发动机排气热端仿真分析优化及试验验证

汽油机排气热端仿真分析优化及试验验证 李相旺 黄凤琴 张志明 张继明 张文龙 张松 东风汽车公司技术中心 湖北省武汉市 430058 摘要 某汽油机开发过程中 排气热端在整车八万公里试验中催化剂壳体支架发生开裂 而 在该汽油机搭载的老款车型整车试验过程中没有出现该现象 对比新老款车型排气热端和整 车试验工况并通过仿真计算发现 排气热端一阶模态低于发动机二阶点火激励频率 整车高 环耐久试验时发动机转速区间正好跟排气热端一阶模态对应共振转速重合 焊接支架因共振 而发生开裂 因为开发节点和空间布置原因 在原机型上采用保守方案 即在催化剂壳体支 架和其连接支架螺栓孔连接处焊接减振单元 减小支架应变 在改进机型上对缸体支架重新 进行优化设计 提高整个排气热端一阶模态 使其避开发动机二阶共振转速 试验表明 保 守方案和改进方案均解决了支架开裂问题 通过该问题的分析及解决 积累了排气热端仿真 设计及试验经验 关键词 排气热端 开裂 模态 减振单元 拓扑优化 1 引言 排气热端是发动机的重要部件 并且由于工作环境恶劣 在工作过程中承受高温 振动 载荷 也是发动机中容易发生可靠性故障的部件 排气热端失效后将导致发动机不能正常工 作 且维修更换成本高 所以其可靠性非常受关注 国内外各主机厂和研究机构研究也很多 福特公司的 R M Hazime 1 通过在排气歧管上选择合适位置布点来测量排气歧管温度 并且 通过仿真计算得出整个排气歧管的温度分布 对比试验和仿真结果来验证仿真模型 进而通 过疲劳分析预测排气歧管失效位置 Cristiana Delprete 和 Carlo Rosso 2 则详细讨论了排气 歧管热力耦合分析建模方法 并比较了不同建模方法的精度 Zhang Yan 3 等人也比较详细 的描述了建模过程并与试验结果进行了比较 本文通过结合仿真和试验手段 找出了某汽油机试验过程中排气系统热端催化器壳体焊 接支架 以下简称焊接支架 开裂原因 并针对原机型和改进机型提出了不同的改进方案 解决了开裂问题 保证了开发节点 因为开发节点和空间布置原因 在原机型上采用保守方 案 即在焊接支架和其连接的缸体连接支架 以下简称缸体支架 螺栓孔连接处焊接减振单 元用以吸收振动能量 在改进机型上对缸体支架重新进行优化设计 提高整个排气热端一阶 模态 使其避开发动机二阶共振转速 通过该问题的解决 对排气热端的失效机理有了深刻 认识 并且积累了相关经验 2 故障描述及原因分析 某汽油机开发过程中 排气热端焊接支架在整车八万公里耐久试验中发生开裂 如图 1 而在该汽油机搭载的老款车型整车试验过程中没有出现该现象 通过故障树分析 初步认为 排气热端支架失效的可能原因是排气热端一阶模态固有频率过低 在八万公里高环耐久试验 中排气热端与发动机发生二阶共振导致开裂 图 1 催化器支架开裂图片 2 1 热模态及频响分析 为了确认支架失效原因 对新款和老款排气热端进行温度场和模态分析 在对排气热端 进行模态分析时 因为热端整体温度较高 温度对模态影响较大 所以在模态分析之前还需 要进行排气热端温度场分析 排气热端有限元模型如图 2 模型包括简化缸盖 进气法兰 进气管路 催化器壳体 出气端锥 出气尾管 出气法兰 氧传感器底座 隔热罩 焊接支 架 发动机支架 焊缝 隔热罩支架等 除法兰 缸盖和螺栓外 模型采用壳单元划分网格 总单元数 120000 总节点数 130000 温度场分析时 热边界条件的确定是关键 包括高温 气体和歧管内表面间的强迫对流换热 发动机舱空气和歧管外表面的自由对流换热 歧管和 隔热罩间的热辐射 进气法兰和缸盖间的热传导 缸盖螺栓和进气法兰间的热传导等 排气 热端温度场分布如图 3 所示 图 3 排气热端温度场分布 从图 3 可看出 各歧管管件温度较高 缸盖和各支架温度较低 其中焊接支架温度明显 高于缸体支架 温度分布趋势基本合理 得到排气热端温度场后就可以进行模态分析 排气 热端模态分析必须考虑温度影响是因为热端温度整体较高 而金属材料在高温时其物理力学 性能会发生很大变化 如图 4 所示 可以看出随着温度升高 材料弹性模量 导热系数 比 热容 膨胀系数等都会发生明显变化 而这些参数都会对模态结果有影响 图 4 材料力学特性随温度变化曲线 新款车型 MT 排气热端一阶模态 117 Hz 其一阶振型是出气尾管的上下振动 其应变 能分布如图 5 所示 可以看出焊接支架和出气端锥处应变能较大 是开裂风险位置 新款和 老款不同车型模态分析结果对比如表 1 所示 图 5 