基于有限元方法的排气歧管后法兰疲劳模拟计算

2014-07-25张傲路明

汽车零部件 2014年7期

张傲，路明

（安徽江淮汽车股份有限公司技术中心，安徽合肥 230601）

0 引言

某款发动机的排气歧管后法兰在两次全负荷试验中共断裂了7次，均是在试验进行了10～20 h的范围，全速全负荷试验发动机转速为6 000 r/min。经过计算得到后法兰是在发动机运转3.6×106～7.2×106次循环后断裂，初步判断是由于疲劳引起的破坏。断裂情况如图1所示。文中采用有限元分析的方法重现失效模式，并对优化后的模型进行验证，以便解决断裂问题。

1 疲劳有限元分析理论

由于各点均为三维应力状态，故采用复杂应力状态下的多轴疲劳强度理论计算疲劳安全系数。多轴等效应力幅（即Mises等效应力幅）为:

式中:σ1a、σ2a、σ3a为局部主应力幅值。

疲劳安全系数为:

式中:σ－1为单轴疲劳极限;Ψσ为平均应力影响系数，一般取0.34，对应的剪切部对称循环系数Ψτ取0.21;β为表面加工系数，取0.88;ε为尺寸系数，取0.8;σrqm为等效平均应力。

计算等效平均应力一般有3种方法:

（1）Mises等效平均应力法［1］

式中:σ1m、σ2m、σ3m为3个主应力平均值。

（2）Sines平均主应力法［2］

σrqm=σ1m+σ2m+σ3m

（3）应力分量重考虑平均应力方法［3］

计算复杂应力幅分量时将非对称循环加在对称循环上去，即:

σx（n）=σxa+Ψσσxm

σy（n）=σya+Ψσσym

σz（n）=σza+Ψσσzm

τxy（n）=τxya+Ψττxym

τyz（n）=τyza+Ψττyzm

τzx（n）=τzxa+Ψττzxm

式中:σxa、σya、σza、τxya、τyza、τzxa分别为各方向上的正应力幅和剪应力幅;σxm、σym、σzm、τxym、τyzm、τzxm分别为各方向上的循环正应力的平均应力和循环剪应力的平均应力。一般情况下，压平均应力对疲劳损伤无贡献，因此计算中不考虑负平均应力分量的影响。等效应力幅（即Mises等效应力幅）为:

疲劳安全系数为:

2 有限元模型

分析模型主要包括排气歧管、排气歧管法兰以及排气歧管支架等，由于试验发生断裂的部位为排气歧管后法兰，因此法兰位置的网格划分得较密，特别是圆角处，至少划分4层以上的网格，其他部分可以使用较粗的网格来节省计算时间。分析模型如图2所示。判断排气歧管法兰主要受到振动载荷，因此疲劳分析工况选取施加6个方向各20g的加速度［4－5］，加速度大小的设置主要考虑以下两个方面的因素:（1）该款发动机为2.0 L排量的发动机，根据爆发压力的大小推算出外围附件的加速度一般不超过20g;（2）根据实测的其他位置的加速度情况。结合以上两个因素，设置载荷为20g加速度。模型中的材料属性如表1所示。

表1 材料关键属性

3 分析结果

6个工况中应力最大的分析结果如图3所示。可以看出:在施加了20g加速度后排气歧管后法兰的最大应力为273 MPa。而利用这6个工况进行疲劳分析后得到的安全系数如图4所示，可以看出最小安全系数为0.83，小于1.1的限值，位置在法兰的倒角处，经过观察后发现:与试验发生断裂的位置一致，很好地重现了试验的故障模式。

由于文中主要计算高周疲劳安全系数，不考虑温度梯度的影响，而温度对强度及疲劳参数的影响主要在计算时通过调节材料存活率以及疲劳强度值来实现。并且由于断裂位置不在焊接部位，分析时也忽略此影响。经过分析后可以发现:断裂的原因是排气歧管支架支撑的位置靠近排气歧管，没有有效地支撑住排气歧管法兰，在较大的振动下发生疲劳断裂。修改的思路为把排气歧管支架向后端移动，支撑在法兰的后端，这样有效地提升了法兰圆角位置的刚度。运用同样的方法对优化后的模型进行分析，应力结果如图5所示，可以看出:排气歧管后法兰的最大应力为80 MPa，比原模型有了很大幅度的提升，安全系数分布如图6所示，此位置的最小安全系数提升到1.38，大于1.1的限值，满足要求。

优化后的结构通过400 h全速全负荷试验后没有发生断裂的现象，试验后的排气歧管如图7所示。