張國勇,張良勇,高朝祥
(四川化工職業(yè)技術(shù)學(xué)院,四川瀘州 646099)
某型號轎車排氣系統(tǒng)采用了雙催化器結(jié)構(gòu),滿足了環(huán)保和排放法規(guī)對汽車尾氣的要求,但采用這種結(jié)構(gòu)會導(dǎo)致排氣系統(tǒng)的背壓增大,比單催化器結(jié)構(gòu)高10 kPa及以上,對該車型的燃油經(jīng)濟(jì)性和動力性等指標(biāo)造成了不利影響。
鑒于此,在不改變雙催化器結(jié)構(gòu)和基本保持消聲器效果的條件下,采用試驗(yàn)和數(shù)值分析相結(jié)合的方法對現(xiàn)有排氣系統(tǒng)的工作性能及其背壓的影響因素進(jìn)行研究,進(jìn)而提出優(yōu)化方案,為問題的解決提供參考。
排氣背壓是排氣系統(tǒng)開發(fā)過程中的關(guān)鍵技術(shù)目標(biāo)之一。排氣背壓過大,會導(dǎo)致充氣損失增加,排氣消耗的機(jī)械功增多,發(fā)動機(jī)功率輸出降低,燃油經(jīng)濟(jì)性降低,排氣溫度升高;排氣背壓過小,會造成排氣系統(tǒng)設(shè)計(jì)成本增加,噪聲水平變差[1-3]。
流體力學(xué)的發(fā)展使數(shù)值模擬技術(shù)成為了預(yù)測排氣背壓的重要方法,文獻(xiàn)[4-7]分別利用模擬軟件對催化器、消聲器和后處理等系統(tǒng)的背壓進(jìn)行了仿真分析。本文基于研究項(xiàng)目的實(shí)際情況,將分別對除催化器外的排氣系統(tǒng)進(jìn)行數(shù)值和試驗(yàn)分析,對其背壓特性進(jìn)行研究。
排氣系統(tǒng)由催化器、前排氣管、前消聲器、中段排氣管、后消聲器(即主消聲器)、尾管等部件組成。排氣背壓特性測試在某汽車公司發(fā)動機(jī)試驗(yàn)平臺完成,試驗(yàn)壓力測試點(diǎn)如圖1所示。其中,P_EXH2指排氣系統(tǒng)冷端的背壓,P_EXH4為后消聲器的背壓,P_EXH2與P_EXH3的差值則為前消聲器背壓,P_EXH3與P_EXH4的差值為中段排氣管的背壓。試驗(yàn)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速6000 r/min,該轉(zhuǎn)速下各部件背壓值如表1所示。
圖1 M2排氣系統(tǒng)外觀
表1 排氣系統(tǒng)各部件背壓值及占比
根據(jù)某消聲器公司提供的HM474Q型發(fā)動機(jī)及排氣系統(tǒng)參數(shù),使用模擬計(jì)算軟件GT-Power,建立發(fā)動機(jī)的工作過程模型和消聲器結(jié)構(gòu)的耦合模型。將模型與實(shí)驗(yàn)值進(jìn)行對比,確定最優(yōu)仿真模型。通過建立的模型,仿真分析后消原始方案、改進(jìn)方案1和改進(jìn)方案2的排氣背壓和聲學(xué)性能。
1.2.1 計(jì)算模型
依據(jù)發(fā)動機(jī)的工作過程仿真模型和排氣系統(tǒng)的耦合仿真模型,計(jì)算排氣系統(tǒng)背壓和尾管噪聲值。
1.2.2 數(shù)值分析
根據(jù)提供的發(fā)動機(jī)性能數(shù)據(jù)校核發(fā)動機(jī)模型后,計(jì)算得到各轉(zhuǎn)速下的排氣系統(tǒng)背壓、壓力損失、尾管噪聲等。表2為在最高轉(zhuǎn)速6000 r/min時,排氣系統(tǒng)冷端背壓實(shí)驗(yàn)值與計(jì)算值的對比。
表2 冷端背壓實(shí)驗(yàn)值與計(jì)算值
