某型汽車排氣催化器開裂原因分析

謝文奇

（佛吉亞（柳州）排氣控制技術有限公司，廣西 柳州 545000）

0 引言

排氣系統的受力狀態非常復雜，系統長時間處于高溫高壓的極端環境下，而且在外部道路條件、高溫廢氣沖擊和發動機的激勵下振動，所以非常容易發生疲勞開裂。大多數的疲勞開裂故障發生在催化轉化器和歧管連接中，催化轉化器疲勞開裂的原因非常復雜，材料性能、加載條件、焊接質量和結構應力都對排氣系統性能產生重大影響。因此，在實際應用中，只能根據實際的斷裂位置、裂紋形狀和趨勢粗略判斷斷裂失效的原因[1]。由于近些年國內對NVH（噪聲、振動和舒適性）的研究不斷深入，對于排氣系統的模態進行了大量的仿真實驗，很多斷裂的根本原因被認為是設計存在缺陷，容易引發共振導致疲勞開裂。但是以往的大部分設計研究都是從靜力學出發，研究排氣系統的局部應力、相對應的變形和從動力學角度出發，多考慮常溫狀態下排氣系統的結構模態。但是排氣系統長期處于高溫高壓的極端環境中，每次工作與休息都會伴隨著溫度的變化，這會產生熱應力，降低結構的疲勞壽命，上述的研究中，并未考慮溫度對于排氣系統的進一步影響。

對某車型排氣系統的排氣催化器疲勞開裂進行了詳細分析，結合模擬仿真分析和材料的金相分析，系統闡述了排氣催化器疲勞開裂的原因。

1 問題的提出

某車型排氣系統主要由排氣歧管、催化轉化裝置、波紋管、副消聲器、主消聲器、尾管以及排氣系統懸掛裝置等組成[2]。其中排氣歧管與催化轉化裝置通過8 mm 厚的法蘭盤進行連接，這套排氣系統在一次整車耐久路試過程中，當進行了15000 km 的測試，發現有兩個樣件發生了開裂，分別發生在前級前端蓋和后端蓋，具體位置見圖1 中圈出部分。通過對斷口處進行觀察，發現斷口截面較為粗糙，有明顯的發動機廢氣從這里泄露，導致斷口截面呈現黑色，有積碳現象，且由于端口部位經過高溫氧化，材料未發現明顯的斷裂光滑區，無法判斷出是否由于共振導致疲勞斷裂[3]。但是由于斷裂將影響整車的使用壽命，所以我們必須進行詳盡的分析，找出開裂原因并且提出新的方案進行驗證，直到完成道路耐久測試。

圖1 路試斷裂樣件

2 金相分析

催化轉化器處于發動機艙中，環境溫度高，且外面包裹隔熱棉，彎角散熱差，熱負荷較高。失效件斷裂處金相檢查如圖2 所示，奧氏體析出數量較多且直徑較大的晶粒，呈現大顆粒狀或連續狀，鐵素體和珠光體相應的減少，這導致材料的力學性能發生了顯著變化，疲勞參數也會發生改變，材料的彈性模量是影響排氣系統結構剛度的一個重要參數，因此初步判定高溫造成材料性能下降。

圖2 斷裂處金相圖

3 CFD 仿真分析

CFD 仿真分析的目的是獲得排氣系統在工作時，系統表面及內部零件的溫度分布情況，為接下來的熱負荷工況做準備。在實車的路試過程中，由于條件的限制，我們只能測出有限部位的幾個溫度，因此CFD的仿真非常有必要。

3.1 理論分析

流體場中的控制方程包含質量守恒定律、動量守恒定律、能量守恒定律。除此之外還有一些連續性方程可以建立各個物理量的關系。對于排氣系統的分析，我們通過流固耦合的方式進行計算，由于系統內部存在溫度梯度，即從高溫的流體傳遞到固體壁面。這樣一種熱量傳遞的方式稱為熱傳導或簡稱導熱。

熱傳導用傅里葉定律描述，其一般形式為：

式中：k為導熱系數，q→為熱流密度，t為溫度。

由于只需得到極限工況下，排氣系統的各部分最終溫度，因此對于各個氣缸在微小的時間內間歇排氣導致的溫度波動不予考慮。假設排氣系統為常物性且無內熱源，因此可以視為穩態導熱問題。穩態導熱只是當前工況下最終的溫度分布情況，與時間變化無關。

