时 岩，徐世龙，李守成，殷 健

(南京理工大学机械工程学院车辆工程系，南京 210094)

前言

排气歧管负责及时畅通地把高温废气传递给后续排气系统，它与高温气体直接接触，温度较高工作环境比较恶劣。高温和温度分布不均匀对热应力和热变形影响较大，进而影响排气歧管工作的可靠性［1］。紧耦合式排气歧管将催化转化器安装在发动机排气歧管的出口位置，因可使催化剂快速起燃，充分发挥催化剂的效能而被广泛采用。

现在，内燃机向大功率、轻量化的方向发展，其强化程度不断提高［2-3］。因此，浇铸式排气歧管逐渐被焊接式合金材料排气歧管所代替。随着材料的变更和工艺的改变，对温度场分布和热应力进行快速准确的预估，对排气歧管的结构设计有着深远影响［4］。

针对某新型耐高温合金材料的紧耦合式汽油机排气歧管，在催化转换器处，对蜂窝状载体、热膨胀隔热垫和壳体之间的传热分析进行等效处理，仿真计算了在全速全负荷工况下排气歧管的温度场分布。同时，在发动机端盖处受螺栓约束情况下，仿真分析了排气歧管从室温加热到上述计算温度时的热应力和热变形。对排气歧管进行寿命分析时，模拟发动机工作和停车冷却的循环过程，在3～4个循环后，其当量塑性应变(PEEQ)趋于稳定，说明该排气歧管破坏的可能性较小。

1 CFD分析

分别建立了排气歧管内流场和外流场CFD分析模型，它们都采用标准k-ε双方程湍流模型来计算流体与壁面的对流换热边界条件［5］。

1.1 内流场分析

内流场CFD模型如图1所示，在三效催化段设定压降。内流场CFD采用等转角间隔的瞬态计算模型，管内气体流动模型设定为可压缩的黏性湍流流动模型［5］。

内流场计算的边界条件是随曲轴转角变化的瞬态边界条件，根据提供的发动机设计参数搭建一维模型模拟缸内工作过程，通过仿真计算得到汽油机各缸排气歧管进口的质量流量与温度和排气歧管出口压力与温度随曲轴转角变化的关系。发动机基本参数如表1所示。

表1 发动机基本参数

在额定工况下计算排气歧管内流场。图2和图3分别为发动机各缸排气歧管出口质量流量和温度随曲轴转角而变化的曲线。图4和图5分别为排气歧管出口静压力和温度随曲轴转角而变化的曲线。

内流场CFD计算的热边界条件是瞬态值，而FEM计算需要的热边界条件是稳态值。因此，CFD计算结果在赋予FEM计算之前，须先将瞬态计算结果在时域内平均［5］。

图6和图7分别为在时域内平均的内流场近壁面的流体温度和热交换系数。

1.2 外流场分析

外流场的CFD计算时通过模拟发动机台架实验的稳态外流场，得到排气歧管外壁面的热边界条件。计算分析的重点是外流场中与排气歧管外壁面接触的表面，因此在网格划分过程中，对其进行了细化，而在其他部位，则采用了相对较粗的网格。

图8为排气歧管外流场CFD分析模型。外流场计算采用稳态模式，根据台架实验模型，其计算边界条件是:入口为风机出口，给定入口流量和温度;出口给定静压;与排气歧管接触的表面为壁面边界;模型的四周为对称边界［5］。计算的外表面热交换系数如图9所示。由图可见，排气歧管外表面热交换系数在靠近发动机一侧较小，散热能力较差。计算的排气歧管外表面气流温度如图10所示。由图可见，排气歧管外表面气流温度在靠近发动机一侧较高。

2 温度场分布

排气歧管的传热为稳态导热问题，一般假设其为常物性并无内热源，控制方程为

式中:kx、ky、kz分别为沿 x、y、z方向的热传导系数［6］。

三效催化转化器由蜂窝载体、缓冲层和金属壳体3部分组成，其结构如图11所示。热传导在该3部分之间的传热中起主导作用。因此，在仿真计算时，对三效催化转化器作等效处理，缓冲层的内表面给定温度，并定义材料的热传导系数，其外表面与金属壳体的内表面定义接触。

排气歧管的温度场分布如图12所示。由图可见:排气歧管温度可达780°C，在图示的两处高温区域，内表面气流温度较高且热交换系数较大，而外表面靠近发动机一侧散热困难，故温度较高;而排气歧管出口处，虽然内表面气流温度最高，热交换系数最大，但其外表面法兰散热面积较大，故此处并不是温度最高的区域。

图13示出实验监测点的位置。排气歧管温度仿真值与实测值的对比如表2所示。由表可见，仿真计算值与实测值的误差在允许范围内，因此，仿真数据能很好地反映排气歧管的工作温度。

