1 概述
随着世界各国环保机构制定日益严苛的排放法规和燃油经济性指标，促使内燃机轻量化，进一步降低排放和提升功率输出逐渐成为主流发展方向。然而，为了实现更佳的SCR(选择性催化还原)系统转换效率，这就要求尽可能提高排气温度，从而导致排气歧管开裂或热疲劳失效。
排气歧管通常必须承受高热负荷冲击，因为其直接与高温排气相接触，仅只能通过热传导至缸盖，热辐射和自然或强制对流到周围环境中进行冷却，这可能造成局部出现较大的瞬态温度梯度。更高的功率密度意味着排气系统中排气温度进一步升高。由于热机械疲劳所导致的排气歧管开裂已经演变成为影响内燃机安全性和可靠性的关键性因素，而其根本原因在于排气温度的上升，以满足目前排放法规和客户对燃油经济性的要求。
许多研究学者认为塑性变形被看作是排气歧管开裂的主要原因。FEV工程师提出应当选择成本效益好的材料去利用其强度潜力而不是简单用昂贵的材料替代。
在一系列文献中均涉及到引用塑性应变极限作为针对疲劳破坏重要的影响因子。排气歧管设计主要方向就是尽可能使热应力和热变形最小化。排气歧管内壁面直接与高温燃气相接触，因此必须承受因发动机热机和冷却过程所引起的循环热载荷。排气歧管关键位置上的交变热应力将形成累计塑性应变，最终影响歧管寿命。Carlo R.等阐述了铸铁排气歧管热结构特性，评估了应力-应变结果并以试验数据加以验证。Watanabe Y.等发现许多热疲劳失效应归因于高温时的压缩应变。因此，塑性应变范围可作为裂纹萌生评判标准。Choi,B.L.等认为在经历重复循环热冲击后，最大应变范围(0.454%)可以通过稳定的应力-应变滞回线评估。Simone,S.等提出高低温循环产生的应力-应变滞后直接与低周热疲劳有关。然而也有部分研究学者也坚持认为蠕变对总损伤很关键。Hazime,R.M.等利用瞬态非线性有限元分析方法得到了铸铁或钢质排气歧管的非弹性变形，同时得出的结论是蠕变导致了裂纹萌生。Kawano,H.等提出在FEA模型中考虑蠕变可改善评估精度。此外，Santacreu,P.O.和Mohrmann,R.等采用粘塑性应变评估排气歧管寿命。
排气歧管高周疲劳通常源于外部动态载荷。HCF问题主要与支撑或支架设计相关，一般不涉及到排气歧管。对于整个排气系统首先执行频率分析，即模态分析，然后确保在主发动机阶次频率范围内不发生共振。
本文针对国VI增压柴油机排气歧管执行了基于单向间接耦合的热机械疲劳分析。相比上述评估方法，研究发现在三个热冲击循环内所产生的总的累积塑性应变和第三个循环的等效塑性应变能有效地预测排气歧管设计是否开裂。为了结构设计验证，对新设计的排气歧管制作了样件，然后在试验台架上进行了冷冲击和热冲击试验验证。
2 排气歧管瞬态CFD模拟
2.1 边界条件定义
排气歧管计算流体域应从实体空腔提取。整个流体域由离散成众多有限微体积单元所组成。HyperMesh划分网格后总的单元数量大致为30万左右，其绝大部分为六面体，剩下的是四面体和金字塔。排气歧管流体域入口，出口和壁面位置的定义如图1所示。
图1 排气歧管入口、出口和壁面位置定义
进气，压缩，燃烧膨胀和排气过程的模拟是基于1D热力学模型，相比3D CFD分析可节省大量计算时间，同时可为排气管瞬态3D模拟提供详尽的边界条件。
废气通过排气歧管流出并与固体壁面发生对流传热。入口和出口边界条件来自于整机1D热力学模拟结果，并根据台架试验数据对整机模型进行标定。为入口位置指定质量流量和温度作为边界，比如inlet_01对应气缸Cylinder_01，以此类推。在额定功率工况下依照点火顺序，入口质量流量和温度随曲轴转角的变化分别见图2和图3。类似地，也可以为低怠速工况定义同类型入口边界。
图2 排气歧管各入口质量流量
图3 各入口温度变化曲线
对于排气歧管出口位置的边界则指定为静压和温度，其变化趋势如图4所示。
图4 出口静压和温度
