大學生方程式賽車排氣系統優化設計

宋志堯，王震

（200082 上海市 上海理工大學）

0 引言

排氣系統是發動機的重要組成部分，其基本功用是將發動機做功所產生的廢氣排出，其布置形式的選擇以及結構參數的選定對發動機的排氣通暢性有著重要意義，影響賽車的動力性能[1]，因此,排氣系統的性能在整個賽車動力系統中占有重要地位。國內方程式比賽主要使用的發動機為本田CBR600 的四缸機，排量為600 cc，其次是型號較多的單缸機，如浙江春風的CF188，排量為493 cc，這也使得進排氣系統的設計主要分為四缸進排氣系統和單缸進排氣系統，借助發動機性能計算分析軟件建立發動機數值分析模型[2]。在確定排氣系統的設計前，必須先確定發動機的使用?，F將兩類發動機的優缺點做以下對比：從結構和布置上來看，單缸發動機的進排氣系統相對簡單，對布置空間要求不高，因此制造較為方便。其次，單缸機的進氣系統不需要考慮各氣缸的進氣量是否均勻的問題，也不需要考慮排氣系統各個氣缸排氣相互干渉的問題；從整車質量與成本控制上看，單缸機與四缸機在價格上相差并不是很大，但單缸機質量更小一些。所以，單缸機賽車在整車輕量化上比四缸機賽車有很大優勢；從穩定性上看，四缸機在比賽中更為穩定，如果4 個缸有一個無法正常工作，那么賽車只是在功率上有所損失，但賽車仍然可以繼續完成比賽。而單缸機一旦出現問題，賽車只能拋錨停止比賽。在功率輸出方面，四缸機相對比較連續穩定，單缸機連續性較差，并且因為不穩定造成的振動較大，噪音更大。從每年的成績看，由于四缸機上手簡單并且工作穩定，大部分奪冠車隊都選用了四缸機，因此，本文選擇使用了四缸機。在確定發動機類型后，排氣系統的設計也確定了大致方向。排氣系統的數值模擬涉及到流體動力學、結構動力學以及聲學等多個學科的知識，同時又與發動機耦合在一起[3]，因此，按照設計流程，將計算、排氣歧管長度、直徑等排氣系統參數，結合布置空間大小，利用CATIA 軟件對排氣系統進行了建模，并與整車進行了匹配。利用Fluent 對排氣進行耦合仿真分析，對其內部各場如流場和壓力場進行了相應的分析[4]。通過仿真分析最終確定方案可行性。

1 排氣系統基本原理

1.1 排氣系統在發動機中的基本作用

賽車排氣系統主要作用是排放內燃機工作所釋放的廢氣，同時，使噪音減小。設計排氣系統的主要目的是優化排氣過程，提高發動機換氣效率以及減少排氣噪音。凡采用自然吸氣的發動機，它所能發出的功率最終受限于空氣的進入、空氣與燃料的混合以及廢氣排出的速率。持續輸出高功率的關鍵在于易于換氣和較好的混合氣。本文所使用的本田CBR600 發動機為往復式4 個沖程，工作時，排氣沖程是間斷的，即排氣過程不連續。在間斷的排氣過程中會形成壓力波，這是產生排氣噪音的主要因素。

在間斷排氣的過程中，如果能有效利用這部分壓力波，那么在排氣過程中將會有利于氣缸內廢氣的排出，提高充量系數。

1.2 諧振效應在排氣歧管設計中的運用

賽車排氣系統在設計上力求讓發動機在功率和扭矩上達到最大值，理論上就需要在進氣與排氣沖程中廢氣盡可能全部排出，使氣缸內充滿新鮮的混合氣。

諧振效應即利用廢氣在歧管中的慣性使得排氣門處產生一個低氣壓，在進氣門與排氣門同時打開的瞬間將氣缸內的廢氣吸走并使新鮮混合氣加速進入氣缸內。如果能實現以上的設計，那么發動機進排氣效率將有顯著提升。

四沖程發動機只有在活塞做功后的排氣沖程臨近結束至進氣沖程的剛開始時才會出現氣門同時開啟。如果發動機的常用工況大于6 000 r/min，如賽車，那么氣門重疊時間較短。為了能利用排氣氣流產生的低氣壓，排氣管往往設計得較短。反之，當發動機常用工況低于6 000 r/min，如民用轎車（一般低于4 000 r/min），這類排氣歧管往往比較長。如圖1 所示。

圖1 賽車排氣歧管與民用轎車排氣歧管對比圖Fig.1 Comparison of exhaust manifolds of racing cars and civil cars

