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某重载柴油发动机排气歧管、增压器断裂分析与改善
邓仁君
东风柳州汽车有限公司 广西柳州市 545005
摘 要： 本文主要介绍某重型发动机市场出现排气歧管与增压器连接处出现断裂问题,通过理论计算、实车测试等对失效因素进行分析,最终找到失效原因,提出改善措施,改善后验证效果良好.
关键词：发动机；增压器；排气歧管；振动；热应力
1 引言
发动机是整车动力的核心总成,而增压器承担着增大发动机进气量从而改变外特性、增大发动机功率的作用,是动力保证的关键环节之一.增压器工作时,受热应力及机械振动应力影响,与增压器相连的后排气歧管也处于相近工况,易出现断裂故障.其中某重型柴油发动机出现了排气歧管及增压器在连接处断裂的问题,本文从材质、机械振动、热应力、零件强度等方面分析,并结合历次整改方案验证,确定了一有效整改方案,提供了机械断裂失效的一些分析思路.
2 断裂位置
断裂集中于增压器涡轮端法兰、后排气歧管法兰连接处,初步分析为：（1）材质、金相组织存在异常；（2）支撑不足导致机械振动过大从而疲劳断裂；（3）热膨胀产生应力过大；（4）增压器、排气管连接法兰处本身强度不足.
3 材质分析
对增压器、排气管材质及金相组织检测,结果合格（因涉及材质保密,具体检测结果不予展示）.
4 机械振动分析
前期已有两个整改方案：（1）增压器涡轮端增加6mm厚固定支架；（2）与方案1类似,但支架厚12mm.两方案旨在加强增压器支撑,以增大一阶固有频率、避开常用转速区间（该系统考虑安全系数后一阶共振频率需≥105Hz）,并降低振动加速度值.
两套方案在8档全油门加速时测试排气系统的一阶固有频率及振动加速度（以上下方向代表）,结果如下：
方案一：分同时安装增压器支架及涡后弯管支架,仅安装增压器支架,两个支架均不安装测试.
结果显示,两支架、单涡后管支架以及无支架产生共振的一阶固有频率分别为85Hz、76Hz和70Hz（见图1）,振动加速度分别为6.24g、3.8g、4.12g.
三种状态发动机转速分别为1700rpm、1520rpm及1400rpm,处在发动机常用转速区间内,共振G值也较大,增压器常处于共振状态下.因此方案一的三种支撑均无法满足要求,实车验证时再次出现断裂.
方案二：测试安装厚增压器支架作为代表,共振频率92Hz,对应转速1840rpm,已避开常用转速区间,振动G值5.82,无明显增大.但该方案仍出现断裂,可知单一的振动改善并不能解决断裂问题.
5 热应力及综合分析
增压器、排气歧管除机械振动,还来自零件热膨胀相互挤压产生的热应力,因此需对热应力分析.因未能获得增压器具体3D数模及材料特性,而后排气歧管与增压器连接处为相互作用力,故以后排气歧管作为热应力分析对象,同时施加与测试结果相当的振动加速度,计算其在设定的排气温度下振动疲劳安全系数是否满足要求.支撑方案选用一阶固有频率较高的方案二（保留支架）.
5.1 计算模型
零件用SimLab、螺栓用HyperMesh划分网格.在FIRE中计算内流场的温度,以映射程序获取热边界后在Abaqus里施加边界条件,最后用Abaqus求解.导入各零件材料常温及高温下的弹性模量、泊松比及线膨胀系数.
5.2 边界、载荷
以缸盖X方向截面、缸盖底面、排气歧管对面缸盖边缘面分别约束缸盖XYZ方向自由度；增压器支架底部约束全部自由度.
增压器与蝶阀的振动,上下、左右、前后三个维度施加过载分别为5g、3g、3g；增压器、蝶阀质量分别按16.4kg、4kg计算.
排气管与缸盖连接采用M10法兰面螺栓,拧紧力矩按75N?m进行计算,螺栓轴向力为：F等于T/Kd等于75/（0.2×0.01）等于37500（N）.
5.3 温度场计算
缸盖非排气侧温度按150℃,在FIRE中计算内流场温度,温度场云图见图2.
5.4 综合应力计算
对模型中的排气歧管加载螺栓压紧力、热应力、六个方向振动的应力,计算出后排气歧管应力分布云图（下图3）,导入FEMFAT中计算出疲劳安全系数云图（下图4）.
从结果看应力集中于后排气歧管与增压器连接法兰附近,疲劳安全系数最低仅有0.37,与实际断裂情况相符.
对支撑方案一（保留支架）计算,得出最小疲劳安全系数为0.35,分布位置与方案二一致.
综上,增压器支架的安装及加强可降低共振频率、减小振动值,但却产生过约束,热应力大,改进思路不应局限于强化或取消支架.
6 改进方向
（1）增压器及涡后排气部分一阶共振频率低,加强支撑却存在增加热应力的矛盾,因此考虑改变排气系统部件的形态、布置来增大一阶共振频率.
（2）增压器支撑存在过约束,考虑取消增压器支架以大幅降低热应力.增压器支架是否能取消,取决于第一点的优化效果.
（3）加强断裂位置强度,持平系统其他部位安全系数以避免薄弱集中.
7 具体改进方案
7.1 一阶共振频率的降低
振动测试时发现,蝶阀位置g值非常大,达到33g,对此部分进行分析：
蝶阀安装于涡后管后端,涡后管较长,蝶阀质量较大；而蝶阀后端为波纹伸缩管,无支撑作用.因此涡后部分重心远、力臂长,在断裂处产生较强扭转力矩（如图5示）.
在取消支架的思路下,长力臂、大质量使系统固有频率偏小,因此减小力臂长度、降低涡后质量可降低固有频率,同时可减小断裂处扭转应力,按此方向制定方案：
7.1.1 蝶阀安装位置由涡后管后端改至前端较容易实现,但试装测试一阶共振频率为92Hz,未达105Hz的要求,振动加速度值也达4.77g,不通过验证.
7.1.2 将排气管改为横向布置,缩短涡后弯管长度,将管路向波纹管后端转移,达到涡后降重及力臂减短双重效果；同时取消增压器支架、增加后端支撑改善过约束（波纹管可缓冲热应力）.布置如下：
对方案测试, 一阶共振频率达到了115Hz,对应转速2300转,已避开发动机常用转速,且安全系数高；在发动机转速范围内,最大g值为2.08g,降幅达50%.且因取消了增压器支架、支撑改为波纹管后端,消除了过约束.
7.2 断裂处的加强
在改善共振、热应力后, 对断裂的连接法兰部分进行适当增强, 尺寸由67mm×108mm改为106mm×93mm,与系统其他部位强度安全系数基本持平,避免明显薄弱环节,进一步降低故障率.
8 改进效果验证及建议
上述改进方案在新平台车型上进行了1.5万公里定远强化坏路试验,未出现断裂问题；市场3mis故障降低为0,方案验证有效.因此,对同时承受振动及热应力、工况较为苛刻的部件,在设计开发和改进过程中建议：
（1）对部件的固定支撑,单纯的加强会增大热应力,增加断裂风险.应以降低共振频率及加速度为导向优化布置方式,兼顾热应力释放.
（2）系统各零部件的疲劳安全系数保持基本持平,避免薄弱环节.
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