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    FSAE賽車發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)排氣系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)*

    2019-09-26 07:40:12芮宏斌張帥帥史洋鵬蔡斌鄭文哲
    汽車文摘 2019年10期
    關(guān)鍵詞:錐角動(dòng)力性限流

    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。

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