基于流固耦合的水冷排氣管結構強度仿真分析

金玉山，王先鋒，王新權

（上海船用柴油機研究所，上海 201108）

0 引 言

高速大功率柴油機因應用范圍的特殊性和使用條件的限制，其設計制造的技術難度極大。對于特殊用途高速艇而言，其在設計方面有一個很重要的要求，即隱身性，為降低被發現的概率，要盡可能地減少其排氣噪聲和紅外輻射［1］；同時，因人員需在密閉的艙室內工作，對柴油機的熱輻射有嚴格的限制。柴油機的熱輻射主要來自增壓系統（尤其是排氣管），當前傳統的帶隔熱包覆的排氣管已無法滿足對柴油機，尤其是對大功率密度柴油機熱輻射的控制要求，需采取其他措施控制排氣管的熱輻射。本文采用基于水冷卻方式的排氣管結構設計，通過仿真分析驗證該水冷排氣管設計的合理性，為水冷排氣管的結構優化和可靠性設計提供參考。

1 水冷排氣管結構設計

1.1 水冷技術分析

降低柴油機排氣管表面溫度主要有隔熱包覆、采用2 層水冷壁和采用3 層水冷壁等3 種方式，其中隔熱包覆是最簡單的一種方式，但易變形、脆化，拆裝之后需更換，且不合格的隔熱產品可能含有石棉、汞等重金屬有害物質。采用隔熱包覆方式之后排氣溫度仍很高，導致排氣管承受較大的熱應力［2］。

水冷式排氣管的原理是通過在原型管路上布置1 層水套達到降低表面溫度的目的。后續演變出3 層水冷壁排氣管，在結構形式和熱量管理方面進行了優化。增壓柴油機的燃氣從排氣管流入增壓器，推動增壓器做功，2 層水冷結構可實現表面低熱輻射，內管為高溫排氣，外管為低溫冷卻水，通過鑄鐵排氣管直接換熱，冷卻水會帶走很多排氣能量，因此當排氣到達增壓器時，推動增壓器的效率下降，導致柴油機的效率下降；3 層水冷壁排氣管在2 層水冷壁結構的基礎上增加了中間層，間隙層內為氣體，而氣體的換熱系數顯著低于鑄鐵排氣管，減少了排氣到冷卻水的散熱，更多排氣能量到達增壓器，推動增壓器葉輪旋轉做功，使增壓器的效率升高，柴油機的經濟性增強，但該排氣管內的流道結構更為復雜，冷熱變化的工作環境給排氣管的結構強度帶來了一定的挑戰。MTU公司經過多年的開發驗證，在MTU396 和4000 特殊用途柴油機上采用了水冷、氣隙隔熱3 層排氣管的設計方案，而我國暫未開展過此類排氣管的設計研究工作。上海船用柴油機研究所結合高速機的開發，對3 層水冷壁排氣管進行了研究。

1.2 單缸機水冷排氣管

考慮到目前尚未掌握該水冷排氣管技術，直接設計船用多缸柴油機水冷排氣管的成本和試驗風險較高，首先試制單缸柴油機3層水冷排氣管試驗件。本文主要對該試驗件進行仿真分析。水冷排氣管流固熱耦合示意圖見圖1。排氣管左端用法蘭蓋悶住，右端與出口連接管連接。內部分為冷卻水外層、中間氣隙層和中央高溫排氣層等3 層。中央高溫排氣層由2 段內襯管組成，采用螺栓固定在排氣管上，中間設計熱膨脹間隙為4 mm。單缸機缸蓋與排氣管的安裝面上設置有排氣和冷卻水進口。柴油機排出的高溫氣體從缸蓋流入排氣管，通過內部通孔進入內襯，與進入中間氣隙層并從間隙流出的少量排氣匯合，從連接管排出；從柴油機缸蓋來的高溫淡水經排氣管上的冷卻水進口進入外層，冷卻外壁面并從出口流出，降低排氣管外表面的溫度，從而減少外輻射。水冷排氣管采用6 個M12 螺栓固定在缸蓋上。考慮采用3 層水冷壁結構之后，排氣管的質量相比包覆隔熱方案大幅增加，法蘭蓋和出口管上設置有滑動支架，滿足承重需求。

圖1 水冷排氣管流固熱耦合示意圖

2 水冷排氣管流固耦合建模和邊界設置

目前對排氣管的研究主要針對的是排氣管內部流體的流動計算［3］。從水冷排氣管的結構中可看出，計算域包括固體和流體，固體與流體在交界面上會產生熱對流交換，流固耦合技術即可用于解決該問題。