從表2可看出,計(jì)算值和試驗(yàn)值整體誤差較大,P_EXH2測點(diǎn)誤差基本一致。由于數(shù)值建模時未考慮催化器和排氣歧管參數(shù),整體背壓計(jì)算值與試驗(yàn)值誤差較大。
發(fā)動機(jī)在6000 r/min時排氣系統(tǒng)冷端各部件的壓力分布如圖2所示。由圖可知,整個排氣系統(tǒng)冷端中段排氣管和后消聲器的壓力降最為明顯,主消聲器壓降為122-111=11 kPa,約占整體壓降的50%;中段排氣管壓降為118-111=7 kPa,約占32%。
通過排氣系統(tǒng)的試驗(yàn)及數(shù)值分析可知:①試驗(yàn)結(jié)果與數(shù)值分析結(jié)果比較吻合,證明了所建數(shù)值模型正確性及可靠性;②M2車型排氣系統(tǒng)中,整個排氣系統(tǒng)背壓,催化器背壓最大,占的50%以上,其次為后消聲器,占25%以上,然后是中段排氣管,前消聲器最小。
圖2 排氣系統(tǒng)冷端壓力分布
因此,降低排氣系統(tǒng)背壓應(yīng)考慮催化器的改進(jìn)、后消結(jié)構(gòu)和中段管路。由于催化器是一個獨(dú)立結(jié)構(gòu),不屬于本次研究的范疇,故降低排氣系統(tǒng)背壓的工作重心將集中在主消聲器結(jié)構(gòu)和中段管路上。
目前關(guān)于排氣系統(tǒng)研究較多的是振動特性和懸掛點(diǎn)位置的優(yōu)化。模態(tài)分析是排氣系統(tǒng)動力學(xué)計(jì)算的關(guān)鍵[8]。其研究的思路主要是在一定頻率范圍內(nèi),影響振幅和噪聲的主要因素,通過改變排氣系統(tǒng)掛鉤吊耳的懸掛位置,減小排氣系統(tǒng)的最大振幅,實(shí)現(xiàn)對排氣系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。也有文獻(xiàn)利用Fluent軟件摩托車排氣管內(nèi)氣體流動狀況進(jìn)行數(shù)值模擬,根據(jù)速度、壓強(qiáng)分布情況來確定催化轉(zhuǎn)化器的理想安裝位置。借鑒以上文獻(xiàn)的研究思路,確定了以下影響排氣背壓的研究因素。
根據(jù)流體力學(xué)相關(guān)理論可知,排氣管內(nèi)徑的大小對壓力損失有較大的影響。在相同的排氣流量下,管徑越大,氣體流速越慢,壓力損失越少。因此在僅改變排氣管內(nèi)徑,計(jì)算不同管徑在P_EXH2測量點(diǎn)(圖1)的排氣背壓變化情況(圖3)。
圖3 排氣背壓隨內(nèi)徑變化
可以看出,當(dāng)內(nèi)徑由36 mm增大到44 mm,對應(yīng)的背壓由27.5 kPa減小至15.9 kPa,降低了11.6 kPa,說明內(nèi)徑越大、背壓越小壓力損失明顯減少。因此,增加排氣管管徑對降低背壓有較為明顯的影響。
中段排氣管彎管部分彎曲角度較大,易產(chǎn)生較大的局部阻力損失和沿程阻力損失。其他參數(shù)不變,僅改變彎管段一彎曲角度。不同角度的排氣系統(tǒng)冷端背壓的變化情況如圖4所示。
可以看出,隨著彎管角度增大(即直管的角度為180°),背壓逐漸減小。由于彎管角度增大,排氣阻力減小,流動損失降低。因此,在設(shè)計(jì)排氣管路走向時,應(yīng)避免較大的管路完全,降低壓力損失。
圖4 排氣背壓隨彎管角度變化
主消聲器的背壓約占整個排氣系統(tǒng)冷端背壓的50%,是降低排氣系統(tǒng)背壓的主要研究對象。下面分別探究內(nèi)網(wǎng)管管徑、穿孔率、隔板位置、殼體長度等因素對主消聲器背壓的影響。
2.3.1 內(nèi)網(wǎng)管徑
其他參數(shù)不變,僅改變主消聲器內(nèi)網(wǎng)管的管徑,不同管徑的排氣系統(tǒng)冷端背壓變化情況如圖5所示。消聲器內(nèi)網(wǎng)管管徑對壓力損失有較大的影響,管徑越大,壓力損失越小,但不如排氣管管徑變化影響顯著。
