前言

渦輪增壓技術在汽車行業(yè)的應用已有近百年歷史，但受限于技術水平，最初的幾十年里發(fā)展較為緩慢。因其具有提高發(fā)動機升功率、改善發(fā)動機排放、對發(fā)動機進行高原補償、提高燃油經濟性等優(yōu)點，隨著工藝水平的不斷提高以及性能的不斷完善，最近幾十年渦輪增壓器在發(fā)動機上的應用逐漸普遍起來。但排放法規(guī)的不斷加嚴，現(xiàn)代汽車對渦輪增壓器的要求也不斷提高。這在一定程度上導致渦輪增壓器承受著越來越高的熱負荷，應對這一考驗最有效方法就是冷卻散熱。

 

渦輪增壓器冷卻系統(tǒng)的作用是保證增壓器所有工況在最適宜的溫度范圍內工作，冷卻系統(tǒng)設計的好壞直接影響渦輪增壓器的經濟性、可靠性和耐久性。本文中某增壓發(fā)動機出現(xiàn)了增壓器回水管路支架失效的問題，該渦輪增壓器通過油冷和水冷雙重方式來降低渦輪增壓器的溫度負荷，冷卻系統(tǒng)出現(xiàn)可靠性問題會影響發(fā)動機的可靠性。本文采用有限元仿真方法，基于 abaqus 軟件，構建了冷卻管路的有限元模型，對該支架設計的可靠性進行了校核。通過解決該問題，有效降低了冷卻管路的設計成本，同時對今后研發(fā)過程中的類似問題的再發(fā)防止能起到指導作用。

 

1 故障描述和原因分析

某汽油發(fā)動機在 500h 一般耐久試驗過程中連續(xù)出現(xiàn) 3 起增壓器回水管路支架斷裂問題。斷裂支架為同一個支架，失效位置葉相同，均在支架拐角處，如圖 1 所示。該支架通過焊接方式固定在金屬管路上，另一端與增壓器的另一條冷卻管路支架被同一顆螺栓壓緊固定在缸蓋上。

 

 

圖 1 回水管支架失效位置

 

經過故障樹的分析，排除了支架材料以及焊接等工藝缺陷。但根據(jù)試驗工程師的觀察，該支架孔平常裝配時會存在一定偏心，如圖 2 所示。檢具對同批次的孔位檢驗均合格，但在多次裝配的誤差累計情況下，有可能會出現(xiàn)支架孔位無法對齊的偏差。若裝配過程中存在尺寸超差，可能導致失效支架處裝配應力過大。

 

 

圖 2 裝配示意圖

 

為了校核該支架的強度，調撥相同的試驗機型，采用振動臺架進行了振動測試，選取失效支架作為加速度響應測量點，見圖 3(a)。振動臺架測試結果顯示，在 172Hz、214Hz 時，該支架的加速度響應較大，x、y、z 3 個方向的加速度響應曲線如圖 3(b)所示。

 

 

圖 3 支架振動測試結果

 

該增壓器冷卻管路布置在設計階段未進行仿真計算?，F(xiàn)在為了校核其設計方案，判斷其是否由于設計不合理導致出現(xiàn)了振動失效，本文基于 hypermesh 軟件搭建了有限元仿真模型，采用 abaqus 作為計算工具，對理想裝配狀態(tài)下的冷卻管路同時進行了模態(tài)分析以及頻率響應分析。

 

2 仿真分析

2.1 分析模型

失效支架與另一條冷卻管路的支架同時固定在發(fā)動機缸蓋上，提取的冷卻管路幾何數(shù)模如圖4（a）所示。本文搭建的有限元模型包括冷卻管路中的金屬管，橡膠管以及焊接在金屬管路上的支架，電磁閥作為質量點進行配重處理，坐標系為發(fā)動機坐標系，如圖 4（b）所示。

一般液體管路的模態(tài)分析較為復雜，因為實際工作過程中管路內部充滿液體，可能影響管路的整體質量和剛度，這里為了提高計算效率，對其進行了簡化處理。

 

