宋志堯，王震

（200082 上海市 上海理工大學(xué)）

0 引言

排氣系統(tǒng)是發(fā)動(dòng)機(jī)的重要組成部分，其基本功用是將發(fā)動(dòng)機(jī)做功所產(chǎn)生的廢氣排出，其布置形式的選擇以及結(jié)構(gòu)參數(shù)的選定對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的排氣通暢性有著重要意義，影響賽車的動(dòng)力性能[1]，因此,排氣系統(tǒng)的性能在整個(gè)賽車動(dòng)力系統(tǒng)中占有重要地位。國(guó)內(nèi)方程式比賽主要使用的發(fā)動(dòng)機(jī)為本田CBR600 的四缸機(jī)，排量為600 cc，其次是型號(hào)較多的單缸機(jī)，如浙江春風(fēng)的CF188，排量為493 cc，這也使得進(jìn)排氣系統(tǒng)的設(shè)計(jì)主要分為四缸進(jìn)排氣系統(tǒng)和單缸進(jìn)排氣系統(tǒng)，借助發(fā)動(dòng)機(jī)性能計(jì)算分析軟件建立發(fā)動(dòng)機(jī)數(shù)值分析模型[2]。在確定排氣系統(tǒng)的設(shè)計(jì)前，必須先確定發(fā)動(dòng)機(jī)的使用。現(xiàn)將兩類發(fā)動(dòng)機(jī)的優(yōu)缺點(diǎn)做以下對(duì)比：從結(jié)構(gòu)和布置上來(lái)看，單缸發(fā)動(dòng)機(jī)的進(jìn)排氣系統(tǒng)相對(duì)簡(jiǎn)單，對(duì)布置空間要求不高，因此制造較為方便。其次，單缸機(jī)的進(jìn)氣系統(tǒng)不需要考慮各氣缸的進(jìn)氣量是否均勻的問(wèn)題，也不需要考慮排氣系統(tǒng)各個(gè)氣缸排氣相互干渉的問(wèn)題；從整車質(zhì)量與成本控制上看，單缸機(jī)與四缸機(jī)在價(jià)格上相差并不是很大，但單缸機(jī)質(zhì)量更小一些。所以，單缸機(jī)賽車在整車輕量化上比四缸機(jī)賽車有很大優(yōu)勢(shì)；從穩(wěn)定性上看，四缸機(jī)在比賽中更為穩(wěn)定，如果4 個(gè)缸有一個(gè)無(wú)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(xù)完成比賽。而單缸機(jī)一旦出現(xiàn)問(wèn)題，賽車只能拋錨停止比賽。在功率輸出方面，四缸機(jī)相對(duì)比較連續(xù)穩(wěn)定，單缸機(jī)連續(xù)性較差，并且因?yàn)椴环€(wěn)定造成的振動(dòng)較大，噪音更大。從每年的成績(jī)看，由于四缸機(jī)上手簡(jiǎn)單并且工作穩(wěn)定，大部分奪冠車隊(duì)都選用了四缸機(jī)，因此，本文選擇使用了四缸機(jī)。在確定發(fā)動(dòng)機(jī)類型后，排氣系統(tǒng)的設(shè)計(jì)也確定了大致方向。排氣系統(tǒng)的數(shù)值模擬涉及到流體動(dòng)力學(xué)、結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)以及聲學(xué)等多個(gè)學(xué)科的知識(shí)，同時(shí)又與發(fā)動(dòng)機(jī)耦合在一起[3]，因此，按照設(shè)計(jì)流程，將計(jì)算、排氣歧管長(zhǎng)度、直徑等排氣系統(tǒng)參數(shù)，結(jié)合布置空間大小，利用CATIA 軟件對(duì)排氣系統(tǒng)進(jìn)行了建模，并與整車進(jìn)行了匹配。利用Fluent 對(duì)排氣進(jìn)行耦合仿真分析，對(duì)其內(nèi)部各場(chǎng)如流場(chǎng)和壓力場(chǎng)進(jìn)行了相應(yīng)的分析[4]。通過(guò)仿真分析最終確定方案可行性。