由于本文采用發動機是四缸發動機，那么每個氣缸的轉速是相等的。為了實現每個氣缸對諧振效應達到相同的利用，有以下2 種方法可以實現每個氣缸工作一致：

（1）采用等截面和等長度的排氣歧管。由于從排氣歧管尾部反射回的低壓波在歧管中的傳播速度、歧管的截面積以及當地聲音速度有關，只要保證各個歧管截面積和長度相同，每個歧管諧振效應發生的作用在發動機同等轉速下是一樣的。

（2）使各缸的排氣管的截面和長度不相等。為了控制低壓波的反射時間和壓力大小，截面積大的歧管長度就需要減小，反之，截面積小的歧管就需要做得相對長一點。

對比這兩種方法，方法（1）設計和計算過程簡單，并且加工制造簡單，易于實現，但是缺點就是需要更大的布置空間，這在一定程度上會造成空間上的浪費；方法（2）正好相反，雖然需要復雜的計算和加工，但節約空間。

綜合上述特點，考慮到加工條件和設計條件，最后選擇方法（1），即等截面等長度的排氣歧管。

1.3 排氣系統設計方案分析

在確定了排氣歧管截面以及長度的設計方案后，確定布置方案。布置方案主要有2 種：

（1）4 出2 布置方式：如圖2 所示，這種布置分別將氣缸1 與氣缸2 所對應的歧管最后合并為一根總管，將氣缸3 與氣缸4 所對應的歧管最后合并為一根總管。兩根總管互不相干，直接連接不同的消音器，然后通入大氣。

圖2 4 出2 排氣布置方式Fig.2 4-out 2-exhaust arrangement

這種布置的優點首先便是排氣管設計簡單，其次從結構來看這種布置方式需要兩個消音器，這對降低噪音很有幫助，但費用較高。根據以往的比賽經驗，將廢氣經過一個消音器以達到使噪音低于比賽所規定的110 dB 是可行的。此外，2個消音器將增加整車質量，所以這種方法一般不予以考慮。

（2）4 出2 出1 布置方式：如圖3 所示，這種布置是將氣缸1 與氣缸4 所對應的歧管合并形成一個小的總管1，將氣缸2 與氣缸3 所對應的歧管合并形成另一個小的總管2，最后將小總管1 與2 再次合并形成最后的總管連接消音器，然后通入大氣。由于影響排氣的主要因素有3 個方面：發動機轉速、負荷和結構形式[5]，因此，這種布置方案會產生2 次真空低壓，并在管子開口端做最后膨脹之前向排氣口返回2 個稀疏波。在發動機高轉速下，二次減壓來得太晚，所以，產生的負壓不夠強烈。但在中等轉速范圍內，這樣適時稀疏波會兼顧中段和尾段發動機轉速范圍內排氣門處的低壓，有利于充量系數的提高和獲得良好的扭矩特性。并且在出彎加速方面，這種布置更適合發動機的工況。

圖3 4 出2 出1 排氣布置方式Fig.3 4-out 2-out 1-exhaust arrangement

綜合比較以上2 種方案，雖然4 出2 的布置方案非常利于賽車在高速情況下性能的提升，但是經過實地考察，比賽場地和比賽項目入彎和出彎次數頻繁，發動機工況以中等偏上的轉速為主，對急加速性能要求更高，因此，不予考慮。此外，考慮大賽對噪聲的限制，最后選定4 出2 出1 這種布置方法。

2 排氣系統數模設計

2.1 排氣歧管參數設計

排氣管設計最基本的參數就是排氣歧管的長度和管內徑。計算公式分別如下：

式中：P——排氣歧管長度；ED——180°與排氣氣門早于排氣行程下止點開啟曲軸轉角度之和；RPM——發動機目標優化轉速。

式中：P——排氣歧管長度；CC——發動機排量；ID——排氣歧管內徑。

根據上述公式計算結果，轉為毫米單位后，得到：P=290 mm，ID——38 mm。

2.2 排氣歧管彎管選擇

之前的設計對于排氣歧管彎管的曲率半徑選擇較小，增加了彎管的加工與定位難度，并且造成管內的壓力損失增加。根據牛頓第二定律和伯努利方程可以得到彎曲管道中流線上質點的速度和曲率半徑的關系式

