芮宏斌 張帥帥 史洋鵬 蔡斌 鄭文哲

（西安理工大學(xué) 機(jī)械與精密儀器工程學(xué)院，西安 710048）

主題詞：FSAE 發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)排氣系統(tǒng) 仿真 優(yōu)化

0 引言

發(fā)動(dòng)機(jī)的進(jìn)排氣系統(tǒng)設(shè)計(jì)對(duì)車輛動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性評(píng)價(jià)指標(biāo)—功率和油耗的影響較大[1]。中國(guó)大學(xué)生方程式汽車大賽（FSAE）按賽事規(guī)則[2]要求，發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣系統(tǒng)用限流閥的安裝直徑為20 mm，這種進(jìn)氣系統(tǒng)布置結(jié)構(gòu)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性有較大影響，會(huì)導(dǎo)致賽車在動(dòng)態(tài)項(xiàng)目中發(fā)動(dòng)機(jī)低速時(shí)扭矩和高速時(shí)功率的提升。對(duì)于自然吸氣發(fā)動(dòng)機(jī)通過進(jìn)排氣系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)，減少流動(dòng)阻力，增加進(jìn)氣量，解決動(dòng)態(tài)賽中低速扭矩小，高速功率和充氣效率低的問題，提升動(dòng)力性。

由于賽車發(fā)動(dòng)機(jī)受試驗(yàn)條件、研發(fā)成本等諸多因素限制，發(fā)動(dòng)機(jī)性能仿真技術(shù)日趨成熟，逐漸成為發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)研究的主要輔助手段，各院校參賽車隊(duì)對(duì)此進(jìn)行了大量的研究。吉林大學(xué)[3]利用GT-Power對(duì)3種不同結(jié)構(gòu)的進(jìn)氣限制器進(jìn)行了分析計(jì)算，3種限制器對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)性能影響差異較大，其進(jìn)出口延伸角及半徑是影響發(fā)動(dòng)機(jī)性能的最主要因素。長(zhǎng)安大學(xué)[4]采用GT－Power建立發(fā)動(dòng)機(jī)工作過程循環(huán)模擬與三維CFD流場(chǎng)分析相結(jié)合，優(yōu)化進(jìn)氣系統(tǒng)，提高了發(fā)動(dòng)機(jī)功率、扭矩以及充氣效率，提高了發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性。西華大學(xué)[5]運(yùn)用GT－Power分析了發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣歧管長(zhǎng)度及穩(wěn)壓箱容積對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力性能的影響規(guī)律。

為了提升限流閥存在情況下發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性能，本文研究進(jìn)、排氣歧管長(zhǎng)度和穩(wěn)壓腔容積變化對(duì)賽車發(fā)動(dòng)扭矩、功率以及充氣效率的影響規(guī)律。利用CATIA軟件建立了發(fā)動(dòng)機(jī)CBR600RR相匹配的進(jìn)排氣系統(tǒng)三維模型，將三維CFD流場(chǎng)分析與發(fā)動(dòng)機(jī)工作過程循環(huán)模擬相結(jié)合，提出進(jìn)排氣系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)方案，為西安理工大學(xué)FSAE賽車發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)，使得西安理工大學(xué)方程式賽車在2017賽季中總成績(jī)排名位列同濟(jì)大學(xué)之后北京理工大學(xué)之前，其中設(shè)計(jì)成績(jī)、高速避障成績(jī)、效率測(cè)試成績(jī)?cè)谖鞅眳①惛咝Ｖ形涣嘘兾鞯谝弧?/p>

1 仿真模型的建立

1.1 模型建立

所研究對(duì)象為CBR600RR發(fā)動(dòng)機(jī)，在其基本技術(shù)參數(shù)的基礎(chǔ)上建立發(fā)動(dòng)機(jī)性能仿真模型。發(fā)動(dòng)機(jī)技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1 CBR600RR發(fā)動(dòng)機(jī)技術(shù)參數(shù)

利用GT-Power進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)排氣系統(tǒng)的流動(dòng)模擬計(jì)算，采用有限容積法解析控制方程；運(yùn)用韋伯燃燒模型[6]放熱規(guī)律模擬燃燒；缸內(nèi)熱傳導(dǎo)模型采用Woschni模型[7]。

