FSCC賽車側(cè)置式進氣系統(tǒng)的優(yōu)化仿真

張宇，續(xù)彥芳，許磊

(中北大學 能源動力工程學院，山西 太原 030051)

0 引言

中國大學生方程式大賽(FSAE)按其賽事規(guī)則[1]的要求，使用汽油為燃料的內(nèi)燃機車在其進氣系統(tǒng)中必須安裝流通截面直徑為20mm的限流器。由于截面大小的突變會使進氣系統(tǒng)流動阻力增加，單位時間內(nèi)充氣量減少，內(nèi)燃機中高轉(zhuǎn)速時功率和轉(zhuǎn)矩輸出不穩(wěn)定，故進氣系統(tǒng)的優(yōu)化設計對發(fā)動機性能的提高尤為重要。

西安理工大學采用三維FLUENT限流閥流場分析與GT-Power建立內(nèi)燃機工作過程仿真模型相結(jié)合，對限流閥垂直布置的進氣系統(tǒng)進行優(yōu)化，使得內(nèi)燃機動力性能有了極大的提升[2]。西華大學通過內(nèi)燃機整機一維仿真模型，分析了垂直進氣式進氣系統(tǒng)中進氣歧管幾何參數(shù)對內(nèi)燃機動力性能的影響規(guī)律，得出其幾何參數(shù)對高速運轉(zhuǎn)的發(fā)動機的性能影響比較突出[3]。南京工業(yè)大學基于流體力學理論以及利用GT-Power發(fā)動機二維模型進行模擬分析，使得中高轉(zhuǎn)速的充氣效率提高5%[4]。

以上車隊都針對的是限流閥垂直布置的進氣系統(tǒng)。為了合理規(guī)劃新賽季賽車的空間布局及動力性能的提升，本文設計一種側(cè)置進氣式的進氣系統(tǒng)，并對其進行優(yōu)化設計。

1 進氣系統(tǒng)的設計方案

根據(jù)大賽規(guī)則和以往車隊的參賽經(jīng)驗，發(fā)動機進氣形式采用自然吸氣，新賽季發(fā)動機進氣順序：外界環(huán)境—空氣濾清器—節(jié)氣門—限流閥—進氣總管—穩(wěn)壓腔—進氣歧管—發(fā)動機。

1.1 限流閥的設計與優(yōu)化

1)限流閥結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定

節(jié)氣門選擇雙滾筒式節(jié)氣門，因為其在節(jié)氣門全開的條件下(仿真要求)中間結(jié)構(gòu)為一個通孔，氣流通過時不會產(chǎn)生額外的能量損失。限流閥進口端的直徑為28mm(節(jié)氣門口徑限制)，喉口處直徑為20mm(賽事規(guī)則)，出口端直徑為48mm(整車空間布置限制)，本文初步設定限流閥進出口錐角分別為14°和6°。

2)限流閥優(yōu)化

為了減少限流閥形狀突變帶來的進氣壓力和進氣流速的損失以及提高進氣系統(tǒng)的質(zhì)量流量，需對限流閥進出口錐角進行優(yōu)化處理，通過ANSYS Fluent對不同進口錐角的限流閥流場進行仿真，結(jié)果如圖1和圖2所示。

圖1 不同進口錐角限流閥的壓力云圖

圖2 不同進口錐角限流閥的速度矢量圖

從圖1可以看出，按照箭頭所指方向分別對應的限流閥進口錐角度為14°、16°、18°、20°的壓力云圖，最小壓力出現(xiàn)在限流閥喉口處，隨著進口錐角角度的增加，喉口處壓力呈現(xiàn)先減小后增大的趨勢。

按照逆時針方向，每個圖對應的限流閥進口錐角度數(shù)分別為14°、16°、18°、20°的速度矢量圖，可以看出最大流速出現(xiàn)限流閥喉口處，最大流速在18°時達到峰值，為198.8m/s。從圖2可以得出限流閥進口錐角度數(shù)較大時，氣體流速在喉口處會變慢，增加進氣能量的損失。