排气热端模态分析应变能分布 图 2 排气热端有限元分析模型 进气法兰 歧管管件 隔热罩 出气端锥 出气尾管 出气法兰 焊接支架 缸体支架 车型 老款 MT 老款 AT 新款 MT 新款 AT 一阶固有频率 Hz 90 85 117 110 发动机共振转 速 rpm 2700 2550 3510 3300 表 1 新老款车型排气热端模态对比 由表 1 可知老款车型排气热端对应的发动机二阶共振转速要低于新款 在高环耐久试验 中 发动机转速范围大致在 3100 3400 rpm 跟新款车型排气热端共振转速区间重合 在其 它车况下 老款车型排气热端虽然也会发生二阶共振 但因为共振转速低 发动机激励要小 于新款 所以排气热端应力也要小于新款 为进一步分析振动载荷对焊接支架的影响 对排 气热端又进行了频响分析 图 6 是通过频响分析得到焊接支架振动应力 对比图 1 可看出 开裂区域的振动应力明显大于其它区域 图 6 排气热端频响分析应力分布 2 2 加速度和应变测量 为进一步证实失效原因 验证仿真分析结果 决定直接在整车上测量加速度和应变这两 个物理量 选取新款和老款车型 MT AT 各一台共计四台份车 在发动机右悬置 左悬置 抗扭悬置 变速箱壳体上 发动机链壳上 发动机缸体上和排气冷端吊钩上各布置一个三向 加速度传感器 测量加速度 加速度测量结果如表 2 所示 从测试结果可得出以下结论 1 新款和老款车型加速度幅值均发生在整车五档加速工况 新款加速度幅值对应转速高于 老款 两者幅值点对应转速均在二阶共振转速附近 2 新款加速度幅值大于老款 表 2 新老款车型排气热端加速度对比 衡量焊接支架是否发生破坏的一个基本物理量是应变 但是由于该支架直接与催化器壳 体焊接在一起 通过仿真分析可知其最高温度可达 300 如图 3 所示 所以直接测量焊 接支架应变比较困难 缸体支架最高温度小于 200 所以折中在缸体支架上选取四个点 测量其应变来间接比较不同款车型的应变水平 测量点的选取通过 CAE 分析选取应变梯度 较大的点 图 5 缸体支架应变测试布点示意图 表 3 新老款车型焊接支架应变测量结果对比 新老款车型排气热端焊接支架四个点的应变测量结果如表 3 所示 从表 3 可看出 1 新老款应变幅值均出现在 3000 3500 rpm 正好在二阶共振转速附近 2 新款比老款车型支架应变更大 新款MT 老款MT 1 4 3 0 新款AT 老款AT 1 5 2 8 通过故障树初步找出焊接支架可能开裂原因 然后再通过仿真和试验手段进行逐步确 认 新老款车型排气热端一阶模态低于发动机二阶点火激励频率 整车高环耐久试验时发动 机转速区间正好跟排气热端一阶模态对应共振转速重合 焊接支架因共振而发生开裂 老款 车型虽然也发生共振 但因为共振转速要低于新款 共振加速度和应变幅值都小于新款 所 以没有发生开裂 3 改进方案说明及仿真分析 3 1 原发动机排气热端改进方案 3 1 1 改进方案对比 既然焊接支架开裂的最根本原因是排气热端一阶模态过低 最直接的改进思路是优化支 架 提高排气热端一阶模态 为此 提出了五种不同的设计改进方案并进行模态和频响分析 不同设计方案说明如图 6 所示 其中方案 1 是在焊接支架和缸体支架螺栓孔之间增加减振单 元 降低支架承受载荷 方案 2 是将焊接支架厚度从 2 mm 增加到 3 mm 增加焊接支架本 身刚度 方案 3 是在焊接支架和催化器壳体间增加焊点 增加连接刚度 方案 4 则是将焊接 支架跨度增大 增强支架的支撑效果 方案 5 则综合方案 2 和方案 4 既增加厚度又加大跨 度 原方案和五种设计方案的模态和频响分析结果对比如表 4 所示 从表 4 可看出 五种设 计方案和原方案一阶模态相差不大 方案1焊接支架最大应力从131 2 MPa降低到47 0 MPa 另外催化器壳体和缸体支架应力也明显下降 方案 2 5 应力则和原方案相当 没有明显改善 效果 最终选择方案 1 作为改进方案进行试验验证 图 6 不同设计方案示意图 方案方案 原方案原方案 方案方案 1 方案方案 2 方案方案 3 方案方案 4 方案方案 5 一阶模态一阶模态 Hz 120 118 130 120 121 132 焊接支架应焊接支架应 力力 MPa 131 2 47 0 90 6 143 153 7 96 7 催化器壳体催化器壳体 应力应力 MPa 85 7 22 7 85 7 94 1 137 7 122 2 缸体支架应缸体支架应 力力 MPa 160 9 49 4 187 8 180 6 167 187 6 