（1）流動(dòng)方程[7]

式中：u為氣體流速；ρ為氣體壓力；F為管截面積；f為管壁摩擦阻力；D為當(dāng)量直徑；a為氣體流速加速度；k為傳熱系數(shù)；q為輻射能。

（2）燃燒模型[6]

（3）傳熱模型[7]

式中：Cf為氣體流速；Ucff為邊界層外有效速度；Cp為氣體比熱容；Pr為普朗克數(shù)。

根據(jù)上述原理，利用GT-Power軟件建立的發(fā)動(dòng)機(jī)性能仿真模型包括進(jìn)氣系統(tǒng)、排氣系統(tǒng)、噴油部件、氣缸和曲軸箱等[8]，模型如圖1所示。

圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)工作過程仿真分析模型

1.2 模型驗(yàn)證

通過對(duì)比圖2可知，利用仿真模型進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力性計(jì)算得到的外特性曲線與實(shí)測(cè)得到的外特性曲線存在一定的差別。原機(jī)實(shí)測(cè)的最大功率比模型的最大功率大3 kW左右；原機(jī)實(shí)測(cè)的最大扭矩比模型的最大扭矩同樣大3 N·m左右；原機(jī)實(shí)測(cè)最大功率對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速與模型的相同，原機(jī)模型功率和扭矩與實(shí)測(cè)值具有相同的趨勢(shì)，模擬結(jié)果比實(shí)測(cè)結(jié)果略小，最大偏差小于10%。說明采用該模型進(jìn)行仿真計(jì)算比較準(zhǔn)確，采用該方法對(duì)該款發(fā)動(dòng)機(jī)工作過程模型可用于不同進(jìn)排氣系統(tǒng)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力性能影響的計(jì)算分析。

圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)外特性實(shí)測(cè)、模擬對(duì)比圖

2 發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)排氣系統(tǒng)的布置方案

2.1 限流閥優(yōu)化設(shè)計(jì)

FSAE發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力性能發(fā)揮的優(yōu)劣與進(jìn)氣系統(tǒng)布置方式及其結(jié)構(gòu)參數(shù)有著很緊密的關(guān)系[9-11]。安裝限流閥后，由于進(jìn)入氣缸的進(jìn)氣量低于正常進(jìn)氣所需的進(jìn)氣量，造成功率、扭矩下降。限流閥的整體幾何擴(kuò)散形狀對(duì)進(jìn)氣壓力的變化與恢復(fù)有很大的影響，我校FSAE賽車限流閥安裝于節(jié)氣門與穩(wěn)壓腔之間，如圖3所示。

圖3 進(jìn)氣系統(tǒng)布置方案

節(jié)氣門選擇開度流量線性口徑的雙滾筒式[12]，這樣可以減少因截面突變帶來的能量損失，限流閥入口直徑設(shè)置28 mm，喉口處直徑（賽事規(guī)則要求）設(shè)置20 mm，出口直徑（布置空間限制要求）設(shè)置50 mm。為了有效地將限流閥本身對(duì)進(jìn)氣流速和進(jìn)氣壓力造成的損失降至最低。需要對(duì)限流閥進(jìn)口錐角與出口錐角進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，分別配合不同入口錐角與出口錐角，運(yùn)用進(jìn)行FLUENT流場(chǎng)分析，如表2和表3所示，計(jì)算得到流量、壓力、速度，并做比較，選定限流閥最佳的結(jié)構(gòu)參數(shù)。

表2 不同出口錐角限流閥分析結(jié)果

表3 不同入口錐角限流閥分析結(jié)果

綜合速度矢量圖、壓力云圖和質(zhì)量流量表可知，當(dāng)入口錐角為18°、出口錐角為9°時(shí)限流閥出口流量最大，空氣流量損失最小，故該參數(shù)為最佳錐角數(shù)值。

2.2 進(jìn)氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式

進(jìn)氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)模型如圖4所示，主要包括：進(jìn)氣口、限流閥、進(jìn)氣總管、穩(wěn)壓腔、進(jìn)氣歧管?？諝馔ㄟ^空氣濾清器流經(jīng)限流閥后進(jìn)入穩(wěn)壓腔，進(jìn)氣歧管對(duì)稱布置，穩(wěn)壓腔內(nèi)加裝風(fēng)杯。

