曹良丹　于艇　沈棟平　周唯儒

基于數(shù)值傳熱學(xué)基本理論，本文建立了某型號(hào)渦輪增壓器殼體有限元模型，采用Abaqus/CAE軟件對(duì)渦輪增壓器殼體進(jìn)行瞬態(tài)熱應(yīng)力分析，計(jì)算中熱邊界條件隨工作循環(huán)的變化趨勢(shì)由試驗(yàn)提供；仿真獲得了渦輪殼體瞬態(tài)溫度場(chǎng)和熱應(yīng)力分布，溫度場(chǎng)分布在第二個(gè)工作循環(huán)后趨于穩(wěn)定，對(duì)后續(xù)快速計(jì)算渦輪殼體結(jié)構(gòu)分析提供了方法；進(jìn)而計(jì)算出渦輪殼體關(guān)鍵部位等效塑性應(yīng)變（PEEQ）分布，并對(duì)渦輪殼體的熱機(jī)械疲勞進(jìn)行了初步評(píng)估。

一、前言

渦輪增壓器主要由渦輪機(jī)和壓氣機(jī)等構(gòu)成，其將發(fā)動(dòng)機(jī)排出的廢氣引入渦輪機(jī)，利用廢氣的能量推動(dòng)渦輪機(jī)旋轉(zhuǎn)，由此驅(qū)動(dòng)與渦輪同軸的壓氣機(jī)實(shí)現(xiàn)增壓。渦輪機(jī)進(jìn)氣口與發(fā)動(dòng)機(jī)排氣歧管相連，排氣口則接在排氣管上；壓氣機(jī)進(jìn)氣口與空氣濾清器相連，排氣口則接在進(jìn)氣歧管上。

渦輪增壓器工作過程中，渦輪殼體總是承受隨發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸轉(zhuǎn)角變化而變化的溫度載荷，在交變溫度和交變應(yīng)力的耦合作用下，渦輪殼體不斷累積的塑性變形容易導(dǎo)致裂紋萌生、擴(kuò)展甚至斷裂。所以本文對(duì)渦輪殼體在交變溫度載荷作用下的應(yīng)力及應(yīng)變分布進(jìn)行仿真，進(jìn)而對(duì)渦輪殼體的熱機(jī)械疲勞進(jìn)行了初步評(píng)估和預(yù)測(cè)，這對(duì)實(shí)際工程應(yīng)用具有重要作用和重大的指導(dǎo)意義。

二、幾何模型

本文以某型號(hào)渦輪增壓器殼體為研究對(duì)象，利用CATIA軟件生成三維幾何模型，如圖1所示。熱量主要以熱傳導(dǎo)、熱對(duì)流和熱輻射三種方式進(jìn)行傳遞，結(jié)合渦輪增壓器工作原理、結(jié)構(gòu)組成等特點(diǎn)，此次仿真中忽略熱輻射對(duì)其溫度及熱應(yīng)力的影響，故部件熱量傳遞路徑為：（1）渦輪增壓器殼體內(nèi)流體與殼體的強(qiáng)制對(duì)流換熱；（2）殼體部件內(nèi)部的導(dǎo)熱換熱；（3）渦輪增壓器殼體與外界流體的強(qiáng)制對(duì)流換熱。

三、有限元計(jì)算模型和邊界條件

1.有限元計(jì)算模型

本文利用Hypemesh軟件進(jìn)行前處理，對(duì)圖1所示幾何模型進(jìn)行處理（添加底座、螺栓及連接板部件，以便施加實(shí)際與渦輪殼體相作用的載荷和邊界條件）和簡(jiǎn)化（去掉不重要小特征）；渦輪殼體剖分四面體網(wǎng)格，底座、螺栓及連接板部件剖分六面體網(wǎng)格，節(jié)點(diǎn)總數(shù)約為20.1萬，網(wǎng)格總數(shù)約為77.5萬；并對(duì)渦輪殼體各部分分區(qū)處理，以便施加試驗(yàn)所給各區(qū)熱邊界條件；建立完成的有限元計(jì)算模型如圖2所示。

2.邊界條件

本文在Abaqus/CAE中創(chuàng)建邊界條件，螺栓與渦輪殼體表面接觸摩擦系數(shù)為0.2，螺栓預(yù)緊力為11.5kN，靠近渦輪殼體的連接板孔施加剛性耦合約束，連接板兩外孔和底座底部施加固支邊界條件；渦輪殼體內(nèi)外流場(chǎng)溫度和對(duì)流換熱系數(shù)隨時(shí)問的變化趨勢(shì)如圖3和圖4所示；渦輪殼體材料為1.4837+Nb，其彈性模量、屈服強(qiáng)度、導(dǎo)熱系數(shù)和熱膨脹系數(shù)等材料參數(shù)隨溫度的變化關(guān)系由供應(yīng)商提供。

四、計(jì)算結(jié)果及分析

本文選用Abaqus/Standard求解器求解，創(chuàng)建Coupled temp-displacement（transient）分析步進(jìn)行直接耦合熱應(yīng)力分析，由于幾何存在大變形，故仿真中打開幾何非線性；仿真獲得了渦輪殼體在不同時(shí)刻的溫度場(chǎng)、應(yīng)力場(chǎng)及等效塑性應(yīng)變（PEEQ）分布圖，依據(jù)PEEQ變化趨勢(shì)對(duì)結(jié)構(gòu)熱疲勞進(jìn)行初步評(píng)估和預(yù)測(cè)。

