某汽油机排气歧管热应力分析_湖南大学&奔腾动力邓帮林等

） K1200 （ 度 1175 温
1150 1125 1100 0 200 400 600 800 曲轴转角（CA） 1000 1200 1400
图 5 排气歧管出口温度曲线
3 外流场计算
外流场计算模拟实验台架上的风扇冷却过程，图 6 为外流场计算模型网格，共产生 853283 个单元。边界条件：进口为风扇风量 2.5kg/s，温度为室温 300K；出口为静压 1bar，温度 305K； 壁面 B 温度为 365K； 排气管外壁面温度 1023K； 四周施加对称边界条件； 壁面 A 温度为 300K； 初始条件为压力 1bar，温度 343K。 图 7 为外流场速度及流线图，由于该汽油机排气歧管形状较复杂，气流几乎扫掠不到靠 近壁面 B 一侧，这一区域散热效果较差（热交换系数见后文） 。计算外流场仅仅为了得到热边 界，其他的不再详述。
参考文献
[1]
李红庆. 内燃机排气歧管热应力分析.芜湖：上汽集团奇瑞汽车有限公司汽车工程研究院, 2005.
第一作者简介： 第一作者简介：
邓帮林（1981-） ，男，湖南大学先进动力总成技术研究中心博士生，湖南奔腾动力科技有限公司 CAE 技术部 经理，主要从事发内燃机 CAE 技术的应用。近期参与完成的项目主要有：某柴油机气道 CFD 分析；柴油机 冷却水套 CFD 计算分析；柴油机缸盖热固耦合计算与分析；排气岐管热应力分析；连杆、曲轴的强度计算； 某轿车进气系统声振分析等。联系电话：13507430930 邮箱：dengbanglin@
图 3 排气歧管各缸进口温度曲线
3
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1.75 1.7
） r 1.6 a b 1.55 （ 压 静 1.5
1.65 1.45 1.4 1.35 1.3 0 200 400 600 800 1000 1200 1400 曲轴转角（CA）
图 4 排气歧管出口静压曲线
1250 1225
采用 k − ε 湍流模型来计算流体与壁面的对流换热边界条件，标准的 k − ε 湍流模型的输 运方程为： µ ∂k ∂ ∂ ∂ （1） (ρ k ) + ( ρ ku ) = ( µ + ) + G + G − ρε − Y + S σ ∂x ∂t ∂x ∂x
t i i j