圖4 進(jìn)氣系統(tǒng)模型

2.3 排氣系統(tǒng)

排氣管模型與實(shí)物皆是參照Honda CBR600RR原機(jī)排氣管結(jié)構(gòu)尺寸制作，設(shè)計(jì)原則主要是利用氣流的慣性和振動(dòng)讓排氣門附近的壓力降低，選擇彎曲處曲率半徑大的彎頭，以減少排氣阻力，使排氣更加順暢，提高發(fā)動(dòng)機(jī)的充量系數(shù)[13]。同時(shí)兼顧結(jié)構(gòu)布置空間的考慮，模型如圖5所示。

圖5 排氣管結(jié)構(gòu)模型

3 仿真計(jì)算與分析

3.1 進(jìn)氣歧管長(zhǎng)度對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)性能的影響

根據(jù)進(jìn)氣管氣流的慣性效應(yīng)和波動(dòng)效應(yīng)[14]可知，合適長(zhǎng)度的歧管長(zhǎng)度可以有效的提高的充氣效率。本文以進(jìn)氣歧管長(zhǎng)度作為目標(biāo)優(yōu)化參數(shù)，模擬計(jì)算進(jìn)氣歧管長(zhǎng)度為60 mm、70 mm、80 mm和90 mm的情況下，發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩、功率和充氣效率隨轉(zhuǎn)速變化的曲線，如圖6所示。

圖6 進(jìn)氣歧管長(zhǎng)度對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)性能的影響

由圖6（a）和（b）可知：進(jìn)氣歧管長(zhǎng)度從60 mm增加至90 mm時(shí)，在7 000～13 000 r/min的轉(zhuǎn)速區(qū)間對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性有較大影響，在該轉(zhuǎn)速區(qū)間隨著進(jìn)氣歧管長(zhǎng)度減小，扭矩、功率輸出有明顯提升，峰值功率相對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速也有所提高，但存在的扭矩、功率波動(dòng)，進(jìn)氣歧管長(zhǎng)度為60 mm時(shí)，9 000 r/min轉(zhuǎn)速附近的功率、扭矩曲線均出現(xiàn)了較明顯的波谷。由圖6（c）可知，充氣效率隨轉(zhuǎn)速變化的曲線與扭矩曲線走勢(shì)基本一致。

3.2 穩(wěn)壓腔容積對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)性能的影響

在分析穩(wěn)壓腔容積變化對(duì)動(dòng)力性能的影響時(shí)，以穩(wěn)壓腔的容積作為單一變量，分別設(shè)置為2.5 L、2.8 L、3.0 L、3.2 L、3.5 L，計(jì)算得到扭矩-轉(zhuǎn)速曲線和功率-轉(zhuǎn)速曲線如圖7所示。由圖7（a）和（b）可以看出：隨著穩(wěn)壓腔容積從2.8 L增加至3.5 L時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)的功率和輸出扭矩在5 000～8 000 r/min區(qū)間內(nèi)有極少量的降低，在8 500～11 000 r/min區(qū)間內(nèi)有小幅度的降低；穩(wěn)壓腔容積為3.2 L時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力性表現(xiàn)較為優(yōu)異。

圖7（c）表明：當(dāng)穩(wěn)壓腔容積增加到3.2 L，在7 000～9 500 r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間，充氣效率較高，進(jìn)氣歧管可以平穩(wěn)地把氣流吸入氣缸。當(dāng)容積增加到3.5 L，充氣效率在7 000～9 500 r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)提升極小，有可能由于節(jié)氣門響應(yīng)遲滯導(dǎo)致，因此，穩(wěn)壓腔容積選擇3.2 L作為最優(yōu)設(shè)計(jì)參數(shù)。