1 排氣系統(tǒng)基本原理

1.1 排氣系統(tǒng)在發(fā)動(dòng)機(jī)中的基本作用

賽車排氣系統(tǒng)主要作用是排放內(nèi)燃機(jī)工作所釋放的廢氣，同時(shí)，使噪音減小。設(shè)計(jì)排氣系統(tǒng)的主要目的是優(yōu)化排氣過(guò)程，提高發(fā)動(dòng)機(jī)換氣效率以及減少排氣噪音。凡采用自然吸氣的發(fā)動(dòng)機(jī)，它所能發(fā)出的功率最終受限于空氣的進(jìn)入、空氣與燃料的混合以及廢氣排出的速率。持續(xù)輸出高功率的關(guān)鍵在于易于換氣和較好的混合氣。本文所使用的本田CBR600 發(fā)動(dòng)機(jī)為往復(fù)式4 個(gè)沖程，工作時(shí)，排氣沖程是間斷的，即排氣過(guò)程不連續(xù)。在間斷的排氣過(guò)程中會(huì)形成壓力波，這是產(chǎn)生排氣噪音的主要因素。

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

1.2 諧振效應(yīng)在排氣歧管設(shè)計(jì)中的運(yùn)用

賽車排氣系統(tǒng)在設(shè)計(jì)上力求讓發(fā)動(dòng)機(jī)在功率和扭矩上達(dá)到最大值，理論上就需要在進(jìn)氣與排氣沖程中廢氣盡可能全部排出，使氣缸內(nèi)充滿新鮮的混合氣。

諧振效應(yīng)即利用廢氣在歧管中的慣性使得排氣門處產(chǎn)生一個(gè)低氣壓，在進(jìn)氣門與排氣門同時(shí)打開(kāi)的瞬間將氣缸內(nèi)的廢氣吸走并使新鮮混合氣加速進(jìn)入氣缸內(nèi)。如果能實(shí)現(xiàn)以上的設(shè)計(jì)，那么發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)排氣效率將有顯著提升。

四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)只有在活塞做功后的排氣沖程臨近結(jié)束至進(jìn)氣沖程的剛開(kāi)始時(shí)才會(huì)出現(xiàn)氣門同時(shí)開(kāi)啟。如果發(fā)動(dòng)機(jī)的常用工況大于6 000 r/min，如賽車，那么氣門重疊時(shí)間較短。為了能利用排氣氣流產(chǎn)生的低氣壓，排氣管往往設(shè)計(jì)得較短。反之，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)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(zhǎng)。如圖1 所示。

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

由于本文采用發(fā)動(dòng)機(jī)是四缸發(fā)動(dòng)機(jī)，那么每個(gè)氣缸的轉(zhuǎn)速是相等的。為了實(shí)現(xiàn)每個(gè)氣缸對(duì)諧振效應(yīng)達(dá)到相同的利用，有以下2 種方法可以實(shí)現(xiàn)每個(gè)氣缸工作一致：

（1）采用等截面和等長(zhǎng)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(dāng)?shù)芈曇羲俣扔嘘P(guān)，只要保證各個(gè)歧管截面積和長(zhǎng)度相同，每個(gè)歧管諧振效應(yīng)發(fā)生的作用在發(fā)動(dòng)機(jī)同等轉(zhuǎn)速下是一樣的。

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

對(duì)比這兩種方法，方法（1）設(shè)計(jì)和計(jì)算過(guò)程簡(jiǎn)單，并且加工制造簡(jiǎn)單，易于實(shí)現(xiàn)，但是缺點(diǎn)就是需要更大的布置空間，這在一定程度上會(huì)造成空間上的浪費(fèi)；方法（2）正好相反，雖然需要復(fù)雜的計(jì)算和加工，但節(jié)約空間。

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

1.3 排氣系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案分析

在確定了排氣歧管截面以及長(zhǎng)度的設(shè)計(jì)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(duì)應(yīng)的歧管最后合并為一根總管，將氣缸3 與氣缸4 所對(duì)應(yīng)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(yōu)點(diǎn)首先便是排氣管設(shè)計(jì)簡(jiǎn)單，其次從結(jié)構(gòu)來(lái)看這種布置方式需要兩個(gè)消音器，這對(duì)降低噪音很有幫助，但費(fèi)用較高。根據(jù)以往的比賽經(jīng)驗(yàn)，將廢氣經(jīng)過(guò)一個(gè)消音器以達(dá)到使噪音低于比賽所規(guī)定的110 dB 是可行的。此外，2個(gè)消音器將增加整車質(zhì)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(duì)應(yīng)的歧管合并形成一個(gè)小的總管1，將氣缸2 與氣缸3 所對(duì)應(yīng)的歧管合并形成另一個(gè)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(gè)方面：發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、負(fù)荷和結(jié)構(gòu)形式[5]，因此，這種布置方案會(huì)產(chǎn)生2 次真空低壓，并在管子開(kāi)口端做最后膨脹之前向排氣口返回2 個(gè)稀疏波。在發(fā)動(dòng)機(jī)高轉(zhuǎn)速下，二次減壓來(lái)得太晚，所以，產(chǎn)生的負(fù)壓不夠強(qiáng)烈。但在中等轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，這樣適時(shí)稀疏波會(huì)兼顧中段和尾段發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)排氣門處的低壓，有利于充量系數(shù)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(fā)動(dòng)機(jī)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(jīng)過(guò)實(shí)地考察，比賽場(chǎng)地和比賽項(xiàng)目入彎和出彎次數(shù)頻繁，發(fā)動(dòng)機(jī)工況以中等偏上的轉(zhuǎn)速為主，對(duì)急加速性能要求更高，因此，不予考慮。此外，考慮大賽對(duì)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(tǒng)數(shù)模設(shè)計(jì)

