4缸柴油機排氣歧管分析與設計的研究*

龔金科，官慶武

(湖南大學，汽車車身先進設計制造國家重點實驗室，長沙 410082)

前言

車用高速柴油機在采用渦輪增壓技術后，其排氣系統(tǒng)的選擇和設計對柴油機的性能有重大影響。設計合理的排氣系統(tǒng)不但能更有效地利用排氣中的可用能，使之轉化為渦輪的動能，而且能更好地滿足車輛的變工況和瞬時加速等特性的要求。因此，選擇和設計合理的排氣系統(tǒng)顯得十分必要。

1 渦輪進口方案對比分析

由于車用渦輪增壓器的增壓比不會很高，此時排氣中脈沖能量所占比例較大，因而，相對穩(wěn)壓系統(tǒng)而言，脈沖增壓系統(tǒng)中可利用的排氣脈沖能量更多。采用脈沖增壓系統(tǒng)，會有較高的能量傳遞效率，因而更能滿足車輛的變工況和加速等特性的要求。車用渦輪脈沖系統(tǒng)進氣口的布置主要有渦輪雙進口(二脈沖系統(tǒng))和渦輪單進口兩種方案，如圖1所示。

因為單進口脈沖系統(tǒng)渦輪前的壓力波動較小，渦輪效率比二脈沖系統(tǒng)高，所以采用單進口脈沖系統(tǒng)柴油機性能比雙脈沖系統(tǒng)會更好[1]。

2 增壓柴油機的一維仿真模型

本文中運用適用于內燃機工作過程和性能仿真的某大型分析軟件建立了某增壓柴油機(基本參數(shù)見表1)的仿真模型如圖2所示，其模型參數(shù)見表2。

運用以上所建立的柴油機模型分別對雙進口和單進口布置方案進行性能仿真。仿真結果見表3。

從表3可見，標定工況時，單進口的燃油消耗率

表1 某增壓柴油機基本參數(shù)

表2 模型基本參數(shù)

表3 不同渦輪進口布置方案下增壓柴油機性能

比雙進口高1.119g/(kW·h);而最大轉矩工況時，單進口的燃油消耗率比雙進口低1.88g/(kW·h);為提高最大轉矩和加速性能，采用單進口是可取的。標定工況時，單進口的渦輪進口溫度下降了11K，最大轉矩工況時，單進口渦輪進口溫度下降了14K。標定工況時，單進口渦輪進口壓力升高了0.2kPa，最大轉矩工況時，升高了0.1kPa。標定工況時，兩種進氣口方案的掃氣系數(shù)基本相同，最大轉矩工況時，單進口掃氣系數(shù)比雙進口的高了0.001。因為車用渦輪增壓器，總效率不是很高，采用二脈沖系統(tǒng)，氣體的流動損失更大。而4缸柴油機發(fā)火間隔剛好為180°CA，在掃氣重疊角內掃氣困難，并且有可能引起廢氣的倒流。通過以上的對比分析，4缸柴油機用單進口排氣管的脈沖系統(tǒng)是可取的。

3 單進口排氣歧管管道設計

排氣歧管中氣流流動方向的改變往往伴隨著能量的耗散。氣流在彎管中的流動，其損失主要包括渦流損失和二次流損失。氣流在流入彎管段前，管截面上的壓力是均勻的，進入彎管后，由于曲率的關系，氣體將受到離心慣性力的作用，使彎管內側的壓力將低于彎管外側的壓力。在圖3中彎管外側AB區(qū)域的氣體壓力將升高，根據伯努利方程可知該區(qū)域氣體速度將相應減小，而BC區(qū)域為壓力逐漸降低區(qū)。在圖3中彎管內側ab區(qū)域為壓力逐漸降低區(qū)，bc區(qū)域為壓力升高區(qū)。氣流流經Cc截面后，進入直管段，截面上的壓力又重新均勻分布，這樣在Aa截面與Cc截面之間出現(xiàn)AB和bc兩次升壓減速區(qū)，使氣體脫離壁面，在壁面附近形成渦流區(qū)，形成渦流損失。由于黏性的作用，使得管壁附近的流速慢，這些氣體質點的彎曲流動半徑將會有縮小的趨勢，表現(xiàn)為氣體沿管壁從外側向內側流動，氣體的連續(xù)性使管中的氣體由外側B點分岔后沿兩個半圓管壁流向內側b匯合折向中心，形成兩個半圓周的回轉環(huán)形流動，如圖3中的Bb剖面。這樣形成旋轉方向相反的兩條半圓形螺旋狀氣流柱，延伸向下流動，這種流動稱為二次流。彎管的經驗計算公式[2]為

