Abaqus在排气岐管故障分析中的应用.doc

Abaqus在排气岐管故障分析中的应用发表时间：2010-6-9 胡国强 刘文元 来源：e-works关键字：Abaqus 发动机 排气歧管 振动特性 CAE软件 信息化应用调查我要找茬在线投稿加入收藏发表评论好文推荐打印文本某发动机在运行过程中，出现批量排气歧管开裂故障，前期通过流固耦合分析计算没有找到故障原因。后运用Abaqus软件计算了该排气歧管的振动特性，计算结果表明：该排气歧管开裂是由于排气岐管一阶固有模态和发动机1阶次主谐量发生共振所致。根据计算结果提出改进意见，经过试验和市场反馈表明改进措施是有效的。1 前言 某发动机配套某农用机械在使用过程中出现排气歧管开裂（见图1），因开裂处为排气歧管出气口处，初步分析可能为热应力造成排气歧管的开裂，故首先用流-固偶合的方法分析了排气歧管的热应力，即先用BOOST软件进行该发动机的热力学计算，得到该排气岐管进出口的流量、压力和温度，然后用FIRE软件计算排气岐管瞬态内流场，得到排气岐管内壁面的对流换热系数和温度；再用FIRE软件进行发动机舱的模拟计算，得到排气岐管外壁面的对流换热系数和温度；在排气岐管内外壁的对流换热系数通过流场计算得到以后，用非线性结构分析软件ABAQUS计算排气岐管的温度场，然后再计算排气岐管热应力。计算结果最大热应力为68.3MPa,在材料的许用应力范围之内，不足以引起开裂。本文将通过计算该发动机排气歧管的振动特性，找到该排气歧管开裂的原因。图1 排气歧管开裂故障图片2 排气歧管振动特性计算2.1 有限元模型和边界条件2.1.1 有限元模型 本报告共计算了四种方案排气歧管的振动特性，如下： 原型方案：有限元模型如图2所示； 改进方案：在原排气歧管的出口处增加加强筋，并将材料改为RuT300,以提高排气歧管的强度，有限元模型如图3； 改进方案：此方案是根据上述两方案的计算结果，重新对排气歧管的流道结构优化设计后的有限元模型，材料为RuT300，如图4所示; 改进方案：在改进方案的基础上，在排气歧管下方增加支架，支撑在机体上的排气歧管有限元模型，如图5所示； 图2 原型方案有限元模型 图3 改进方案有限元模型 图4 改进方案有限元模型 图5 改进方案有限元模型 表1为各零件节点数和单元数，单元是10节点四面体单元。有限元网格用Hypermesh软件划分，在Patran里施加边界条件，最后用Abaqus求解。表1 各零件的节点数和单元数2.1.2 材料特性 表2是排气歧管振动特性计算各零件所用材料及材料特性、力学性能。表2 排气歧管的材料特性和力学性能 2.1.3 边界条件 如图6所示，排气歧管和缸盖相连的端面A给定约束，消声器和排气接管之间用BEAM单元连接。图4 边界条件处理 2.2 计算结果和分析 经计算得出排气岐管前5阶频率值，如表3，图7是原型方案和改进方案I第一阶模态振动应力分布云图，图8是原型方案和改进方案I第二阶模态振动应力分布云图，图9是原型方案和改进方案I第一阶模态振型图，图10是原型方案和改进方案I第二阶模态振型图。表3 排气岐管前5阶频率值（单位：Hz） 此排气系统一阶固有频率是29.62Hz，其2阶主谐量对应的共振转速是888rpm，其1阶次主谐量对应的共振转速是1777rpm，发动机的常用转速是1600rpm2200rpm，其1阶次主谐量对应的共振转速在发动机的常用转速范围内。从参考文献2中得知由于路面不平顺导致的拖拉机激励频率范围在020Hz之间，又从图7中可以看出排气歧管振动应力最大处和图1所示排气歧管开裂处相吻合，因此可以判断排气歧管开裂是由于排气歧管一阶固有模态和发动机1阶次主谐量发生共振所致。 此排气系统二阶固有频率是31.9Hz，其1阶次主谐量对应的共振转速是1914rpm，虽然其共振转速在发动机常用转速范围内，但从图8中可看出其最大振动应力处与图1所示排气歧管开裂处并不吻合，因此可排除二阶模态发生共振的可能。 改进方案I虽然频率有所提高，但其共振转速仍然在常用转速范围内，而且从图7中可看出其最大振动应力位置并没有变化，因此改进方案I仍然有发生共振破坏的可能。 改进方案II其一阶频率比改进方案I有所提高，其共振转速仍然在常用转速范围内，不过其振动应力分布发生了很大变化，发生裂纹处不是振动应力较大处，见图11。 改进方案III增加了支架，从图12可以看其一阶频率有所提高，振动应力分布与改进方案II相似，因此增加支架必要性不是很大，建议取消。原型方案第一阶振动应力分布图 改进方案I第一阶振动应力分布图图7 排气系统第一阶振动应力分布图 原型方案第二阶振动应力分布图 改进方案I第二阶振动应力分布图图8 排气系统第二阶振动应力分布图 原型方案第一阶振型图 改进方案I第一阶振型图图9 排气系统第一阶振型图 原型方案第二阶振型图 改进方案I第二阶振型图图10 排气系统第二阶振型图 改进方案II第一阶振动应力分布图 改进方案III第一阶振动应力分布图图11 排气系统改进方案第一阶振动应力分布图 改进方案II第二阶振动应力分布图 进方案III第二阶振动应力分布图图12 排气系统改进方案第二阶振动应力分布图图13 排气管局部应力分布图3 结论 1）此发动机排气系统一阶固有频率为29.62Hz，其1阶次主谐量所对应的共振转速是1777rpm，在发动机的常用转速（1600rpm2200rpm）范围内，因此排气歧管开裂的原因是其一阶固有频率与发动机一阶次主谐量发生共振所致。 2）改进方案I一阶固有频率为31.44Hz，频率仍然偏低，其振动应力分布没有发生变化；改进方案II一阶频率为31.79Hz，不过其振动应力分布发生了变化，裂纹处不是大应力分布区，建议采用改进方案II。 3）分析结果说明在改进方案I第3、4缸之间增加筋条，反而会导致此处的热应力集中,因此建议取消。 4）排气歧管上增加凸台的目的是为了支撑排气歧管，但增加支架的改进方案III