1.330s時(shí)刻渦輪殼體溫度場(chǎng)、應(yīng)力場(chǎng)及等效塑性應(yīng)變結(jié)果

圖5所示為一個(gè)工作循環(huán)結(jié)束（330s時(shí)刻）渦輪殼體整體溫度場(chǎng)分布云圖，由圖5可知：殼體最高溫度為888.5℃，高溫區(qū)域主要分布在閥口A附近；圖6為一個(gè)工作循環(huán)結(jié)束（330s時(shí)刻）渦輪殼體整體應(yīng)力場(chǎng)分布云圖，最大應(yīng)力為240.6MPa。

圖7所示為一個(gè)工作循環(huán)結(jié)束（330s時(shí)刻）渦輪殼體各關(guān)鍵部位等效塑性應(yīng)變（PEEQ）分布云圖，由圖7可知：對(duì)所關(guān)心各區(qū)域，殼體最大PEEQ值為0.0396492，其他部位均比此值小很多，故后續(xù)以此處參數(shù)進(jìn)行進(jìn)一步的熱疲勞強(qiáng)度討論。

圖8所示為渦輪殼體閥口A處節(jié)點(diǎn)溫度隨時(shí)間變化曲線，由于渦輪殼體內(nèi)流過的流體溫度隨發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸轉(zhuǎn)角的變化而周期性變化；在第一循環(huán)中，發(fā)動(dòng)機(jī)是從冷機(jī)狀態(tài)啟動(dòng)，所以渦輪殼體的溫度也相對(duì)較低，且溫度梯度很大；而從第二循環(huán)開始，發(fā)動(dòng)機(jī)則是從熱機(jī)開始循環(huán)，溫度變化趨于穩(wěn)定，第二循環(huán)中的最高溫度與最低溫度與第三循環(huán)已經(jīng)非常接近，因此可以認(rèn)為發(fā)動(dòng)機(jī)的工作溫度變化處于準(zhǔn)穩(wěn)定狀態(tài)。所以，在仿真分析中，若考慮計(jì)算時(shí)間的經(jīng)濟(jì)性，可以將第二循環(huán)的溫度結(jié)果作為結(jié)構(gòu)分析的輸入溫度進(jìn)行間接耦合熱應(yīng)力分析，一定程度上節(jié)省了結(jié)構(gòu)分析的仿真時(shí)間。

2.不同時(shí)刻等效塑性應(yīng)變分析

渦輪殼體的破壞主要是由于在交變溫度和交變應(yīng)力的耦合作用下，不斷累積的塑性變形導(dǎo)致裂紋萌生、擴(kuò)展而致。在循環(huán)過程中，殼體的塑性變形情況是不斷變化的，比如，某些區(qū)域在升溫過程中是拉應(yīng)力，而在降溫的過程中是壓應(yīng)力，兩種應(yīng)力狀態(tài)雖對(duì)塑性變形的貢獻(xiàn)不一樣，但都會(huì)引起裂紋的擴(kuò)展。因此，本文采用等效塑性應(yīng)變PEEQ來作為是否會(huì)發(fā)生裂紋擴(kuò)展的指標(biāo)，其物理定義為整個(gè)過程中塑性變形的累積。

圖9所示依次為330s、660s和990s時(shí)刻部件最大等效塑性應(yīng)變值，由圖9可知：最大等效塑性應(yīng)變依次為0.0396492、0.0399607和0.040064，即該處的塑性應(yīng)變主要發(fā)生在第一個(gè)循環(huán)過程，在第二第三個(gè)循環(huán)中，塑性應(yīng)變變化較少且趨于穩(wěn)定，三個(gè)循環(huán)過后的PEEQ為0.040064，循環(huán)3產(chǎn)生的PEEQ為0.0001033，數(shù)值較小，可認(rèn)為后續(xù)循環(huán)造成疲勞破壞的危險(xiǎn)很?。还蕦?duì)渦輪殼體熱疲勞分析時(shí)，將第一次循環(huán)后等效塑性應(yīng)變與靜拉伸時(shí)結(jié)構(gòu)的真實(shí)斷裂應(yīng)變進(jìn)行比對(duì)，即可初步判定結(jié)構(gòu)的熱疲勞特性。

五、結(jié)語

本文采用Abaqus對(duì)渦輪增壓器殼體進(jìn)行瞬態(tài)熱應(yīng)力分析，通過分析得出以下結(jié)論。

（1）仿真獲得的渦輪殼體瞬態(tài)溫度場(chǎng)在第二個(gè)工作循環(huán)后趨于穩(wěn)定，對(duì)后續(xù)快速計(jì)算渦輪殼體結(jié)構(gòu)分析提供了方向和指導(dǎo)方法。

（2）通過分析整個(gè)循環(huán)工況下渦輪殼體的等效塑性應(yīng)變的變化過程與數(shù)值可對(duì)渦輪殼體的熱機(jī)械疲勞安全進(jìn)行初步的評(píng)估與預(yù)測(cè)。endprint