圖7 穩(wěn)壓腔容積對(duì)動(dòng)力性能的影響

3.3 排氣歧管長(zhǎng)度對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)性能的影響

排氣歧管長(zhǎng)度影響排氣管道的壓力波，為了有效提升發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力性，可以利用壓力波動(dòng)態(tài)效應(yīng)優(yōu)化排氣歧管長(zhǎng)度，使得發(fā)動(dòng)機(jī)的殘余廢氣系數(shù)減低，充量系數(shù)提高?？紤]到發(fā)動(dòng)機(jī)應(yīng)具有良好的排氣動(dòng)力效應(yīng)及發(fā)動(dòng)機(jī)艙空間的限制和賽事規(guī)則對(duì)排氣管布置的要求，利用GT－Power進(jìn)行分析排氣歧管長(zhǎng)度對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)功率、扭矩和充氣效率的影響，結(jié)果如圖8所示。

從圖8（a）和（b）可知，在6 500～9 500 r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間，單一改變排氣歧管長(zhǎng)度對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力性提升影響不大，其影響程度沒有同條件下進(jìn)氣歧管的影響大。排氣管歧管長(zhǎng)度增加至500 mm時(shí)，在9 500～11 000 r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間，對(duì)功率、扭矩有較為明顯提升，但在5 000～8 000 r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間，功率、扭矩存在較大的波動(dòng)。在300～500 mm的長(zhǎng)度范圍，當(dāng)排氣管歧管長(zhǎng)度設(shè)置為400 mm時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)功率、扭矩有較好的輸出，選擇排氣歧管長(zhǎng)度為400 mm最為最終設(shè)計(jì)結(jié)果。從圖8（b）和（c）可知，排氣管歧管長(zhǎng)度為500 mm，在6 000～6 500 r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間，扭矩、充氣效率具有一定波動(dòng)，推斷排氣壓力波在該轉(zhuǎn)速區(qū)間時(shí)，形成了諧振效應(yīng)，導(dǎo)致此轉(zhuǎn)速點(diǎn)排氣阻力驟然增加，動(dòng)力性顯著下降。

圖8 排氣歧管對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)性的影響

3.4 優(yōu)化前后對(duì)比

綜合分析結(jié)果并兼顧整車布置需求，將限流閥入口錐角設(shè)置為18°、出口9°、進(jìn)氣歧管長(zhǎng)度70 mm、穩(wěn)壓腔3.2 L和排氣歧管長(zhǎng)度400 mm作為最終設(shè)計(jì)結(jié)果。與2016賽季參數(shù)進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如圖9所示。優(yōu)化后發(fā)動(dòng)機(jī)的峰值扭矩有所提高，并且峰值扭矩的輸出轉(zhuǎn)速區(qū)域加寬，輸出更加平穩(wěn)，最大扭矩增幅可達(dá)11.6%。優(yōu)化后發(fā)動(dòng)機(jī)功率峰值相比2016賽季有大幅提高，且峰值功率對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速也有所推遲，在10 000～15 000 r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間的高轉(zhuǎn)速區(qū)域發(fā)動(dòng)機(jī)的功率提升較為明顯。

圖9 優(yōu)化前后對(duì)比

4 結(jié)論

（1）本文借助ANSYS/FLUENT完成不同進(jìn)出口參數(shù)的下限流閥進(jìn)行流場(chǎng)分析，得出最優(yōu)參數(shù)組。結(jié)合分析得到的限流閥參數(shù)，借助GT－Power完成CBR600RR發(fā)動(dòng)機(jī)一維模型的建立，建立的發(fā)動(dòng)機(jī)工作過程仿真模型能夠準(zhǔn)確模擬發(fā)動(dòng)機(jī)的實(shí)際運(yùn)行工況。

（2）本文利用GT－Power軟件對(duì)FSAE賽車發(fā)動(dòng)機(jī)模型進(jìn)行計(jì)算，分析對(duì)比了進(jìn)、排氣歧管長(zhǎng)度和穩(wěn)壓腔容積變化對(duì)賽車發(fā)動(dòng)扭矩、功率以及充氣效率的影響規(guī)律。找到了最佳設(shè)計(jì)參數(shù)，并進(jìn)行了多種參數(shù)相結(jié)合優(yōu)化，達(dá)到了更加合理的效果，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)進(jìn)行了合理有效的改進(jìn)。

（3）本文在分析進(jìn)排氣管各參數(shù)時(shí)，采用單一變量的原則，未考慮到各參數(shù)交叉組合對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力性的影響，因此存在一定的局限性。