊力。為了驗證密封接觸是否存在失效的可能，必須采用最小螺栓預緊力作為關鍵載荷步。
表3 螺栓預緊力范圍
最大排氣壓力約為3.5bar將施加在排氣歧管內壁面。此外，在非線性靜結構模型中增壓器和缸蓋部分需要對X，Y和Z方向的位移進行約束以避免整個模型出現剛體運動。在排氣歧管裝配體中，各個零部件需要定義接觸對關系進行組合，表4中給出不同零部件間接觸對類型以及滑移系數。
表4 零部件接觸對類型定義
4.2 載荷步定義
非線性應力-應變分析中主要載荷類型有裝配載荷，熱載荷和廢氣壓力。初始載荷步為螺栓預緊力以固定排氣歧管和增壓器等。隨后加載不同工況下的溫度場和排氣壓力。為了考慮穩定的粘彈性效應，熱機械分析將重復執行三次。每個載荷步的詳盡描述如表5所示。
表5 載荷步定義
4.3 應力-應變和熱疲勞分析
在額定功率點和低怠速工況下，不同載荷組合下的排氣歧管應力分布云圖見圖14。排氣歧管沒有出現明顯的應力集中現象。最大應力位置位于螺栓凸臺和螺栓孔邊緣，這是由于螺栓和螺母直接接觸導致的，這些應力值不是主要考察對象。排氣歧管內表面應力幅值較小且低于材料疲勞極限，因此排氣歧管直接失效的可能性較小。排氣歧管最可能的失效方式可歸咎為在熱沖擊試驗過程中所產生的熱疲勞。
圖14 排氣歧管裝配體溫度場分布
對于密封墊片主要需要關注其密封性能，這取決于墊片與法蘭之間的接觸壓力。從圖15可以觀察到在不同載荷工況下墊片接觸壓力值均高于極限值15MPa的要求。氣體泄漏問題可能不會出現，但仍需要有關供應商進一步試驗驗證。等效塑性應變范圍和總的累積塑性應變通常被認為是在熱機械疲勞分析中的失效標準。基于等效塑性的TMF分析結果顯示在圖16中。根據相關的評判標準新設計的排氣歧管失效可能性較小，但仍需要在試驗臺架上執行驗證。
圖15 密封墊片壓力分布情況
圖16 第三個循環之后的等效塑性應變
當針對新設計排氣歧管模擬分析完成后，根據優化設計方案鑄造了排氣歧管樣件。排氣歧管樣件安裝到滿足國V排放的增壓柴油機上，然后執行熱沖擊試驗以驗證其可靠性。從圖17中可以發現新設計排氣歧管在500小時熱沖擊過程中沒有發生熱機械疲勞失效。
圖17 排氣歧管熱沖擊試驗前后對比
5 結論
(1)基于1D熱力學模擬，3D CFD和FEM計算的分析流程可對排氣歧管應力分布進行較為精確的預測。
(2)在制作樣件之前，根據計算結果可以很便利地去調整排氣歧管關鍵位置的幾何結構，而不需要更長的驗證周期并縮減時間和成本。
(3)對于TMF分析，三個循環周期內總的累積塑性應變和第三個周期內的等效塑性應變范圍被視為衡量排氣歧管開裂的有效標準。
(4)排氣歧管樣件在經歷500小時的熱沖擊試驗后沒有出現熱機械疲勞失效。
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