式中：V——氣流速度；R——彎管曲率半徑；C——沿徑向的積分常數。

排氣過程中，發動機所排出的廢氣進入排氣歧管時，廢氣在排氣歧管彎管中的氣體流動情況如圖4 所示。

圖4 彎道內的氣流運動示意圖Fig.4 Schematic diagram of airflow movement in a curve

曲率半徑過小將導致內側速度高，外側速度低，垂直軸線方向的截面上速度分布梯度較大，能量損失增大，截面的有效利用率低。因排氣氣管彎曲而引起的壓力損失如式（4）所示。

式中：ρ——氣體密度；V——氣體流速。

可見，增大曲率半徑R 可以減少壓力損失。然而在實際設計中，考慮到工藝和空間布置，只能盡量選擇曲率半徑較大且市場上可以買到的彎管。

2.3 排氣系統數模的確定

在CATIA 軟件中，根據發動機位置確定了排氣系統的整體結構與布局，考慮上述內容對排氣系統的要求，最終確定了排氣系統的數模圖如圖5 所示。

圖5 排氣系統數模圖Fig.5 Digital model of exhaust system

3 基于ANSYS Fluent 的排氣系統分析

3.1 網格劃分

網格劃分采用ANSYS15.0 自帶的軟件ICEM。由于結構簡單沒有多個計算域，選擇非結構性四面體與六面體混合網格。網格最大尺寸設定為0.004（無量綱量），排氣系統的網格劃分如圖6 所示?？紤]到廢氣流速過快，為了精確計算，需要設置邊界層，層數為3，增長率為1.2。經過計算，網格生成后總量為61 萬個，質量大于0.1 可用于Fluent 計算。Fluent 中提供了2 種數值求解方法：分離求解法和耦合求解法。本文采用的是分離求解法，與耦合求解法相比，它具有耗時少、節省計算資源等優點[6]。

圖6 排氣系統網格圖Fig.6 Exhaust system grid diagram

3.2 Fluent 參數設置與計算

假定流場內的流體為煙氣，流狀態為可壓縮，非定常流動，操作環境壓力為0 Pa。問題計算的控制方程包括：連續方程、動量守恒方程、標準k-e湍流模型和能量守恒方程[7]。由于排氣系統具有熱量交換，因此，模型設置為k-e 湍流模型，煙氣物理性質與邊界條件按如下參數設置：

入口邊界：壓力入口，壓力值為0.3 MPa，溫度為1 000 K。出口邊界：壓力出口，壓力值為0.1 MPa，溫度700 K。殘差設定為1×10-3。煙氣物理性質如表1 所示。

表1 煙氣性質Tab.1 Smoke properties

最后，初始計算步數為500 步，計算過程中，參數在100 步后開始趨向定值，在340 步時自動收斂，從而確定網格與參數設置基本無誤。

3.3 排氣流速場對比分析

將前后設計的排氣系統做比較分析，將結果圖放在一起對比，如圖7、圖8 所示。

圖7 優化前的排氣系統流速分布圖Fig.7 Distribution diagram of exhaust system flow rate before optimization

圖8 優化后的排氣系統流速分布圖Fig.8 Optimized exhaust system flow rate distribution diagram

對比圖7、圖8 流速不難發現，由于優化前排氣系統總管設置的直徑比優化后的要小，在第2 級集合器和總管之間的過渡連接處的最高流速優化前的3 436 m/s 要遠高于優化后的1 535 m/s。再次對比，優化前的4 個排氣歧管氣體流量并不一致，1 缸與2 缸所對應排氣歧管的氣體流量低于3 缸與4 缸所對應的排氣歧管氣體流量，這說明排氣并不均勻，4 個氣缸的排氣系數不一致，那么必然導致發動機的功率受損。所以，優化后的排氣設計在均勻排氣這方面是成功的。

由圖8 所示，排氣口1 對應的排氣質量流量為0.108 134 kg/s，排氣口2 對應的排氣質量流量為0.105 693 kg/s，排氣口3 對應的排氣質量流量為0.105 541 kg/s，排氣口4 對應的排氣質量流量為0.106 877 kg/s。4 個氣缸對應的排氣出口的排氣質量流量數值相差并不大，表示流速基本均勻，排氣氣流沒有相互干擾。

3.4 排氣壓力場對比分析

優化前后的排氣壓力場如圖9、圖10 所示。

圖9 優化前的排氣系統壓力分布圖Fig.9 Pressure distribution diagram of exhaust system before optimization

圖10 優化后的排氣系統壓力分布圖Fig.10 Optimized exhaust system pressure distribution diagram

對比圖9、圖10 可以看出，整體上壓力從排氣口至出口逐漸減小。但優化前，排氣總管截面積相對較小，對應的各個部位，壓力比優化后的要大。即優化前排氣的廢氣機械能要大于優化后排氣的機械能，噪音控制沒有優化后效果好。結合上面所示的流速圖，同一截面處，流速高的部位壓力偏低，流速低的部位壓力偏高。這驗證了2.2 中所論述的彎管對流場的影響，所以，如果在設計中可以減小排氣彎曲的曲率半徑，排氣氣流就會順暢很多，有利于排氣效率的提升。

5 結語

總結上述對比分析，可以肯定優化后的排氣系統在排氣均勻性上性能優于優化前的排氣系統，但是由于噪音大小無法直接計算，因此，該對比分析并不能直接得出噪音控制結果，但可以通過壓力與流速分布看出，尾段排氣氣流壓力與流速減小，動能減小，根據理論推測噪音控制應該得到優化，整體排氣效率有所提高，達到了最初的設計期望。