結(jié)合上述分析，在不考慮進口錐角為20°的情況下，本文接下來只對進口錐角14°、16°、18°的限流閥漸擴端端口的質(zhì)量流量進行計算，結(jié)果如表1所示。

表1 不同進口錐角限流閥出口末端的質(zhì)量流量

綜合不同進口錐角限流閥流場仿真結(jié)果及分析，選擇限流閥進口錐角為14°。

由于前期已對出口錐角為6°限流閥進行了仿真，因此以下只針對出口錐角角度為5°、7°限流閥進行Fluent仿真，仿真結(jié)果的壓力云圖和速度矢量圖如圖3、圖4所示。

圖3 不同出口錐角限流閥的壓力云圖

圖4 不同出口錐角限流閥速度矢量云圖

圖3中，結(jié)合已仿真過的6°出口錐角，可以發(fā)現(xiàn)限流閥出口錐角角度與喉口處壓力變化成正線性關系，由于出口錐角角度為7°時限流閥進出口壓力不一樣，說明此時限流閥整體存在壓力損失，故在設計中將對該角度不作考慮。

圖4中，結(jié)合已仿真過的6°出口錐角，限流閥出口錐角角度與喉口處流速成負相關。當出口錐角為7°時，因流速較慢會增加流動過程中能量損失。

綜合圖3、圖4分析，確定本次設計不考慮出口角為7°的情況，接下來只對出口錐角5°和6°的出口端端面質(zhì)量流量進行計算，結(jié)果如表2所示。

表2 不同出口錐角限流閥出口端質(zhì)量流量

結(jié)合上述仿真結(jié)果及分析、出口端質(zhì)量流量數(shù)據(jù)，因此選擇限流閥出口錐角為5°。

1.2 進氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式

為了避免進氣總管與賽車車身的干涉，最后將進氣總管設置成一段彎曲角度為90°、半徑為100mm、直徑為70mm的彎管。

為了減弱因加裝一段彎管造成穩(wěn)壓腔內(nèi)波動效應的紊亂程度增加及每個氣缸進氣效率不平衡的影響，故將穩(wěn)壓腔設置為一種圓臺與半球的組合體。穩(wěn)壓腔初始容積設定為3L，進氣歧管初始長度設為260mm。進氣系統(tǒng)簡化的三維模型如圖5所示。

圖5 進氣系統(tǒng)的三維模型

2 仿真模型的建立

2.1 數(shù)學模型的建立

利用GT-Power軟件建立內(nèi)燃機整機仿真模型，采用有限容積解析流體流動控制方程；燃燒模型采用Wiebe模型[5]模擬放熱規(guī)律；缸內(nèi)傳熱模型采用WoschniGT模型[6]。

1)流動方程

(1)

(2)

(3)

式中：u為氣體流速；ρ為氣體密度；p為氣體壓力；F為管截面積；f為管壁摩擦阻力；D為當量直徑；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

(4)

3)傳熱模型

(5)

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

2.2 發(fā)動機基本參數(shù)

本賽季以Honda CBR600發(fā)動機作為動力源，其基本參數(shù)如表3所示。

表3 CBR600發(fā)動機基本參數(shù)

2.3 發(fā)動機整機一維模型的建立

內(nèi)燃機整機仿真模型主要由進氣系統(tǒng)、氣缸、曲軸箱和排氣系統(tǒng)組成。基于內(nèi)燃機進排氣門幾何參數(shù)以及內(nèi)燃機基本參數(shù)，建立了內(nèi)燃機進排氣閥門、進氣道、氣缸及曲軸箱模型。內(nèi)燃機GT-Power仿真模型如圖7所示。

圖6 發(fā)動機整機一維仿真模型

在發(fā)動機整體一維模型中，以空濾器進口和發(fā)動機排氣歧管出口為邊界，邊界壓力為0.1MPa，溫度為300K，進氣系統(tǒng)仿真模型是其初始的三維模型通過GM3D離散得到的。