2.1 排氣歧管參數(shù)設(shè)計(jì)

排氣管設(shè)計(jì)最基本的參數(shù)就是排氣歧管的長(zhǎng)度和管內(nèi)徑。計(jì)算公式分別如下：

式中：P——排氣歧管長(zhǎng)度；ED——180°與排氣氣門早于排氣行程下止點(diǎn)開(kāi)啟曲軸轉(zhuǎn)角度之和；RPM——發(fā)動(dòng)機(jī)目標(biāo)優(yōu)化轉(zhuǎn)速。

式中：P——排氣歧管長(zhǎng)度；CC——發(fā)動(dòng)機(jī)排量；ID——排氣歧管內(nèi)徑。

根據(jù)上述公式計(jì)算結(jié)果，轉(zhuǎn)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(shè)計(jì)對(duì)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(nèi)的壓力損失增加。根據(jù)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(zhì)點(diǎn)的速度和曲率半徑的關(guān)系式

式中：V——?dú)饬魉俣?；R——彎管曲率半徑；C——沿徑向的積分常數(shù)。

排氣過(guò)程中，發(fā)動(dòng)機(jī)所排出的廢氣進(jìn)入排氣歧管時(shí)，廢氣在排氣歧管彎管中的氣體流動(dòng)情況如圖4 所示。

圖4 彎道內(nèi)的氣流運(yùn)動(dòng)示意圖Fig.4 Schematic diagram of airflow movement in a curve

曲率半徑過(guò)小將導(dǎo)致內(nèi)側(cè)速度高，外側(cè)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——?dú)怏w密度；V——?dú)怏w流速。

可見(jiàn)，增大曲率半徑R 可以減少壓力損失。然而在實(shí)際設(shè)計(jì)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(chǎng)上可以買到的彎管。

2.3 排氣系統(tǒng)數(shù)模的確定

在CATIA 軟件中，根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)位置確定了排氣系統(tǒng)的整體結(jié)構(gòu)與布局，考慮上述內(nèi)容對(duì)排氣系統(tǒng)的要求，最終確定了排氣系統(tǒng)的數(shù)模圖如圖5 所示。

圖5 排氣系統(tǒng)數(shù)模圖Fig.5 Digital model of exhaust system

3 基于ANSYS Fluent 的排氣系統(tǒng)分析

3.1 網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格劃分采用ANSYS15.0 自帶的軟件ICEM。由于結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單沒(méi)有多個(gè)計(jì)算域，選擇非結(jié)構(gòu)性四面體與六面體混合網(wǎng)格。網(wǎng)格最大尺寸設(shè)定為0.004（無(wú)量綱量），排氣系統(tǒng)的網(wǎng)格劃分如圖6 所示?？紤]到廢氣流速過(guò)快，為了精確計(jì)算，需要設(shè)置邊界層，層數(shù)為3，增長(zhǎng)率為1.2。經(jīng)過(guò)計(jì)算，網(wǎng)格生成后總量為61 萬(wàn)個(gè)，質(zhì)量大于0.1 可用于Fluent 計(jì)算。Fluent 中提供了2 種數(shù)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(shí)少、節(jié)省計(jì)算資源等優(yōu)點(diǎn)[6]。

圖6 排氣系統(tǒng)網(wǎng)格圖Fig.6 Exhaust system grid diagram

3.2 Fluent 參數(shù)設(shè)置與計(jì)算

假定流場(chǎng)內(nèi)的流體為煙氣，流狀態(tài)為可壓縮，非定常流動(dòng)，操作環(huán)境壓力為0 Pa。問(wèn)題計(jì)算的控制方程包括：連續(xù)方程、動(dòng)量守恒方程、標(biāo)準(zhǔn)k-e湍流模型和能量守恒方程[7]。由于排氣系統(tǒng)具有熱量交換，因此，模型設(shè)置為k-e 湍流模型，煙氣物理性質(zhì)與邊界條件按如下參數(shù)設(shè)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(shè)定為1×10-3。煙氣物理性質(zhì)如表1 所示。