 

圖 4 有限元分析模型

 

整體幾何模型較小，為了提高計算精度，所有管路及支架都采用殼單元建模，網(wǎng)格類型為 S4R，單元平均尺寸為 2mm。金屬支架與金屬管之間采用焊縫單元連接，金屬管與橡膠管之間采用 RB3剛性連接。電磁閥整體質量為 0.29kg，質心位置為（-192.7,95.6,228.6），通過質量點的形式連接到冷卻管路固定支架上。整個有限元模型單元數(shù) 137136，節(jié)點數(shù) 157658。金屬管路、支架以及焊縫的材料設為鋼，密度為 7.85×10-9t/mm3，彈性模量為 208000MPa，泊松比為 0.31。本文主要進行金屬管路及支架的模態(tài)及頻率響應分析，橡膠管路由于其材料的復雜性，這里簡化處理，采用各向同性材料，密度為 1×10-9t/mm3,彈性模量為 6.1MPa，泊松比為 0.49。有限元計算中，材料僅考慮線彈性。本文采用 abaqus 有限元軟件進行分析。

 

2.2 模態(tài)分析

模態(tài)分析主要是計算線性系統(tǒng)的固有振動頻率和振動模式。對于多自由度的結構系統(tǒng)而言，任何運動都可以由其自由振動的模態(tài)來合成。有限元的模態(tài)分析就是建立模態(tài)模型并進行數(shù)值分析的過程。模態(tài)分析的實質就是求解具有有限個自由度的無阻尼及無外界激勵狀態(tài)下的運動方程的模態(tài)矢量。

 

本文中的增壓器冷卻水管通過金屬支架固定在發(fā)動機上，因此，模態(tài)計算時約束了支架螺栓孔的 6 個自由度，同時約束了與增壓器相連的金屬管頭 6 個自由度。根據(jù)振動試驗的結果，仿真計算提取了 300Hz 以內的模態(tài)頻率與振型。模態(tài)計算的結果如圖 5 所示，1 階模態(tài)頻率與 2 階模態(tài)頻率分別與臺架試驗結果中加速度較大的頻率相差 3.5%和 0.9%。但從模態(tài)振型上觀察，前四階主要是增壓器回水管相連的橡膠管的模態(tài)。與試驗數(shù)值對比，雖然模態(tài)頻率相差不大，但結合振型分析，無法判斷支架失效是否由模態(tài)共振引起。

 

 

圖 5 模態(tài)分析頻率與振型

 

2.3 頻率響應分析

頻率響應法是用來描述系統(tǒng)動態(tài)特性的一種方法。我們知道，一個常參數(shù)的線性系統(tǒng)在諧和

力為方程：

x t = x0sin (ωt) （1）

的輸入作用下，系統(tǒng)的定常輸出 y(t)也一定是同頻率的諧和函數(shù)，只是幅度與相位有所改變，即有

y t = y0sin (ωt ? φ) （2）

 

有關振幅比y0/x0以及相位?φ的信息確定了系統(tǒng)在頻率ω處的傳遞特性。如果在整個頻帶上都確定了這一傳遞特性，那也就確定了系統(tǒng)的動態(tài)特性。起初頻率特性的概念是從控制理論中發(fā)展起來的，在那里并不把振幅比與相位看作兩個分立的量，而是用一個復數(shù) H ω 來表示，它的模等于振幅比y0/x0，而其幅角等于相位?φ，即所謂的復數(shù)頻率特性。

 

對于多自由度線性阻尼系統(tǒng)而言，其運動微分方程可寫成：

M Y+ C Y+ K Y = X （3）

 

式（3）中，[M]、[C]和[K]分別是系統(tǒng)的質量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣，{X}為外界激勵。

通過對公式進行傅里葉變換和拉普拉斯變換可以求得系統(tǒng)的頻率響應矩陣為：

H ω = K ? ω2 M + jω C?1 （4）

 

