排气歧管流固耦合仿真与试验

摘要： 针对发动机排气歧管的断裂问题，对某发动机排气歧管的热负荷进行流固耦合分析，并在台架试验中测量其温度场和应变. 考虑热辐射和材料的非线性，建立排气歧管的内流场CFD模型、传热模型和有限元模型，分析得到排气歧管的温度场、应力场和塑性应变云图等. 仿真结果与试验结果吻合较好. 仿真结果表明排气歧管汇合处的温度最高，塑性应变最大位置与试验测得的断裂危险区域吻合.

关键词：

排气歧管； 断裂； 流固耦合； 台架试验； 热辐射； 热强度； 塑性应变

中图分类号： U464.134；U467.494；TB115.1

文献标志码： B

Fluid-structure coupling simulation and experiment for engine exhaust manifold

YANG Huaigang1, LIU Chang2 , ZHANG Weizheng2,

HU Tiegang1, ZHAN Zhangsong1

（1. Powertrain Research Institute, Chongqing Chang’an Automobile Stock Co., Ltd., Chongqing 401120, China;

2. School of Mechanics and Vehicle, Beijing Institute of Technology, Beijing 100081, China）

Abstract： As to the fracture of engine exhaust manifold, the thermal load on an engine exhaust manifold is analyzed by fluid-structure coupling analysis, and the temperature filed and strain is measured by bench test. Considering thermal radiation and material nonlinearity, the internal flow field CFD model, heat transfer model and finite element model are built, and the temperature field, stress field, plastic strain contour and so on are obtained by the analysis. The simulation results are in good agreement with the test results. The simulation results indicate that the maximum temperature locates on the confluence of exhaust manifold, and the location of maximum plastic strain matches the fracture zone measured by the test.

Key words： exhaust manifold; fracture; fluid-structure coupling; bench test; thermal radiation; thermal strength; plastic strain

0 引 言

随着发动机性能的不断提高，其关键零部件的热负荷也不断增加.［1］排气歧管是发动机的主要受热件之一，其与高速、高温废气直接接触，工作环境恶劣，热负荷大，而且导致排气歧管开裂的故障失效越来越多，严重影响发动机的安全性和可靠性.［2-4］排气歧管断裂位置示意见图1.

图 1 排气歧管断裂位置示意

Fig.1 Exhaust manifold fracture location

本文采用流固耦合方法对发动机排气歧管的热负荷进行分析，计算中考虑热辐射以及材料非线性，并在台架试验中测量排气歧管的温度场和应变.排气歧管流固耦合分析流程见图2.

图 2 流固耦合分析流程

Fig.2 Process of fluid-structure coupling simulation

首先用三维CFD软件Fire计算排气歧管的瞬态内流场，计算出内壁面的瞬态对流传热系数和环境温度，用时间平均的方法得到排气歧管内壁面的稳态对流传热系数和环境温度；在得到排气歧管内壁面的稳态对流传热系数和环境温度后，利用热仿真软件Radtherm同时考虑导热、对流、辐射换热，得到排气歧管内壁面节点温度；最后将内壁面节点温度映射到有限元软件Abaqus中，计算排气歧管的温度场和热应力.与此同时，在实机台架上测量排气歧管的温度场和应变.

1 仿真模型的建立

1.1 排气歧管内流场CFD模型

模拟台架流场情况：排气歧管内流场瞬态控制方程采用可压缩N-S方程，湍流模型采用标准k-ε模型，壁面按标准壁面函数处理，催化器采用多孔介质模型处理.流动与传热控制方程的通用形式［5-6］为

式中：ρ为密度；φ为通用变量，如速度和温度等；t为时间；

U为流体的速度矢量；Γφ为广义扩散系数；Sφ为广义源项.

由发动机一维热力学软件GT-Power计算给出进出口边界条件(曲轴转角为0～1 440°)，其余为壁面边界条件.排气歧管内流场CFD网格模型见图3.

图 3 排气歧管内流场CFD网格模型

Fig.3 CFD mesh model of flow field inside exhaust manifold

1.2 排气歧管复杂传热模型

排气歧管内有高速、高温废气流过，属于管内强迫对流传热；管外与大气接触，属于自然对流传热；管外与隔热罩之间存在辐射传热；歧管固体内部存在热传导.因此，排气歧管的传热属于复杂的传热过程.

杨万里等［2］和李红庆等［3］在对排气歧管进行热负荷分析时均未考虑热辐射，而事实上辐射换热对排气歧管温度场影响很大.本文在Radtherm中建立排气歧管传热模型，包括排气歧管、催化器和隔热罩等，可同时计算导热、对流和辐射等3种热传递方式.

将CFD计算分析得到的稳态传热系数和环境温度映射到排气歧管内壁面上作为边界条件，将外壁面设为大气环境，同时给定排气歧管的材料热导率以及内外壁面和隔热罩的辐射率.排气歧管传热有限元模型见图4.