除了入口和出口边界外，流体域壁面必须通过间接迭代方式与排气歧管实体壁面相耦合，即FEA至CFD和CFD到FEA。一般而言，流体壁面单元与有限元壳单元分布并不相一致，因此基于CFD分析计算得到的时间平均的换热系数和温度必须通过插值后映射到FEA网格单元。一旦第一轮迭代计算完成，又将实体壁面温度场导出并作为CFD分析的壁面边界条件，然后开始第二轮迭代计算，以此重复往复。每一轮迭代计算后，需要检查结果是否充分收敛。当相连两轮迭代之间的计算值差异小于0.5%，则被视为充分收敛。流体壁面和实体壁面的耦合方式见图5，即单向间接耦合过程。相比双向直接耦合方法，单向间接耦合更为高效，时间成本更低。
图5 FEA内壁面与CFD流体壁面相耦合
3 排气歧管传热分析
3.1 零部件材料属性
排气歧管通常由铸铁或双壁面焊接金属制造而成。铸造排气歧管目前已广泛应用于汽油机或柴油机。排气歧管应当有足够的刚度以满足在发动机开发过程中所需的主要设计目标，比如动力性能，燃油经济性和排放。为了实现催化剂快速和高效启动反应，废气温度应该进一步提升以确保催化剂更高的转化效率，而排气歧管也将承受更高的热负荷。
在设计初始阶段，确定哪种材料可用于排气歧管是至关重要的。平均废气温度通常是材料选择的一个重要参数，可将它作为材料最高温度极限的设计参照。依照目前的设计目标，其最高废气温度约为760℃，因此，选择铁素体球墨铸铁GGG 55 SiMo作为排气歧管和增压器涡壳材料，其材料属性高度依赖于环境温度，即随温度变化而差异明显。GGG 55 Si Mo的弹性模量和导热系数随温度的变化见图6和图7。
图6 GGG 55 SiMo变温下的弹性模量
图7 GGG 55 SiMo变温下的导热系数
GGG 55 SiMo其应力-应变曲线可在材料性能测试实验室在变温条件下通过拉伸试验确定。考虑了材料非线性特性，即高于比例极限，非弹性变形阶段，其测试结果如图8所示。
图8 GGG 55 SiMo应力-应变曲线
排气系统中其它部件包括缸盖，增压器涡壳和双头螺栓。其材料有关属性如表1所示。
表1 零部件材料属性
此外，排气歧管和缸盖之间的密封垫片其加载和卸载性能曲线参考了类似垫片的材料属性。图9中所示的垫片材料属性由相应的供应商提供。
图9 密封垫片加载-卸载特性
采用四面体二阶单元离散相关零部件，比如排气歧管，缸盖和增压器涡壳等，已建立用于有限元分析FEA模型，而螺栓和垫片划分成六面体单元。FEA模型总的网格数量约为54.4万单元，所有部件的装配模型如图10所示。
图10 排气歧管装配FEA模型
3.2 映射热边界条件
排气歧管温度场分布是进行结构分析最为重要的边界条件。3D CFD计算结果传递局部换热系数和近壁面气体温度，然后在一个工作循环周期内进行平均处理，即得到时间平均的换热系数和近壁面气体温度。除了排气歧管内壁面的对流换热外，排气歧管外壁面的对流换热和热辐射对传热分析也至关重要。时间平均的换热系数和近壁面气体温度一般会随发动机实际工况而产生变化。对于额定功率点和怠速工况，其二者的时间平均换热系数和近壁面气体温度如图11和12所示。
图11 平均换热系数和温度-额定功率
图12 平均换热系数和温度-低怠速
缸盖内部冷却液流动和传热基于稳态分析方法，冷却水套入口和出口边界条件来自于台架试验测试数据。入口边界指定为速度类型，而出口则为静压值。执行稳态CFD模拟分析以获得冷却水套壁面的换热系数和近壁面流体温度，然后将其映射到缸盖内部冷却液流经的壁面，如图13所示，同样涵盖了额定功率和低怠速两个工况点。
图13 冷却水套与缸盖实体壁面间的映射
3.3 温度场计算结果
稳态传热分析其余边界条件的定义均汇结在表2中，主要包含了机油接触区域的换热系数和温度，缸盖火力岸换热系数和温度以及排气歧管对周围环境的热辐射。
表2 其余边界条件定义
排气歧管装配整体温度场分布情况如图13所示，包括额定功率点和低怠速工况。从图中可以发现当转速为3000rpm时排气歧管最高温度约为640℃，大致位于排气歧管总出口位置，即涡轮机入口位置。根据相关设计标准，最高温度低于材料发生微观机构变形所允许的最高温度，即排气歧管不会发生微观过度变形。排气歧管温度场将通过耦合接口传递到结构分析模块并作为其热边界条件。
图13 排气歧管装配体温度场分布
基于流固耦合方法排气歧管热机械疲劳分析（下）
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