表 4 原方案和改进方案频响分析结果对比 3 1 2 改进方案介绍 图 7 改进方案 1 减振单元示意图 方案 1 是在焊接支架和缸体支架螺栓孔之间增加减振单元 其示意图如图 6 所示 减振 单元通过四点焊接在焊接支架上 中间用垫圈套筒来控制减振单元的压缩量 增加减振单元 主要目的是增加阻尼比 吸收振动能量 从而降低焊接支架应力和应变 对于一维系统振动 方程 0 kxxcxm 1 定义 2 0 km c m k 2 其中 0称为系统无阻尼状态下的固有频率 为阻尼比 振动方程的解即位移 x 可写成式 3 1cos 2 n t tAetx n 3 增大阻尼比 位移 x t 会减小 相应的应变值也会减小 3 1 3 改进方案试验验证 确定采用方案 1 后 通过对减振单元 垫圈套筒以及焊接支架进行优化 以保证减振单 元压缩量合适 能更好的吸收振动能量 为验证方案 1 改善效果 采用改进后焊接支架工装 样件在整车上进行验证 图 7 为整车支架应变测试结果对比 从图 7 可看出 新款车型 13 款 BF 新方案焊接支架工装样件应变幅值比原方案降低约 80 比老款车型 12 款 BF 焊接 支架应变幅值降低约 60 改善效果明显 图 8 整车应变测量结果对比 3 2 改进机型排气热端支架改进 因为开发节点及悬置支架布置原因 在原发动机上采用增加减振单元方案 其本质是增 加阻尼 吸收振动能量 但是排气热端与发动机共振问题并没有解决 且采用减振单元成本 增加较多 在新发动机上 对缸体支架重新进行优化设计提高排气热端一阶模态彻底解决共 振问题 3 2 1 缸体支架拓扑优化 原缸体支架是冲压件 通过 CAE 分析 在冲压件基础上进行形貌优化对提高排气热端 一阶模态帮助不大 所以改变思路 将缸体支架由冲压件改为铸造件 先根据最大优化设计 空间和安装点位置 由设计人员给出原始缸体支架数模如图 9 所示 采用该支架计算出排气 热端一阶模态 258 Hz 然后采用变密度法对缸体支架进行拓扑优化 变密度法是将连续体 离散为有限元模型后 引入假想的密度可变的材料 优化时以单元的相对密度为设计变量 将拓扑优化问题转换为材料的最优分布问题 进行拓扑优化时 以结构最小重量为优化目标 以一阶固有频率 240 Hz 为约束条件 图 10 为优化得到的最优拓扑形状 根据最优拓扑结构 重新设计 CAD 模型如图 11 所示 经仿真计算 采用优化后支架排气热端一阶模态固有频 率达到 227 Hz 大于最大发动机二阶共振频率 200 Hz 图 9 缸体支架拓扑优化原始支架 图 10 缸体支架最优拓扑形状 图 11 优化后支架 排气热端在台架上或工作中承受冷热冲击时 由于温度变化会产生塑性变形 并不断累 积最终可能导致热疲劳 排气热端 250 h 冷热冲击试验工况曲线如图 12 所示 图 12 热冲击试验循环图 为了模拟台架热冲击试验循环工况 仿真分析施加的热负荷分析步如图 13 所示 使用 第一次升温 234 20 Tmax 冷却 第二次升温 1 温度 分析步 A B 图 13 热冲击仿真分析步 等效塑性应变来衡量热冲击过冲中塑性变形大小 等效塑性应变增量 PEEQ 定义如式 4 PEEQ PEEQA PEEQB 4 图 14 等效塑性应变增量分布 式中 PEEQA是额定功率点塑性应变 PEEQB是冷却工况下塑性应变 发动机排气热端改 进方案 PEEQ 分布如图 14 所示 从图 14 看出 最大塑性应变增量为 0 5 在歧管靠近进 气端锥处 远小于限值 无开裂风险 但是表征进气法兰和缸盖间隙的物理量 Copen 值偏 大 如图 15 所示 最大接触开度 0 37 mm 大于限值 进气法兰有漏气风险 需要在后续 台架中进行试验验证 图 15 进气法兰接触开度分布云图 3 2 2 试验验证 改进后排气热端方案在台架进行了振动耐久试验和热冲击试验 振动耐久试验是为了验 证新方案是否可以避开二阶共振 不再出现开裂问题 而冷热冲击试验是验证进气法兰是否 有漏气风险 因为热冲击试验中进气法兰变形受冷热冲击变形最大 漏气风险最大 振动耐 久和热冲击台架试验中 新方案均未出现开裂和漏气问题 新方案被证实是可行的 4 经验及总结 通过结合仿真和试验手段 找出了某汽油机试验过程中排气系统热端催化器壳体焊接支 架开裂原因 并针对原机型和改进机型提出了不同的改进方案 解决了开裂问题 保证了开 发节点 因为开发节点和空间布置原因 在原机型上采用保守方案 即在焊接支架和其连接 的缸体连接支架螺栓孔连接处焊接钢丝网垫用以增加阻尼 吸收振动能量 降低焊接