對穩態導熱問題的導熱微分式為：

3.2 邊界條件

該型汽車發動機是四缸四沖程汽油發動機，轉速范圍為700 ～6 000 r/min。本研究主要考慮各部分零件在極限工況下的溫度分布，因此各部分初始溫度選擇在全速全負荷的工況下，由發動機臺架試驗測試出的排氣溫度及流量。排氣入口端設置為流量和溫度邊界，出口端設置為壓力出口為一個標準大氣壓。其余的都設置為壁面邊界。由此建立完整的排氣系統的流固耦合計算模型，如圖3 所示。

圖3 有限元模型（部分）

3.3 溫度分析

催化器端錐壁面溫度云圖（圖4）。從圖4 可以看出，在通過排氣歧管后，在催化器的進氣口錐端（斷裂位置）到達最高溫度780 ℃以上，高溫氣體由狹窄的歧管通向催化器，由于截面寬度的變化導致氣體流速發生變化，使得錐端的溫度持續升高。而且隔熱罩的包裹使得催化器內部散熱較差，也是導致這部分溫度較高的原因。

圖4 催化器錐端溫度云圖

發動機排氣溫度為850 ℃時CFD 仿真分析顯示端錐壁面位置溫度在730 ℃左右，實測端錐壁面溫度為700 ℃，分析與測量基本一致，因此認為這次計算的溫度云圖能夠應用到后續的熱模態及疲勞分析中，如分析結果與實測值差異大于5%時需修正CAE 模型并重新計算。

圖5 催化器臺架溫度測試

4 模態分析

4.1 分析原理

排氣系統作為一個多自由度系統，根據機械振動可知，振動系統微分方程表示為

式中，[M]表示為質量矩陣，是一個正定矩陣。[C]表示為阻尼矩陣，[K]表示為剛度矩陣，[C]和[K]為正定或半正定矩陣。[F]為排氣系統的外部載荷激勵向量。

在分析過程中，由于排氣系統的結構阻尼較小，系統的固有特性與系統自身參數有關，所以可以忽略結構阻尼的影響，由下面這個式子進行計算，即

這個微分方程要想有非零解，其特征方程必須為零，即

排氣系統的剛度是由系統內的各部件的材料決定，系統的剛度計算離不開材料的彈性模量E或剪切模量G。催化轉化器和其他組件在整個生命周期中都承受著高溫，溫度的變化會影響彈性模量值，進而導致系統的剛度的下降，從而降低結構的模態頻率。

所以在進行排氣系統的模態分析時，應該考慮溫度變化對排氣系統模態的影響。隨著溫度的升高，材料的彈性模量E大幅降低這就產生了[KT]，即附加溫度矩陣。由于汽車總是間歇性工作，排氣溫度總是在不斷變化，渦輪增壓的發動機排氣工作溫度可以達到1000 ℃以上，劇烈的溫差變化產生了熱應力，導致系統剛度分布發生了變化，這就產生了附加熱應力矩陣[Kσ]，這是明顯的應力剛化現象[1]。若將排氣系統的初始剛度矩陣設為[KL][4]。那么考慮溫度對排氣系統的影響后，排氣系統的剛度[K]為

排氣系統受高溫的影響導致系統的整體剛度下降，系統的固有頻率隨之也下降，就有可能產生共振，最終導致催化器端蓋開裂。整個過程可通過軟件模擬來得到驗證并找出固有頻率。

4.2 模型建立

通過HyperWorks 軟件對排氣系統進行網格離散，運用殼單元和實體單元來模擬相應的各部分零件，得到網格模型如圖3。在添加排氣系統的材料屬性時，應當注意，由于排氣系統工作溫度高達800 ℃以上，材料的參數應考慮溫度相關性，以及高溫導致材料的塑性變形曲線發生非線性變化。按表1 中材料的彈性模量值添加，可以到不同溫度下的系統模態頻率。

表1 設Q235 不同溫度下彈性模量值計任參數務

4.3 結果分析

該型汽車發動機的激振頻率為20 ～200 Hz 以內。所以在進行約束模態分析時，只需分析范圍為0 ～200 Hz 的頻率即可，通過計算，我們分析結果發現催化器冷態約束模態在200 Hz 內存在兩階彎曲模態，在X-Z平面內上下振動和X-Y平面內左右振動，頻率分別115.87 Hz 和177.24 Hz；當在考慮溫度的影響下，約束模態催化器的一階彎曲熱模態為100.3 Hz，二階彎曲熱模態為160.4 Hz。具體的振型圖如圖6 所示。