圖5 排氣背壓隨后消聲器內(nèi)管徑變化
2.3.2 隔板開孔形式和穿孔率
其他參數(shù)不變,將主消聲器右隔板上Φ15 mm的通孔調(diào)整為與左隔板相同的Φ3.5 mm小孔,共計(jì)363個。調(diào)整后背壓由22.7 kPa下降至21.6 kPa??芍诟舭迳洗蚨鄠€小孔的壓力損失情況要好于打通孔。
保持其他參數(shù)不變,改變主消聲器左隔板的穿孔率,得出不同穿孔率對背壓的影響(圖6)??梢姡舭迳系拇┛茁试龃?,系統(tǒng)背壓會降低。
2.3.3 隔板位置
其他參數(shù)不變,僅調(diào)整主消聲器兩隔板的放置位置,發(fā)現(xiàn)系統(tǒng)背壓變化很小,可以忽略。
2.3.4 殼體長度
其他參數(shù)不變,僅改變主消聲器的殼體長度,排氣背壓變化情況如圖7所示。增加殼體長度,排氣增大。殼體長度增加,雖然增大消聲器容積的,但導(dǎo)致流程增大,系統(tǒng)壓力損失增大。
基于以上對M2排氣系統(tǒng)背壓影響因素的探究,得到以下結(jié)論:①排氣管內(nèi)徑增大,系統(tǒng)背壓減小;②增大中段管路彎管角度可減小系統(tǒng)背壓;③增加后消聲器內(nèi)管直徑可減小背壓;④后消聲器隔板上的穿孔率增大,系統(tǒng)背壓降低;⑤選擇穿孔率為20%左右最為適宜;⑥后消聲器隔板的安裝位置對系統(tǒng)背壓的影響很小,可以忽略;⑦后消聲器殼體長度增加,系統(tǒng)背壓升高。
圖6 排氣背壓隨穿孔率變化
圖7 排氣背壓隨后消殼體長度變化
綜上可知,排氣系統(tǒng)背壓的改進(jìn)方案主要考慮增大排氣管直徑和改變后消聲器內(nèi)部結(jié)構(gòu)。初步確定改進(jìn)方案如下:①排氣管外徑采用Φ42.7 mm×1.5 mm的管子;②前、后消聲器內(nèi)管直徑Φ42 mm,后消聲器進(jìn)口管長272 mm。
改進(jìn)方案較原方案的壓力損失明顯降低。在6000 r/min時,排氣系統(tǒng)冷端壓力為18.2 kPa。從消聲效果來看,對比原方案與改進(jìn)方案,改進(jìn)方案低頻消聲效果更好,高頻效果較差,在390 Hz左右出現(xiàn)峰值。這是由于改進(jìn)方案增加的插入管結(jié)構(gòu),對部分通過頻率有選擇性地消聲,同時取消進(jìn)氣管上開孔,降低了高頻消聲效果。
從表4可以看出,改進(jìn)方案較原方案的排氣系統(tǒng)冷端壓力降低了4.5 kPa,其中前消聲器、中段連接管、后消聲器降低值分別為0.2 kPa,0.4 kPa和3.9 kPa。由此可見,本節(jié)所確定的改進(jìn)方案能夠滿足本課題研究要求,是兼顧降低排氣系統(tǒng)背壓和消聲效果的最佳選擇。
(1)將模擬值與實(shí)驗(yàn)值進(jìn)行對比,證明了數(shù)值分析模型的準(zhǔn)確性和可靠性,能較好地模擬發(fā)動機(jī)的實(shí)際工作過程。
(2)運(yùn)用試驗(yàn)和數(shù)值分析法對原排氣系統(tǒng)的消聲和背壓特性進(jìn)行了分析,明確了改進(jìn)對象和工作方向,進(jìn)而研究了各因素對排氣背壓的影響情況。
(3)確定改進(jìn)方案:排氣管外徑采用Φ42.7 mm×1.5 mm的管子;前消聲器、后消聲器內(nèi)管內(nèi)徑為Φ42 mm,后消聲器進(jìn)口管長度縮短為272 mm;第三腔作為共振腔。
(4)改進(jìn)方案有效地降低了排氣系統(tǒng)冷端的背壓。在最高轉(zhuǎn)速6000 r/min時,壓力損失降低4.5 kPa,達(dá)到18.2 kPa。