表1 煙氣性質(zhì)Tab.1 Smoke properties

最后，初始計(jì)算步數(shù)為500 步，計(jì)算過(guò)程中，參數(shù)在100 步后開(kāi)始趨向定值，在340 步時(shí)自動(dòng)收斂，從而確定網(wǎng)格與參數(shù)設(shè)置基本無(wú)誤。

3.3 排氣流速場(chǎng)對(duì)比分析

將前后設(shè)計(jì)的排氣系統(tǒng)做比較分析，將結(jié)果圖放在一起對(duì)比，如圖7、圖8 所示。

圖7 優(yōu)化前的排氣系統(tǒng)流速分布圖Fig.7 Distribution diagram of exhaust system flow rate before optimization

圖8 優(yōu)化后的排氣系統(tǒng)流速分布圖Fig.8 Optimized exhaust system flow rate distribution diagram

對(duì)比圖7、圖8 流速不難發(fā)現(xiàn)，由于優(yōu)化前排氣系統(tǒng)總管設(shè)置的直徑比優(yōu)化后的要小，在第2 級(jí)集合器和總管之間的過(guò)渡連接處的最高流速優(yōu)化前的3 436 m/s 要遠(yuǎn)高于優(yōu)化后的1 535 m/s。再次對(duì)比，優(yōu)化前的4 個(gè)排氣歧管氣體流量并不一致，1 缸與2 缸所對(duì)應(yīng)排氣歧管的氣體流量低于3 缸與4 缸所對(duì)應(yīng)的排氣歧管氣體流量，這說(shuō)明排氣并不均勻，4 個(gè)氣缸的排氣系數(shù)不一致，那么必然導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)的功率受損。所以，優(yōu)化后的排氣設(shè)計(jì)在均勻排氣這方面是成功的。

由圖8 所示，排氣口1 對(duì)應(yīng)的排氣質(zhì)量流量為0.108 134 kg/s，排氣口2 對(duì)應(yīng)的排氣質(zhì)量流量為0.105 693 kg/s，排氣口3 對(duì)應(yīng)的排氣質(zhì)量流量為0.105 541 kg/s，排氣口4 對(duì)應(yīng)的排氣質(zhì)量流量為0.106 877 kg/s。4 個(gè)氣缸對(duì)應(yīng)的排氣出口的排氣質(zhì)量流量數(shù)值相差并不大，表示流速基本均勻，排氣氣流沒(méi)有相互干擾。

3.4 排氣壓力場(chǎng)對(duì)比分析

優(yōu)化前后的排氣壓力場(chǎng)如圖9、圖10 所示。

圖9 優(yōu)化前的排氣系統(tǒng)壓力分布圖Fig.9 Pressure distribution diagram of exhaust system before optimization

圖10 優(yōu)化后的排氣系統(tǒng)壓力分布圖Fig.10 Optimized exhaust system pressure distribution diagram

對(duì)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(yōu)化前，排氣總管截面積相對(duì)較小，對(duì)應(yīng)的各個(gè)部位，壓力比優(yōu)化后的要大。即優(yōu)化前排氣的廢氣機(jī)械能要大于優(yōu)化后排氣的機(jī)械能，噪音控制沒(méi)有優(yōu)化后效果好。結(jié)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(yàn)證了2.2 中所論述的彎管對(duì)流場(chǎng)的影響，所以，如果在設(shè)計(jì)中可以減小排氣彎曲的曲率半徑，排氣氣流就會(huì)順暢很多，有利于排氣效率的提升。

5 結(jié)語(yǔ)

總結(jié)上述對(duì)比分析，可以肯定優(yōu)化后的排氣系統(tǒng)在排氣均勻性上性能優(yōu)于優(yōu)化前的排氣系統(tǒng)，但是由于噪音大小無(wú)法直接計(jì)算，因此，該對(duì)比分析并不能直接得出噪音控制結(jié)果，但可以通過(guò)壓力與流速分布看出，尾段排氣氣流壓力與流速減小，動(dòng)能減小，根據(jù)理論推測(cè)噪音控制應(yīng)該得到優(yōu)化，整體排氣效率有所提高，達(dá)到了最初的設(shè)計(jì)期望。