k
j
10
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图 14 排气歧管温度场之一
图 15 排气歧管温度场之二
11
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图 16 排气歧管温度场之三
4.5
热应力计算结果 热应力如图 17、18 所示。从图中看到，其最大应力为 415MPa，出现于排气歧管出口附 ，对比温度场，可以看到，此处温度梯度较大，且为结构过渡区域，热膨 近圆角处（见图 17） 胀不均匀量较大，所以热应力较大，热应力较大还由于材料按弹性假设造成；还有两处温度 较高处为容积腔外表面圆角处（见图 18） ，皆为结构过渡区域，属于结构较脆弱的局部。由于 没有材料高温下的力学性能，不能仅凭静态热应力判断结构是否失效，应做进一步的热疲劳 分析。
×
钢管
线膨胀系数
200°C 400°C 600°C 800°C
室温性能
4.4
σb σ0.2
× 12.66×10 13.47×10 14.41×10 12.64×10 ≥450MPa ≥275 MPa
12.66 10-6
-6 -6 -6 -6
温度场计算结果 图 14~16 为排气歧管温度场，最高温度 807.3°C，偏高，出现于容积腔内表面。结合 4.2 节热边界条件来看，容积腔为四个支管汇总处，排气温度（各缸排气进口温度较高，见图 3） 和换热系数都较高，而靠近缸盖侧由于能以接触到外界环境，散热效果较差，故容积腔内部 温度较高；几个低温区处于管路外侧表面，这几处内表面换热系数较低，而外界散热条件较 好（见图 11、13） ，故温度较低。
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对于 y >11.06 的湍流区域，换热系数为：
+
其中， K 为卡门常数， E 为常数， P 为函数项， y 为无量纲距离函数：
+
c pm ⋅ µm y+ htc = ⋅ Pr ⋅ y 1 ⋅ ln( E ⋅ y + ) + P K
k b M 1ε 2ε 3ε k
µt ∂ε ε ε2 ∂ ∂ ∂ ( ρε ) + ( ρε ui ) = ( µ + ) + C1ε (Gk + C3ε Gb ) − C2ε ρ + Sε σ ε ∂x j ∂t ∂xi ∂x j k k
（2）
ε
k
ε
pm
m
r
pm
m
r
1
1
f
2
c
∞
2 内流场计算
在 AVL-Fire 中计算 1440°曲轴转角范围 （两个工作循环）的内流场，图 1 为排气歧管 网格，共产生 105357 个单元。计算中，各缸进口给定随曲轴转角变化的流量及温度，出口给 定随曲轴转角变化的静压及温度， 壁面给定温度为 1000K； 初始条件： 压力 1.8bar， 温度 1250K； 边界及初始条件通过 GT-Power 性能计算得到，计算工况为外特性 6000RPM。图 2、3 分别为 各缸进口流量和温度，图 4、5 分别为出口静压和温度。
7
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图 10 内表面流体温度
图 11 内表面换热系数
8
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图 12 外表面流体温度
图 13 外表面换热系数
4.3
材料特性 材料属性表 1 所示。
9
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材料名称 密度 杨氏模量 泊松比 热传导率
表 1 材料主要参数
12
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图 17 排气歧管热应力之一
图 18 排气歧管热应力之二
13
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5 结论与下一步工作
综合以上分析，得出以下结论： 1) 该发动机排气温度较高，特别是容积腔各缸汇合处； 2) 该排气歧管形状复杂，靠近缸盖一侧散热困难； 3) 该排气歧管壁面温度较高，特别是容积腔四缸汇合处内表面； 4) 由于温度梯度较大，加上结构过渡处较薄弱，易出现较大的热应力集中，最大热应 力较大，有热破坏的可能。 下一步工作： 1) 设法降低燃烧温度，进而降低排气温度，这是降低排气歧管热负荷最直接有效的方 法； 2) 进一步做热疲劳分析，充分评估该排气歧管的热可靠性； 3) 该排气歧管结构有进一步优化的可能。
x y z x y z
ρ m ⋅ vτ ⋅ y µm
1
1
2
x
x
y
y
z
zfΒιβλιοθήκη 23xx
y
y
z
z
c
∞
3
其中，n 、 n 、 n 为边界法线的方向余弦，T 为在 S 上给定的温度，q 为在 S 上给定 的热流密度， h 为物体与周围介质的对流换热系数，T 为环境温度。本文综合应用第一类和 第三类边界条件。
x y z
[1]
2
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图 1 排气歧管内流场 CFD 计算网格
0.2 0.15 ） s / g k 0.1 （ 量 流 0.05 量 质 0 -0.05 0 500 曲轴转角（CA） 1000 第一缸 第二缸 第三缸 第四缸
图 2 排气歧管各缸进口质量流量曲线
1500 1450 1350 ） K 1300 （ 度 1250 温 1200 1150 1100 1050 1000 0 500 曲轴转角（CA） 1000 1400 第一缸 第二缸 第三缸 第四缸
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某汽油机排气歧管热应力分析
邓帮林 ，王宝林 ，李军成 ，冯仁华 ，许胜利
1 1 1 1 2
（1 湖南大学先进动力总成技术研究中心；2 湖南奔腾动力科技有限公司，长沙，湖南，410082）
摘要：联合 AVL-Fire 与 ABAQUS 软件，对某汽油机排气歧管进行温度场、热应力分析。首先 利用 AVL-Fire 对排气排气歧管做内外流场 CFD 分析，得到排气歧管内外表面的热边界条件， 即流体温度及换热系数；然后把热边界条件映射到有限元面单元，并通过有限元技术与排气 歧管实体单元相耦合，通过 ABAQUS 算出排气歧管温度场及进一步计算其热应力、热变形，为 分析评估排气歧管的散热能力及结构设计提供强有力的依据。 关键词：排气歧管；热边界；耦合；ABAQUS；AVL-Fire 中图分类号：TP391.9 文献标识码：A
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图 6 外流场 CFD 网格
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图 7 外流场计算结果
4 排气歧管温度场计算及热应力计算
4.1
网格划分 为了保证计算精度，采用六面体划分排气歧管网格，共产生 92389 个单元，133776 个节 点，其网格如图 8、9 所示。

k
b
M
k
其中， k 为湍动能，ε 为湍动能耗散率，G 为由平均速度梯度产生的湍动能项，G 为由 浮力产生的湍动能项， Y 表示膨胀耗散项， C 、 C 、 C 为常数，σ 、σ 为 k 和 ε 的湍 流普朗特数， S 、 S 为用户定义的源项。 换热边界被分为层流区域和湍流区域，其中层流区域的换热系数为： c ⋅µ htc = （3） P ⋅y 其中，c 为流体比热， µ 为流体动力粘度， P 为 Prandtl 数， y 为单元中心至壁面的法 向距离。