式中:ζ為阻力系數(shù);θ為彎角;r為彎管半徑;R為彎曲半徑。

從式(1)可知，彎角越大損失越大，管徑越大損失越大，彎曲半徑越大，損失越小。

根據以上分析，將對圖1(b)中的原排氣歧管做了如下改進:對1、4排氣支管，盡可能地加大它的彎曲半徑，考慮到排氣管的布置，將原彎曲半徑加大30%;并采用75%的縮口率，因為此時，掃氣系數(shù)最大，低速小負荷工況下的泵氣功損失最小[3]。對圖1(b)中的2、3排氣支管，采用模件式多功能脈沖轉換渦輪增壓系統(tǒng)，即MMPC 系 統(tǒng)[4](modular multi-purpose pulse converter turbo charging system)，如圖4所示。

MMPC系統(tǒng)中由于總管中的氣流與下游氣缸排氣支管氣流夾角成0°，所以氣流擾動損失小;在排氣總管中出現(xiàn)縮口，使上游總管的氣流壓力波峰在縮口處壓力能轉化成速度能，將在排氣支管出口上方出現(xiàn)速度較大的氣流，形成一個低壓區(qū)，使排氣支管中的氣體能更快速地流出，從而更利于掃氣。在2、3排氣支管出口處，排氣總管的縮口率取80%，縮口過大將會影響排氣總管的通流截面，縮口過小，一方面不能起到上述功效，另一方面將會造成排氣支管過短，給排氣歧管的布置帶來困難。對2、3排氣支管，和1、4排氣支管一樣采取75%的縮口率。實際上，上游氣缸排氣時，氣流是向上傾斜，因此結構不會影響通流截面，反而可以阻止回流[5]。改進后的排氣歧管如圖5所示。

4 排氣歧管流場特性分析

4.1 計算方法

本文中對新、舊排氣歧管分別建立了CFD仿真模型，并利用hypermesh對模型進行網格劃分，網格數(shù)量大約分別為70.9萬個和57.4萬個，計算采用k-ε模型的標準壁面湍流模型，計算方法采用segregated隱式算法，湍流動能方程k和擴散方程ε[6]為

式中:Gk為由層流速度梯度而產生的湍流動能;YM為過渡擴散產生的波動動能;σk、σε為k方程和ε方程的湍流Prandtl數(shù);Sk、Sε為用戶自定義項;C1ε、C2ε為常數(shù)。根據Launder等的推薦值及后來的試驗驗證:σk=1.0，σε=1.3，C1ε=1.44，C2ε=1.92。

對于本文中采用的標準壁面的湍流速度模型，湍流速度為

式中:Cμ為常量;ρ為流體密度。

4.2 邊界條件

為了使新、舊排氣歧管的計算結果具有可比性，新、舊方案均采用相同的邊界條件，入口給定總壓，出口給定靜壓，其余給為壁面條件，計算初始值均給為零初場。入口邊界:總壓214kPa;出口邊界:靜壓207kPa;計算流體:理想空氣。

4.3 計算結果和分析

圖6為新、舊排氣歧管速度矢量分布圖。在新排氣歧管中，由于2、3、4排氣支管中的氣流與總管氣流的夾角遠小于舊排氣歧管，所以氣流的擾動損失小;故在圖中可看到，新排氣歧管中的回流現(xiàn)象較少，并且氣流的流速也略大于舊排氣歧管中的氣流流速(新排氣歧管中氣流平均流速約為46.4m/s，舊排氣歧管中氣流平均流速約為45.2m/s)，這樣便能更好地滿足車用增壓柴油機的加速特性。

5 結論

本文中建立了某渦輪增壓柴油機的一維仿真模型。利用所建立的仿真模型，對比分析了增壓柴油機在不同渦輪進口方案下的經濟特性和加速特性。通過對排氣歧管中流動損失的分析，設計了一種新的排氣歧管，并建立了新、舊排氣歧管的CFD三維仿真模型，利用所建模型分別對不同排氣歧管進行了流場特性仿真。仿真結果表明，所設計的排氣歧管能更好地滿足車用增壓柴油機的經濟和加速等特性要求。

[1]顧宏中．MIXPC渦輪增壓系統(tǒng)用于4缸柴油機[J]．柴油機，2003(3):1－4．

[2]張偉，陳文義．流體力學[M]．天津:天津大學出版社，2009．

[3]張有，顧宏中．車用發(fā)動機增壓系統(tǒng)的選型及計算分析[J]．車用發(fā)動機，2001(6):24－28．

[4]胡伯宗．8V150柴油機渦輪增壓系統(tǒng)排氣管系設計研究[D]．上海:上海交通大學，2009．

[5]顧宏中．新開發(fā)的MIXPC渦輪增壓系統(tǒng)排氣管系[J]．柴油機，2004(4):6－9．

[6]龔金科，吳鋼，王曙輝，等．徑向柴油機微粒捕集器流速分布特性數(shù)值分析[J]．農業(yè)工程學報，2010(4):119－125．