圖6 典型的振型圖

通過對比表2 排氣系統常溫下和高溫工作狀態下的約束模態，催化器在200 Hz 之內的兩階彎曲模態，頻率分別下降15.57 Hz 和16.84 Hz，隨著固有頻率的升高，頻率的下降也更加嚴重。盡管頻率有所下降，但是振型基本保持不變。

表2 常溫模態與熱模態對比

結合排氣系統在進行15 000 km 道路耐久的測試，催化轉化器發生開裂的位置可知，這兩階模態有導致系統開裂的風險。應該調整焊接和裝配支架結構與厚度，改變整體受力分布，將端蓋處應力降低。

5 機械熱疲勞分析計算

催化轉化器和相關連接部件作為一個整體在使用過程承受著高溫和交變負荷，因此，更大的溫差會降低排氣部件的疲勞壽命，并影響排氣系統的正常使用。現有技術很難模擬排氣系統的交變負荷。在重要的部件如歧管催化轉化器的疲勞分析中，通常認為它們承受的是恒定振幅的交變載荷或多級可變振幅的交變載荷。但是，催化轉化器的疲勞是一個極其復雜的現象，受材料的彈性模量或者剪切模量，結構長度，載荷和計算模型等諸多不確定因素的影響。

5.1 理論分析

通過CFD 分析得到了排氣系統的溫度數據，接下來就可以進行熱應力計算，在不同的工況下，排氣系統的溫度總是不斷變化，選取倆個極端工況，即車輛在不使用時，排氣系統處在常溫狀態下以及全速全負荷的狀態。根據之前的CFD 分析可知，最終排氣系統的溫度保持基本穩定，所以，最終循環穩定的溫度場，除了承受熱應力排氣系統，還承受振動載荷。但是在計算熱變形時，由于分析的復雜性，暫時不考慮振動載荷。

采用倆個極端工況分析過程主要是對模型施加已知的裝配載荷，之后施加交變溫度載荷，即從全速全負荷工況到常溫工況進行多次循環。這個過程中由于溫度的不斷變化，在熱應力的作用下，塑性變形會不斷累積導致裂紋產生，最終疲勞破壞。

等效塑性應變的物理意義是為了記錄變形歷史而提出的一個表征塑性應變累積值的量。常規的塑性應變直接按照最后時刻的變形來計算應變，那么得到塑性應變實際上是拉伸和壓縮兩段塑性應變的差，顯然不能反映加載歷史。而用等效塑性應變實際上就是反映了這兩段應變之和，然后再乘以一個系數，系數取為1 的話那實際上就是塑形應變的累積值，即等效塑性應變增量ΔPEEQ[5]。計算式為：

5.2 熱疲勞強度結果分析

由于多次施加交變溫度載荷，因此對于等效塑性應變的評價大都不相同，有的采用第一輪循環的等效塑性應變增量ΔPEEQ，有的采用第二輪循環的等效塑性應變增量ΔPEEQ，不同的公司也有不同的標準，我們采取第三次循環的等效塑性應變增量ΔPEEQ 來作為是否會發生疲勞斷裂的指標。

通過計算第三次循環催化轉化器的等效塑性應變增量ΔPEEQ 云圖如圖7。

圖7 斷裂部分等效塑性應變增量云圖分布

熱固耦合分析的ΔPEEQ 結果最大增量出現在進氣管為1.76%，這個是由于約束的原因造成的，風險可以暫時不可慮，根據表3 可知進氣錐端的應力在過渡段超過目標值1%，這與斷裂部位相吻合，因此，本次斷裂主要是溫度載荷的不斷變化導致了部件發生熱疲勞斷裂。

表3 各部分等效塑性應變增量

6 結語

通過以某款車的排氣系統作為研究對象，由于其在路試過程中發生催化器端蓋斷裂，對其進行了材料金相分析和模擬仿真分析，最終發現，在單一的標準條件下，設計都是達到要求的，但是結合起來，高溫會導致材料的彈性模量急劇下降，這使得系統的剛度矩陣[K]產生了變化，由于端蓋處存在應力集中，在0～200 Hz 的發動機激勵下，排氣系統的催化器發生了共振，且高溫導致材料內部晶粒發生了變化，大量的奧氏體析出，使得材料變得又硬又脆，從而導致了這次路試催化轉化器端蓋發生開裂，因此應該更換耐高溫材料，或者取消催化轉化器的外部隔熱棉，使得熱量散發有效降低構件溫度，從而提高構件壽命。改進后的零件通過耐久疲勞測試，結構強度足夠，遠超標準壽命。