汽車排氣系統(tǒng)流場的三維數(shù)值模擬

汽車排氣系統(tǒng)流場的三維數(shù)值模擬

1排氣系統(tǒng)的數(shù)值模擬研究屋頂系統(tǒng)是車輛的重要部件?？諝獾膭恿π缘馁|(zhì)量直接受環(huán)境的影響，對車輛的動力性和油耗也有很大影響。借助于數(shù)值模擬的方法,從理論角度分析消聲器的各種性能(壓力場、溫度場、流速場、插入損失等),可以大大縮短開發(fā)周期,提高開發(fā)效率,降低試驗費用。排氣系統(tǒng)的數(shù)值模擬涉及到流體動力學(xué)、結(jié)構(gòu)動力學(xué)以及聲學(xué)等多個學(xué)科的知識,同時又與發(fā)動機(jī)耦合在一起。國內(nèi)外學(xué)者對此進(jìn)行了多方面的研究[1~9],取得了一系列的成果。本文利用傳遞矩陣法,建立了排氣系統(tǒng)與發(fā)動機(jī)的聯(lián)合模型,并利用此模型進(jìn)行了模擬,得到了排氣系統(tǒng)進(jìn)口溫度、質(zhì)量流量、密度等參數(shù)。以此作為邊界條件,利用三維CFD軟件對排氣系統(tǒng)流場進(jìn)行了深入模擬,找到了影響排氣系統(tǒng)背壓的關(guān)鍵結(jié)構(gòu),并對此進(jìn)行了優(yōu)化。2氣體動力學(xué)方程一維模擬主要基于流體動力學(xué)理論,采用有限體積法求解,即將整個排氣系統(tǒng)離散為體積元,在體積元中假定各標(biāo)量(壓力、溫度等)均勻分布,利用體積元中心點數(shù)值進(jìn)行計算,并假定各矢量(速度、質(zhì)量流率、焓流率)在體積元邊界進(jìn)行。一維非定常流動的氣體動力學(xué)方程組可以寫成如下形式。連續(xù)性方程:動量方程:能量方程:式中,ρ為密度;u為速度;Sd為管道截面面積,由于此處為剛性管道,因而;p為壓力;F為單位氣體質(zhì)量上所受的摩擦力;c為音速;k為湍動能;q為單位時間內(nèi)單位質(zhì)量氣體從管壁上吸收的熱量;x為流體位移。三維模擬采用k-ε湍流模型,數(shù)學(xué)模型具體型式如下。連續(xù)性方程:動量方程:湍動能方程:式中,j為坐標(biāo)系中的方向,直角坐標(biāo)系中為1、2、3;ūj為時均速度;ūi為速度矢量在i方向的分量;xi為位移在i方向的分量;xj為位移在j方向的分量;v為運動學(xué)粘性系數(shù);σk為經(jīng)驗常數(shù);vt為湍流粘性系數(shù);ε為耗散率;G是速度梯度引起的湍動能產(chǎn)生項。標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型經(jīng)驗常數(shù)值見表1所列。3流場模擬和優(yōu)化3.1復(fù)合消聲器結(jié)構(gòu)圖1給出了某車型排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu),其消聲器的結(jié)構(gòu)如圖2所示。前消聲器為帶穿孔管的抗性消聲器,后消聲器為阻抗復(fù)合型消聲器。該消聲器在整個頻帶上都有較好的消聲效果。3.2圖1:美國專家系統(tǒng)中國下的使用本文建立的消聲器與排氣系統(tǒng)、發(fā)動機(jī)耦合模型如圖3所示。一維模擬結(jié)果如圖4所示。從圖4可以看出,隨發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速升高,排氣系統(tǒng)壓力損失急劇增加,在額定轉(zhuǎn)速時,排氣系統(tǒng)背壓為41kPa。3.3后消聲器截面速度場通過一維模擬可知,發(fā)動機(jī)額定轉(zhuǎn)速為6000r/min時,排氣質(zhì)量流量為235.88kg/h,排氣溫度為810℃。以此作為邊界條件進(jìn)行三維模擬,三維模擬結(jié)果如圖5所示。由于前消聲器內(nèi)管與外壁之間包裹吸聲材料,所以氣流基本上只在內(nèi)管流動,其壓力損失較小;后消聲器壓力損失較大。排氣背壓主要產(chǎn)生在后消聲器各級隔板上,氣流每經(jīng)過一個消聲腔,壓力就有一定程度的降低,但是腔內(nèi)部壓力變化相對較小。由此可知,壓降產(chǎn)生的主要原因是氣流通過內(nèi)插管、多孔隔板時的擴(kuò)縮損失。后消聲器切面速度矢量場如圖6所示。從圖6可以看出,當(dāng)氣流流動截面突然變化時(從管流入腔或從腔流入管),速度急劇增加或減小,原流體流動狀態(tài)受到極大干擾和沖擊,渦流現(xiàn)象加劇,從而消耗能量。在消聲管進(jìn)、出口處,由于高速氣流與壁面的碰撞以及氣流的轉(zhuǎn)向流動等原因,在各個消聲腔內(nèi)部形成了許多尺寸大小不等的渦流,而渦流是造成氣流能量損失的一個重要原因。3.4排氣系統(tǒng)改進(jìn)設(shè)計數(shù)值模擬結(jié)果表明,該系統(tǒng)背壓在40.5kPa,而發(fā)動機(jī)要求排氣系統(tǒng)背壓為30±2kPa,顯然該系統(tǒng)無法滿足要求?；跀?shù)值模擬結(jié)果,對排氣系統(tǒng)進(jìn)行如下改進(jìn):排氣未管內(nèi)徑由35mm增加至39mm;消聲器由4腔調(diào)整為3腔,并優(yōu)化內(nèi)部結(jié)構(gòu)。優(yōu)化后排氣系統(tǒng)背壓模擬結(jié)果如圖7和圖8所示。從圖7和圖8可以看出,改進(jìn)后發(fā)動機(jī)額定轉(zhuǎn)速時排氣系統(tǒng)總的壓降為30kPa,與原排氣系統(tǒng)結(jié)果對比,此次后消聲器改進(jìn)共降低了10.5kPa。4試驗臺架組成為了測量排氣系統(tǒng)背壓,依據(jù)QC/T6300、QC/T631、QC/T18297等標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行了臺架試驗,試驗臺架組成如圖9所示。試驗結(jié)果表明,原方案排氣未管排氣背壓為42.4kPa,優(yōu)化方案排氣未管排氣背壓為28.4kPa。5排氣系統(tǒng)性能要求a.排氣系統(tǒng)背壓隨發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速升高而升高,在發(fā)動機(jī)額定轉(zhuǎn)速時,原排氣系統(tǒng)背壓為42.4kPa,而優(yōu)化后排氣系統(tǒng)背壓為28.4kPa,滿足發(fā)動機(jī)性能要求。b.排氣系統(tǒng)背壓主要由后消聲器引起。當(dāng)氣流流動截面突然變化時,速度急劇增加或減小,原流體流動狀態(tài)受到極大干擾和沖擊,渦流現(xiàn)象加劇,從而消耗能量,這是造成主消聲器壓力損失大的主要原因。c.一維數(shù)值