表2 温度的仿真值与实测值的对比

3 热应力和热变形分析

在温度变化的情况下，弹性体的应变由机械应变和热应变两部分叠加而成，其物理方程为

式中:ε为应变;σ为应力;E为弹性模量;α为热膨胀系数;ΔT 为温度变化值［7］。

排气歧管从室温25°C加热到上一步仿真的温度模拟结果的排气歧管热应力分布如图14所示。由图可见，前、后法兰与排气道联结处的结构过渡区有较大的热应力，这是由于在前、后法兰均受螺栓约束的情况下，排气歧管的热膨胀会在刚度薄弱且刚度梯度较大的区域引起较大的热应力。

排气歧管的热变形如图15所示，与发动机缸盖连接的前法兰有均布的螺栓约束，而后法兰仅在一侧有螺栓约束。因此，热变形量从前法兰至三效催化转化器出口处逐渐增大，在后法兰未受螺栓约束的一侧，其热变形达到2.9mm。

4 热疲劳分析

当量塑性应变(PEEQ)可以用来衡量部件是否进入塑性状态及其程度。当量塑性应变εPEEQ＜1×10-5时，部件仍处于弹性阶段;反之，部件则进入塑性强化状态。用当量塑性应变来判断部件是否发生裂纹扩展，其物理意义为塑性应变的积累。在交变温度引起的交变应力的作用下，塑性应变不断累积，致使热裂纹萌生和扩展，最终导致排气歧管的破坏［8-9］。图16为排气歧管区域A处当量塑性应变较大的云图。

由于温度的上升和下降过程中排气歧管的某些区域受到拉应力和压应力的不同作用，从而导致塑性变形情况不断改变。为此，对排气歧管在正常工作和停机冷却状态下两种不同温度的循环交替作用进行了模拟。结果是两种应力状态对塑性变形的贡献不一样，但都会导致裂纹的萌生与扩展。

图17为循环过程中A区域的累计当量塑性应变的变化曲线。由图可见，A区域在第1、2两个循环过程中对塑性变形的贡献量较大，在第3、4循环过程中当量塑性应变趋于稳定。4个循环后累计当量塑性应变为0.004 08，而在第4个循环过程的贡献量仅有ΔεPEEQ=0.000 15。因此，排气歧管破坏的可能性较小。

5 结论

CFD和有限元联合分析的结果表明，整个排气歧管温度较高，尤其是排气歧管交汇和三效催化转化器出口处靠近发动机缸盖一侧的区域，散热困难，温度可达780°C。

在前后法兰约束下，排气歧管热应力的释放发生在刚度梯度较大的结构过渡区域。因此，在排气歧管结构设计过程中要尽量保持结构刚度梯度在较小的范围内。

在发动机正常工作和停车冷却的循环过程中，计算排气歧管的当量塑性应变。在经过4个循环之后，其对当量塑性应变的贡献量较小，排气歧管处于一个相对稳定的状态，因此，排气歧管破坏的可能性较小。

［1］ 李红庆，杨万里，刘国庆，等.内燃机排气歧管热应力分析［J］.内燃机工程，2005，26(5):81-84.

［2］ 董非，蔡忆昔，范秦寅，等.内燃机排气歧管瞬态热流体-热应力耦合仿真的研究［J］.汽车工程，2010，32(10):854-859.

［3］ 郭立新，韩颖，惠涵，等.CFD-FE耦合计算分析某汽油机排气歧管热负荷［J］.现代车用动力，2009，2:10-14.

［4］ Duroux P，Simon C，Cleizergues O，et al.Design of Stainless Steel Automotive Exhaust Manifolds［C］.International Body Engineering Conference and Exposition.Japan，2003，543-547.

［5］ Jiho Choi，Seongho Yoon.Heat Transfer and Thermal Stress Analysis of Exhaust Manifold in Unsteady Condition［C］.The 13th International Pacific Conference on Automotive Engineering.Korea，2005:50-55.

［6］ 邓邦林，王宝林，李军成，等.某汽油机排气歧管热应力分析［C］.第五届中国CAE工程分析技术会议文集.中国，2009:579-590.

［7］ 徐秉业，刘信声.应用弹塑性力学［M］.北京:清华大学出版社，1995:371-374.

［8］ 黄跃群，首建威.含软弱夹层基础刻槽置换效果研究［J］.水力发电，2011，37(10):39-41.

［9］ Höschler K，Bischof J，Koschel W.Thermo-mechanical Analysis of an Automotive Diesel Engine Exhaust Manifold［C］.International Conference on Temperature-Fatigue Interaction，Ninth International Spring Meeting.France，2001:299-308.