图 4 排气歧管传热有限元模型

Fig.4 Heat transfer finite element model of exhaust manifold

1.3 有限元模型

在排气歧管强度计算中，内部气体压力造成的机械载荷与热载荷相比很小，可忽略不计，因此主要考虑热载荷.排气歧管有限元模型包括简化缸盖、入口法兰盘、排气歧管、催化器、尾管出口法兰盘和紧固螺栓等,见图5.

图 5 排气歧管有限元模型

Fig.5 Finite element model of exhaust manifold

提取Radtherm中计算得到的排气歧管内壁面温度，将其映射到对应的有限元网格上，作为第一类热边界条件.计算出排气歧管的温度场后，以单元温度作为单元载荷；在缸盖顶面与入口法兰盘底面设置接触对，在入口法兰盘顶面与螺栓头部底面设置接触对，允许它们之间产生相对位移；给定螺栓预紧力，计算其在热固耦合作用下的应力.模型考虑材料的非线性和塑性，不同温度下排气歧管所用材料的弹性模量和屈服强度见图6.

(a)弹性模量

(b)屈服强度

图 6 不同温度下排气歧管所用材料的弹性模量和屈服强度

Fig.6 Exhaust manifold material elastic modulus and yield

strength under different temperature

2 计算、测试和分析

2.1 内流场CFD计算结果

由内流场计算得到排气歧管内壁面传热系数和气体温度分布，见图7.

(a)换热系数分布

(b)气体温度分布

图 7 内壁面换热系数和气体温度分布

Fig.7 Distribution of heat transfer coefficient and gas

temperature of inner wall

2.2 传热计算结果

由于采用的流场仿真计算软件Fire与热仿真软件Radtherm之间接口良好，流场的计算结果可直接映射到计算模型上作为边界条件.考虑导热、对流以及热辐射的整个排气歧管组件的温度场计算结果见图8.

图 8 排气歧管组件的温度场计算结果，℃

Fig.8 Calculation result of temperature field of exhaust

manifold assembly, ℃

2.3 有限元计算结果

将Radtherm中计算得到的内壁面温度映射到Abaqus中作为第一类边界条件，通过计算得到排气歧管的温度场，见图9，可知，排气歧管整体温度很高，排气歧管汇合处温度最高，约为794℃；只在与缸盖连接的法兰盘处以及出口法兰盘处温度梯度比较大.为对计算模型进行验证与校核，在台架上对该排气歧管进行温度测量.选用试验室自制的K形镍铬镍硅热电偶作为温度传感器，在排气歧管上选取13个点布置热电偶，其布置见图10.

图 9 排气歧管的温度场，℃

Fig.9 Temperature field of exhaust manifold, ℃

图 10 热电偶布置

Fig.10 Thermocouple distribution

温度测量值与计算结果的对比见图11，除测量点11的误差较大外，其余各测量点的误差值均在5%以内，可认为温度场的计算模型准确，可作为后续应力场计算的边界条件.

图 11 温度测量值与计算结果的对比

Fig.11 Temperature comparison between calculation

results and measured value

由热强度计算结果可得排气歧管及其局部应力

分布，见图12和13.可知，入口法兰盘承受较大应力，最大应力约为150 MPa，但因其温度不高（约为300 ℃），所承受应力远未达到材料的屈服极限，因此此处并不危险；排气歧管汇合处所承受应力虽不大，但已超过材料在该温度下的屈服极限（该处温度为750～800 ℃，在相同温度下的材料屈服强度只有30 MPa左右）.

排气歧管塑性应变云图见图14，可知，排气歧管汇合位置多处发生塑性变形，塑性应变最大值出现在第2和第3出管汇合处，与图1中发生断裂破坏的区域吻合，因此该区域需要重新设计.同时，在额定转速、100%负荷下对排气歧管进行应变测量.由于排气歧管温度高，普通应变片不能承受，必须采用高温应变片.贴有高温应变片的试验件见图15.将试验件安装在原厂发动机上，引出应变片的导线串联到电阻箱进行线阻补偿，再接入SDY2102型动静态应变仪.

对测量数据进行导线电阻修正、热输出修正和灵敏系数修正［7］处理后，得到发动机工况由转速4 000 r/min，70%负荷变为转速6 000 r/min，100%

负荷时测点应变的历程，见图16，可知，该测点位置

应变数值为正，说明此处受拉应力；工况变化后，应变逐渐增大，最后趋于稳定.

图 16 测点应变的变化历程

Fig.16 Strain change of measuring point

在标定工况下，试验测量的微应变值为1 440，计算得到的微应变值为1 160，测量值与计算值误差为19.4%，二者的变化趋势较吻合.

3 结 论

对某发动机排气歧管进行流固耦合仿真分析和试验研究，结论如下：(1)排气歧管汇合处温度最高，约为800℃；(2)在台架上对排气歧管进行温度场和应变测量，计算结果与试验测量值吻合较好；(3)排气歧管汇合处的应力已超过其屈服极限，并且该位置处的塑性应变最大，与曾发生断裂破坏的区域相吻合.

参考文献：

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