3 仿真計算與分析

3.1 穩(wěn)壓腔容積對發(fā)動機性能的影響

穩(wěn)壓腔是進氣系統(tǒng)中氣流穩(wěn)定中樞，如果設計不合理，穩(wěn)壓腔中的波動效應會使得各缸進氣不均勻，造成發(fā)動機進氣效率降低，影響發(fā)動機性能的輸出，嚴重時還會縮短發(fā)動機的壽命。所以將穩(wěn)壓腔容積作為目標優(yōu)化參數(shù)，分析容積分別為2L、2.5L、3L、3.5L時對內(nèi)燃機性能的影響，選出適合本次設計的穩(wěn)壓腔容積。仿真結(jié)果如圖7所示。

圖7 穩(wěn)壓腔容積對發(fā)動機性能的影響

由圖7可得，發(fā)動機轉(zhuǎn)速在6 000～7 000r/min區(qū)間內(nèi)，充氣效率和轉(zhuǎn)矩的曲線均呈現(xiàn)下降趨勢，在7 000r/min時充氣效率和轉(zhuǎn)矩均降到低谷。但在7 000～9 000r/min區(qū)間內(nèi)轉(zhuǎn)矩和充氣效率都有了顯著的提升且在9 000r/min達到中高轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)的首個峰值。從而得出，穩(wěn)壓腔容積變化主要影響高轉(zhuǎn)速時的發(fā)動機性能，考慮到賽車比賽常用轉(zhuǎn)速為8 000r/min左右，故選擇3.5L的穩(wěn)壓腔為設計參數(shù)。

3.2 進氣歧管對發(fā)動機性的影響

根據(jù)動態(tài)效應的理論研究可知，合理設計進氣歧管的長度會對發(fā)動機充氣效率的提高有一定促進作用，故以其長度作為目標優(yōu)化參數(shù)。分析進氣歧管長度為80mm、140mm、200mm、260mm、320mm時對內(nèi)燃機動力性能的影響，選出最佳的歧管長度。仿真結(jié)果如圖8所示。

圖8 進氣歧管長度對發(fā)動機性能的影響

由圖8可知，進氣歧管長度從80mm增加320mm時，在5 000～10 000r/min區(qū)間內(nèi)對內(nèi)燃機動力性能有著顯著的影響；在5 000～7 000r/min區(qū)間內(nèi)，隨著進氣歧管長度的增加，轉(zhuǎn)矩和充氣效率的峰值也在增加；轉(zhuǎn)速在7 000～10 000r/min區(qū)間內(nèi)，內(nèi)燃機的功率隨著長度的增加反而降低。由此可以得出，歧管長度主要對內(nèi)燃機進氣效率和轉(zhuǎn)矩的輸出造成影響。綜合賽車實際的運行工況以及曲線走勢的平穩(wěn)性，當歧管長度為140mm時，內(nèi)燃機動力性能輸出更為穩(wěn)定。

3.3 改進前后對比

綜合上述分析結(jié)果及整車的空間布置，最終的設計結(jié)果將限流閥進出口錐角分別設置為14°和5°，進氣歧管長度為140mm，進氣總管是一段直徑為100mm的彎管，穩(wěn)壓腔容積為3.5 L。與2020賽季限流器垂直布置的進氣系統(tǒng)對比結(jié)果如圖9所示。側(cè)置進氣式進氣系統(tǒng)在7 500～10 000r/min速區(qū)間內(nèi)，內(nèi)燃機性能均有明顯的改善，其中轉(zhuǎn)矩的漲幅為3.42%，功率漲幅為2.85%，充氣效率漲幅為2.98%。

圖9 改進前后系統(tǒng)性能對比結(jié)果

4 結(jié)語

本文針對新賽季賽車整車空間布局的設置和限流閥加裝造成的發(fā)動機性能降低的影響，構(gòu)建出側(cè)置進氣式進

氣系統(tǒng)并初步選定進氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)；通過限流閥流場仿真與一維內(nèi)燃機工作過程仿真相結(jié)合，對側(cè)置進氣式進氣系統(tǒng)進行優(yōu)化處理，得出將限流閥進出口錐角分別設置為14°和5°、進氣歧管長度為140mm、穩(wěn)壓腔容積為3.5L時，內(nèi)燃機在賽車常用轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)轉(zhuǎn)矩和功率輸出更加穩(wěn)定，且進氣效率也有明顯的改善。