式（4）中， H ω 就是關于頻率ω的響應函數(shù)。

本文中增壓器金屬回水管通過焊接固定在支架上，支架通過螺栓固定在發(fā)動機上，金屬管本

身也存在某一端剛性固定在發(fā)動機或增壓器上。因此，振動激勵由發(fā)動機發(fā)出，可以認為是同一個激勵。本文中的頻率響應模型如圖 6 所示，發(fā)動機質心位置與冷卻管路約束位置全部建立剛性連接，約束發(fā)動機質心 6 個自由度。在質心處 x、y、z 3 個方向分別加載 1g 加速度。

 

 

圖 6 模態(tài)分析頻率與振型

 

為了對比有限元模型中各個支架上的加速度響應大小，共建立了 14 個響應點，具體分布位置見圖 7。失效支架上共建立 2 個響應點，分別是裂紋起始位置⑧和臺架試驗中加速度傳感器的粘貼位置①。

 

 

圖 7 頻率響應點位置分布

 

頻率響應計算結果如下圖所示，根據(jù)響應曲線圖可看出如下結論：

（1） x 向響應結果表明，裂紋起始位置⑧和加速度傳感器粘貼位置①最大加速度在 1g 左右，所有響應點中，最大加速度出現(xiàn)在響應點④。

（2） y 向響應結果表明，裂紋起始位置⑧和加速度傳感器粘貼位置①在 175Hz 和 221Hz 附近出現(xiàn)峰值，與振動測試的頻率僅相差 1.7%和 3.3%。但從響應曲線圖看出，最大加速度響應出現(xiàn)在響應點?，頻率為 150Hz。

（3） z 向響應結果表明，裂紋起始位置⑧和加速度傳感器粘貼位置①最大加速度在 1g 左右，但響應點③和響應點⑥的最大加速度均比失效支架的加速度大。

 

 

圖 8 頻率響應曲線

 

綜合 3 個方向的加速度響應結果，失效支架上 2 個測量點的響應值均不是最大的。Y 向響應頻率與臺架振動測試響應頻率較為接近，但響應最大位置并非失效支架處。因此，分別讀取了 Y向響應分別在 150Hz、175Hz 和 221Hz 時的振動應力結果，如圖 9 所示。最大應力分別為 14.4MPa、11.9MPa 和 5.5MPa，最大應力位置均與實際失效位置不符。

 

 

圖 9 Y 向振動應力結果

 

仿真結果表明，失效支架振動響應和振動應力均小于其相連支架，且最大振動應力位置在與失效支架相連的支架圓角處。且失效位置處圓角較大，不易產生應力集中。從振動測試和仿真結果來看，失效支架整體振動響應加速度水平都較低，不易產生振動失效。綜上，可排除共振失效是造成失效的主要原因?？紤]由于尺寸超差，造成裝配應力過大，在振動激勵的影響下，才導致支架失效。

 

3 優(yōu)化方案與驗證

3.1 優(yōu)化策略

基于有限元仿真的模態(tài)分析和頻率響應分析結果，為避免冷卻管路的顛覆性優(yōu)化，降低優(yōu)化成本，擬優(yōu)化失效支架的結構，在試驗驗證之前，再次進行約束模態(tài)分析和頻率響應分析。針對裝配尺寸可能存在超差的問題，修改了支架在金屬管路上的焊接位置，新舊方案支架的對比見圖10。有限元仿真模型在原有模型的基礎上，更新了支架的有限元網(wǎng)格。

 

 

圖 10 失效支架的優(yōu)化

 

3.2 模態(tài)分析

對新方案進行模態(tài)分析，有限元模型約束方式保持不變，新方案的 300Hz 內模態(tài)頻率與振型結果見圖 11。前 4 階模態(tài)頻率與原方案對比相差 1.7%、0.9%、0%以及 2.2%，模態(tài)振型相同，均為橡膠管的模態(tài)。模態(tài)分析結果表明，前后兩個方案，模態(tài)結果無明顯變化。

 

 

(a) 1 階模態(tài)頻率 181Hz (b) 2 階模態(tài)頻率 218Hz

 