通常情況下，流體與固體界面上的網格不同，彼此之間依靠約束方程連接在一起。采用網格映射技術允許求解流體與固體在網格不同情況下的耦合問題。將流體的節點映射到固體網格上，同時將固體網格節點映射到流體上［4］。本文在Workbench平臺上采用流固熱耦合分析方法完成整個計算任務。首先，對排氣流道進行瞬態計算，取排氣周期的整數倍進行時間平均，獲取與排氣管接觸的壁面循環平均表面溫度和換熱系數。其次，將排氣熱邊界映射到冷卻水流道，對冷卻水流道和排氣管固體結構進行穩態計算，開展共軛傳熱分析。最后，將排氣管固體溫度邊界、冷卻水壓力邊界和排氣壓力邊界映射到結構靜力學計算模型中，施加重力、支撐和固定約束進行應力和應變計算。

2.1 流體網格劃分

高溫排氣通過入口進入排氣管內部，沿排氣管和中間氣隙流動，并從出口排出。水冷排氣管安裝在缸蓋上，冷卻水出口豎直向上，便于將腔內氣體和冷卻水帶入的氣體排空。取內部排氣和冷卻水流體域進行分析，采用Fluent meshing劃分以六面體為核心的流場網格，設置5 層流動邊界層，見圖2。

圖2 排氣和冷卻水流體域CFD網格

2.2 排氣和冷卻水邊界

單缸機排氣管采用與整機邊界近似的排氣和冷卻水流動邊界。排氣流體工質采用理想氣體，湍流模型為RANS中的RNG κ-ε模型，入口采用單缸機在額定工況下隨時間變化的質量流量和溫度曲線，出口采用壓力出口。排氣管內部排氣與其壁面之間存在對流換熱，壁面設置為無滑移壁面條件，熱邊界設置為對流邊界條件。采用液體水作為冷卻流動介質，采用質量流量進口和壓力出口。質量進口流量為4.5 m3/h，進水溫度為75 ℃，進水壓力為0.39 MPa。由于存在流固耦合，流體與固體之間發生熱量傳遞，接觸面生成的interface設置為Coupled wall，只傳熱不傳質。壓力與速度之間的耦合算法采用Coupling。

2.3 結構網格劃分

水冷排氣管與缸蓋采用6 ×M12 螺栓連接，仿真計算中將螺栓連接簡化為螺栓孔圓周綁定約束。單缸機水冷排氣管安裝示意圖見圖3。水冷排氣管裝配件為實體，采用連續體網格單元進行分析，采用四面體單元格類型進行統一的網格劃分。水冷排氣管裝配件有限元網格模型見圖4。

圖3 單缸機水冷排氣管安裝示意圖

圖4 水冷排氣管裝配件有限元網格模型

2.4 排氣管材料和邊界設置

與冷卻水接觸的排氣管選用鑄造工藝良好的材料QT400，接觸內部高溫排氣的內襯管、出口連接法蘭和法蘭蓋選用耐熱鑄鐵QTRSi4M0，彈性模量設置為1.7 ×105MPa。排氣管在工作過程中受到的載荷有溫度載荷、重力載荷、排氣壓力和冷卻水壓力。除了重力載荷，其他載荷均通過上述計算結果導入。為便于計算，對缸蓋螺栓固定約束進行簡化，將螺栓內孔面定義為圓柱面約束，將螺栓孔的軸向自由度定義為自由狀態，將與缸蓋的安裝接觸面定義為無摩擦壁面約束軸向位移。排氣管的法蘭蓋和出口管均采用無滑移支撐。

3 仿真計算結果分析

3.1 排氣流動仿真分析

3 層水冷排氣管的設計要點是中間的氣隙層，重點檢查計算結果中氣隙層內流體的流動狀態。圖5 為水冷排氣管內氣體流動的速度矢量圖和流動跡線。從圖5 中可看出，排氣從歧管進入排氣管之后，流速很高，在拐彎處最高可達177 m/s。由于氣流在左端被法蘭蓋板擋住，端部區域內的氣流很少，流速很慢，見圖5a中的圓圈區域。氣流進入氣隙層內部之后，由于氣隙層間隙很小，氣流被堵塞，流速很慢，見圖5a 中的橢圓區域。從圖5b 中可看出，氣隙層內氣流的流速很慢，流量很小。該氣隙層內充滿氣體之后，氣體流動緩慢，形成較為恒定的氣隙層。從傳熱理論的角度分析，相比高溫排氣與冷卻水通過管壁直接換熱，氣體的傳熱系數遠小于液體，因此氣隙層內排氣向外層冷卻水的傳熱系數大幅減小，可有效降低對外輻射熱量。排氣管向外的傳熱系數減小，下游增壓器對排氣的能量回收增加，排氣能量的利用率提高，柴油機的經濟性增強。

圖5 水冷排氣管內排氣流速分布和速度跡線

仿真計算中，換熱系數采用排氣周期整數倍的時間平均值，排氣管壁面換熱系數見圖6，設置輸出換熱系數和坐標系的脈譜，可將其作為下一步換熱計算的輸入條件。從圖6 中可看出，歧管位置和氣流旋轉路徑上排氣流速較快的區域，換熱系數也較大。

