某重載柴油發(fā)動機(jī)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(fā)動機(jī)市場出現(xiàn)排氣歧管與增壓器連接處出現(xiàn)斷裂問題，通過理論計算、實(shí)車測試等對失效因素進(jìn)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(guān)鍵詞：發(fā)動機(jī)；增壓器；排氣歧管；振動；熱應(yīng)力

1引言

發(fā)動機(jī)是整車動力的核心總成，而增壓器承擔(dān)著增大發(fā)動機(jī)進(jìn)氣量從而改變外特性、增大發(fā)動機(jī)功率的作用，是動力保證的關(guān)鍵環(huán)節(jié)之一。增壓器工作時，受熱應(yīng)力及機(jī)械振動應(yīng)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(xiàn)斷裂故障。其中某重型柴油發(fā)動機(jī)出現(xiàn)了排氣歧管及增壓器在連接處斷裂的問題，本文從材質(zhì)、機(jī)械振動、熱應(yīng)力、零件強(qiáng)度等方面分析，并結(jié)合歷次整改方案驗證，確定了一有效整改方案，提供了機(jī)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(zhì)、金相組織存在異常；（2）支撐不足導(dǎo)致機(jī)械振動過大從而疲勞斷裂；（3）熱膨脹產(chǎn)生應(yīng)力過大；（4）增壓器、排氣管連接法蘭處本身強(qiáng)度不足。

3材質(zhì)分析

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

4機(jī)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(qiáng)增壓器支撐，以增大一階固有頻率、避開常用轉(zhuǎn)速區(qū)間（該系統(tǒng)考慮安全系數(shù)后一階共振頻率需≥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(tǒng)的一階固有頻率及振動加速度（以上下方向代表），結(jié)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(jié)果顯示，兩支架、單渦后管支架以及無支架產(chǎn)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(tài)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速分別為1700rpm、1520rpm及1400rpm，處在發(fā)動機(jī)常用轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)，共振G值也較大，增壓器常處于共振狀態(tài)下。因此方案一的三種支撐均無法滿足要求，實(shí)車驗證時再次出現(xiàn)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(yīng)轉(zhuǎn)速1840rpm，已避開常用轉(zhuǎn)速區(qū)間，振動G值5.82，無明顯增大。但該方案仍出現(xiàn)斷裂，可知單一的振動改善并不能解決斷裂問題。

5熱應(yīng)力及綜合分析

增壓器、排氣歧管除機(jī)械振動，還來自零件熱膨脹相互擠壓產(chǎn)生的熱應(yīng)力，因此需對熱應(yīng)力分析。因未能獲得增壓器具體3D數(shù)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(yīng)力分析對象，同時施加與測試結(jié)果相當(dāng)?shù)恼駝蛹铀俣龋嬎闫湓谠O(shè)定的排氣溫度下振動疲勞安全系數(shù)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(wǎng)格。在FIRE中計算內(nèi)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(dǎo)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(shù)。

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、3g、3g；增壓器、蝶閥質(zhì)量分別按16.4kg、4kg計算。

排氣管與缸蓋連接采用M10法蘭面螺栓，擰緊力矩按75N·m進(jìn)行計算，螺栓軸向力為：F=T/Kd=75/（0.2×0.01）=37500（N）。

5.3溫度場計算

缸蓋非排氣側(cè)溫度按150℃，在FIRE中計算內(nèi)流場溫度，溫度場云圖見圖2。

5.4綜合應(yīng)力計算

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

從結(jié)果看應(yīng)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(shù)最低僅有0.37，與實(shí)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(shù)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(qiáng)可降低共振頻率、減小振動值，但卻產(chǎn)生過約束，熱應(yīng)力大，改進(jìn)思路不應(yīng)局限于強(qiáng)化或取消支架。

6改進(jìn)方向

（1）增壓器及渦后排氣部分一階共振頻率低，加強(qiáng)支撐卻存在增加熱應(yīng)力的矛盾，因此考慮改變排氣系統(tǒng)部件的形態(tài)、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(yīng)力。增壓器支架是否能取消，取決于第一點(diǎn)的優(yōu)化效果。

（3）加強(qiáng)斷裂位置強(qiáng)度，持平系統(tǒng)其他部位安全系數(shù)以避免薄弱集中。

7具體改進(jìn)方案

7.1一階共振頻率的降低

振動測試時發(fā)現(xiàn)，蝶閥位置g值非常大，達(dá)到33g，對此部分進(jìn)行分析：

蝶閥安裝于渦后管后端，渦后管較長，蝶閥質(zhì)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(yuǎn)、力臂長，在斷裂處產(chǎn)生較強(qiáng)扭轉(zhuǎn)力矩（如圖5示）。

在取消支架的思路下，長力臂、大質(zhì)量使系統(tǒng)固有頻率偏小，因此減小力臂長度、降低渦后質(zhì)量可降低固有頻率，同時可減小斷裂處扭轉(zhuǎn)應(yīng)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(shí)現(xiàn)，但試裝測試一階共振頻率為92Hz，未達(dá)105Hz的要求，振動加速度值也達(dá)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(zhuǎn)移，達(dá)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(yīng)力）。布置如下：

對方案測試，一階共振頻率達(dá)到了115Hz，對應(yīng)轉(zhuǎn)速2300轉(zhuǎn)，已避開發(fā)動機(jī)常用轉(zhuǎn)速，且安全系數(shù)高；在發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，最大g值為2.08g，降幅達(dá)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(qiáng)

在改善共振、熱應(yīng)力后，對斷裂的連接法蘭部分進(jìn)行適當(dāng)增強(qiáng)，尺寸由67mm×108mm改為106mm×93mm，與系統(tǒng)其他部位強(qiáng)度安全系數(shù)基本持平，避免明顯薄弱環(huán)節(jié)，進(jìn)一步降低故障率。

8改進(jìn)效果驗證及建議

上述改進(jìn)方案在新平臺車型上進(jìn)行了1.5萬公里定遠(yuǎn)強(qiáng)化壞路試驗，未出現(xiàn)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(yīng)力、工況較為苛刻的部件，在設(shè)計開發(fā)和改進(jìn)過程中建議：

（1）對部件的固定支撐，單純的加強(qiáng)會增大熱應(yīng)力，增加斷裂風(fēng)險。應(yīng)以降低共振頻率及加速度為導(dǎo)向優(yōu)化布置方式，兼顧熱應(yīng)力釋放。

（2）系統(tǒng)各零部件的疲勞安全系數(shù)保持基本持平，避免薄弱環(huán)節(jié)。