FSCC賽車側置式進氣系統的優化仿真

張宇，續彥芳，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)按其賽事規則[1]的要求，使用汽油為燃料的內燃機車在其進氣系統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流動阻力增加，單位時間內充氣量減少，內燃機中高轉速時功率和轉矩輸出不穩定，故進氣系統的優化設計對發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建立內燃機工作過程仿真模型相結合，對限流閥垂直布置的進氣系統進行優化，使得內燃機動力性能有了極大的提升[2]。西華大學通過內燃機整機一維仿真模型，分析了垂直進氣式進氣系統中進氣歧管幾何參數對內燃機動力性能的影響規律，得出其幾何參數對高速運轉的發動機的性能影響比較突出[3]。南京工業大學基于流體力學理論以及利用GT-Power發動機二維模型進行模擬分析，使得中高轉速的充氣效率提高5%[4]。

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

1 進氣系統的設計方案

根據大賽規則和以往車隊的參賽經驗，發動機進氣形式采用自然吸氣，新賽季發動機進氣順序：外界環境—空氣濾清器—節氣門—限流閥—進氣總管—穩壓腔—進氣歧管—發動機。

1.1 限流閥的設計與優化

1)限流閥結構參數的確定

節氣門選擇雙滾筒式節氣門，因為其在節氣門全開的條件下(仿真要求)中間結構為一個通孔，氣流通過時不會產生額外的能量損失。限流閥進口端的直徑為28mm(節氣門口徑限制)，喉口處直徑為20mm(賽事規則)，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的質量流量，需對限流閥進出口錐角進行優化處理，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分別為14°、16°、18°、20°的速度矢量圖，可以看出最大流速出現限流閥喉口處，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較大時，氣體流速在喉口處會變慢，增加進氣能量的損失。

結合上述分析，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量流量進行計算，結果如表1所示。

表1 不同進口錐角限流閥出口末端的質量流量

綜合不同進口錐角限流閥流場仿真結果及分析，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，結合已仿真過的6°出口錐角，可以發現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°的出口端端面質量流量進行計算，結果如表2所示。

表2 不同出口錐角限流閥出口端質量流量

結合上述仿真結果及分析、出口端質量流量數據，因此選擇限流閥出口錐角為5°。

1.2 進氣系統結構形式

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壓腔內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，故將穩壓腔設置為一種圓臺與半球的組合體。穩壓腔初始容積設定為3L，進氣歧管初始長度設為260mm。進氣系統簡化的三維模型如圖5所示。

圖5 進氣系統的三維模型

2 仿真模型的建立

2.1 數學模型的建立

利用GT-Power軟件建立內燃機整機仿真模型，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]模擬放熱規律；缸內傳熱模型采用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；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。

2.2 發動機基本參數

本賽季以Honda CBR600發動機作為動力源，其基本參數如表3所示。

表3 CBR600發動機基本參數

2.3 發動機整機一維模型的建立

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

圖6 發動機整機一維仿真模型

在發動機整體一維模型中，以空濾器進口和發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 穩壓腔容積對發動機性能的影響

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

圖7 穩壓腔容積對發動機性能的影響

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

3.2 進氣歧管對發動機性的影響

根據動態效應的理論研究可知，合理設計進氣歧管的長度會對發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化參數。分析進氣歧管長度為80mm、140mm、200mm、260mm、320mm時對內燃機動力性能的影響，選出最佳的歧管長度。仿真結果如圖8所示。

圖8 進氣歧管長度對發動機性能的影響

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

3.3 改進前后對比

綜合上述分析結果及整車的空間布置，最終的設計結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，穩壓腔容積為3.5 L。與2020賽季限流器垂直布置的進氣系統對比結果如圖9所示。側置進氣式進氣系統在7 500～10 000r/min速區間內，內燃機性能均有明顯的改善，其中轉矩的漲幅為3.42%，功率漲幅為2.85%，充氣效率漲幅為2.98%。

圖9 改進前后系統性能對比結果

4 結語

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動機性能降低的影響，構建出側置進氣式進

氣系統并初步選定進氣系統結構參數；通過限流閥流場仿真與一維內燃機工作過程仿真相結合，對側置進氣式進氣系統進行優化處理，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、穩壓腔容積為3.5L時，內燃機在賽車常用轉速區間內轉矩和功率輸出更加穩定，且進氣效率也有明顯的改善。