圖6 排氣管內壁面傳熱系數分布云圖

3.2 冷卻水流動換熱仿真分析

冷卻水進入環形外層水腔之后，在初始速度和重力的作用下會螺旋前進，到達出口之后流出。當設計不合理時：若初始流速過慢而水腔過大，冷卻水不能旋轉，排出困難，在內部形成流動死區，從而使換熱能力下降，產成局部高溫；若初始流速過快而進出口之間的距離過近，冷卻水可能直接從出口排出，內部生成較多氣泡區域，形成穴蝕，并影響換熱，產生局部高溫。圖7 為冷卻水在排氣管內的流動跡線，冷卻水在外層環形腔室內充分旋轉，最高流速為4.5 m/s，最后從冷卻出口流出。

圖7 冷卻水在排氣管內的流動跡線

高溫排氣對排氣管加熱，液態水使排氣管冷卻，二者之間進行共軛傳熱。在設置換熱系數時，將排氣的循環平均溫度和循環平均換熱系數映射到模型中，液態水的溫度和換熱系數會根據流動狀態自動計算，無需額外設置。圖8 為水冷卻排氣管溫度云圖。從排氣管溫度計算結果中可看出，非水冷的排氣出口管在高溫排氣加熱情況下達到熱平衡溫度482.85 ℃。水冷排氣管內部的2 段襯管與排氣直接接觸，溫度也達到482.85 ℃。從內部排氣層到中間間隙層，排氣管壁面溫度從482.85 ℃降到211.09 ℃，至水冷后的外壁面溫度僅75.22 ℃，表明冷卻換熱效果良好，小于80 ℃的設計要求。但是，由于歧管下半區域未設計冷卻水腔，固體溫度很高，存在較大的溫度梯度；法蘭蓋中心溫度也較高，同樣存在一定的溫度梯度，見圖8 中的橢圓區域。

圖8 水冷卻排氣管（軸向剖視）溫度云圖

3.3 結構應力仿真分析

無論是排氣還是冷卻水，壓力載荷對材料的應力和應變的影響都很小，本文不再展開分析。計算采用單個載荷同時加載，得到包括重力和溫度載荷施加后的最終應力和應變計算結果見圖9。

圖9 水冷排氣管應變和應力計算結果

從應變計算結果中可看出，進氣歧管存在較大的溫度梯度，具有較大的受熱膨脹力，這是產生應變的主要作用力。由于固定了排氣管與缸蓋安裝面，排氣管在此約束作用下所受的力，超過向下的排氣管重力，產生向上翹曲的趨勢，最大應變幅值為0.8 mm。同樣產生受熱膨脹作用的還有2 段排氣內襯管，受熱膨脹之后間隙縮小1.456 mm。2 段內襯管的設計間隙需大于熱膨脹量、2 個零件的加工公差和安裝誤差之和（3.456 mm），表明4 mm的設計間隙合理。由內部冷卻水和排氣壓力產生的應變很小，不再作重點分析。

選用GB/T 9437—2009《耐熱鑄鐵件》中的QTRSi4Mo.材料，其在室溫時的最小抗拉強度為520 MPa，在700 ℃時的抗拉強度減小為101 MPa。從計算結果中可看出，由于采用了水冷技術，降低了排氣管表面溫度，大部分區域的內部應力都很小，有利于延長排氣管的使用壽命。通過對計算結果進行分析可知，高溫排氣襯管、法蘭蓋和出口管零件上的最大應力為94.2 MPa，出現在法蘭蓋板上，這是法蘭蓋中心溫度較高而周邊溫度較低，存在一定的溫度梯度引起的，但計算應力均小于材料許用應力110 MPa，較為安全。選用QT400-15材料的水冷排氣管零件，最大應力出現在歧管法蘭4 個螺栓附近，這主要是因為進氣歧管存在很大的溫度梯度，計算的最大應力為482 MPa，略高于材料許用應力400 MPa，需進一步進行結構優化。

4 結 語

本文結合3 層水冷壁排氣管的研制，介紹船用柴油機上排氣管的水冷技術，闡述單缸機水冷排氣管的結構組成，著重分析流固熱耦合仿真計算的過程和結果，主要得到以下結論：

1）在3 層水冷排氣管設計中，中間可形成相對穩定的氣隙層（見圖5）。由于氣體的傳熱系數遠小于液體，能有效降低對外層冷卻水的散熱，從而提高增壓器對排氣的能量利用，提高柴油機的經濟性。

2）設計的3 層水冷排氣管的冷卻效果滿足低熱輻射要求，其外表面溫度基本小于80 ℃的設計要求，但進氣歧管存在局部高溫區域，需進一步對其進行結構優化。

3）水冷技術降低了排氣管表面溫度，大部分區域的計算應力很小。存在的薄弱區域為歧管法蘭，原因是該位置存在很大的溫度梯度，建議對其進行結構優化，增加其壁厚。