 

圖 11 模態(tài)分析頻率與振型

 

3.3 頻率響應分析

與原方案相同，新方案同樣選取了 14 個頻率響應點，頻率響應點如圖 12 所示。原支架上的兩個響應點裂紋起始位置⑧和加速度傳感器粘貼位置①，更換為新支架上相同區(qū)域的點。

 

 

圖 12 頻率響應點位置分析

 

在發(fā)動機質心上 x、y、z 3 個方向分別加載 1g 加速度，新方案頻率響應分析結果如下圖所示，為了對比原方案的結果，主要考察新方案響應點①和⑧的響應結果，并對比原方案結果，得出結論：

（1） x 向響應結果表明，響應點①和響應點⑧最大加速度在 1g 左右，所有響應點中，最大加速度出現(xiàn)在響應點④。對比原方案，x 向振動無明顯差異。

（2） y 向響應結果表明，響應點①和響應點⑧在 177Hz 和 222Hz 附近出現(xiàn)峰值，與原方案y 向響應頻率僅相差 1.1%和 0.5%。但從響應曲線圖看出，最大加速度響應仍然在響應點?，頻率為 150Hz，保持不變。對比原方案，y 向振動無明顯差異。

（3）z 向響應結果表明，響應點①和響應點⑧最大加速度在 1g 左右，但響應點③和響應點⑤的最大加速度均比失效支架的加速度大。與原方案 z 向加速度響應比，最大響應點有差別，但對比 y 向響應，影響不大。

 

 

圖 13 頻率響應曲線

 

與原方案相同，3 個方向最大加速度響應不在優(yōu)化支架上。同時，提取了 y 向振動加速度下新支架和相連支架分別在 150Hz、177Hz 和 222Hz 時的振動應力結果。如圖 14 所示，最大應力結果分別是 14.4MPa、11.9MPa 和 5.5MPa，與原方案相比，分別相差 0.7%、12.6%和 18.2%，最大應力位置一致。

 

 

圖 14 新方案 y 向振動應力結果

 

有限元分析結果表明，新方案的模態(tài)分析與頻率響應分析結果與原方案相比差異不大。但裝配新支架的渦輪增壓發(fā)動機，再進行 500h 臺架耐久性試驗，試驗完成后，校核全部臺架冷卻管路支架的可靠性，無裂紋產生。這說明振動失效并非冷卻管路支架失效的主要原因。對失效支架的結構優(yōu)化，降低了支架螺栓孔尺寸超差的可能性，達成了降低支架裝配應力的目的，從而達到了可靠性優(yōu)化的目的。增壓器回水管新支架試驗的有效性，則驗證了仿真結果的準確性。

 

4 結論

渦輪增壓器的冷卻系統(tǒng)影響著增壓器的經濟性、可靠性和耐久性。冷卻系統(tǒng)出現(xiàn)可靠性問題，可導致發(fā)動機的工作可靠性。本文采用有限元仿真分析方法，結合模態(tài)分析和頻率響應分析理論，對冷卻管路支架失效問題進行了全面探討，得出了如下結論：

 

（1）首先通過結合模態(tài)分析與頻率響應的仿真結果，對比臺架振動試驗的加速度響應結果，表明了有限元仿真模型的準確性。根據(jù)結果的對比探討，排除了振動失效是冷卻管路失效的主要原因，判定了設計尺寸超差造成的應力集中才是失效的的主要原因。

 

（2）其次，根據(jù)分析結果，提出了最有效可行的優(yōu)化方案，避免了冷卻系統(tǒng)管路的重新設計，降低了優(yōu)化成本，縮短了研發(fā)周期。

 

（3）本文采用有限元仿真方法，結合試驗結果，成功找出了冷卻管路失效的主要原因，且優(yōu)化方案通過了試驗驗證。這說明，仿真結合試驗的分析方法，能大幅降低生產研發(fā)成本，在后續(xù)工作中，可進行進一步的探索研究。

 

資料來源：達索官方