基于UG的排气歧管

基于UG的排气歧管（共3篇）

基于UG的排气歧管 篇1

0 引言

UG NX流体运动仿真 (NX Flow) 就是用计算流体力学来准确、高效地仿真流体运动。一个基于元件的有限量CFD方案通过解算Savier-Stock方程式来计算三维流体的速度、压力和密度等参数。

1 问题描述

排气歧管 (如图1所示) 一般是汽车排气系统里面结构较为复杂的部分, 因为其对长度、弯度和口径等尺寸形状的要求严格, 令开发和制作的成本很高, 同时排气歧管的设计优良与否对整套排气系统的吸排作用效果有着决定性的影响, 从而也对发动机的性能发挥有着一定程度的影响。本文以常见的四缸发动机排气歧管为分析对象, 排气管采用两根排气歧管先汇总成一根管, 再与另外两歧管汇总成一根管汇总成一条排气管的四出二出一的设计, 有利于低速时的扭力输出, 较适合日常行车只用。

2 排气歧管仿真分析

2.1 创建流体分析计算域

在UG建模环境下, 建立如图1的歧管模型。然后通过抽取体和删除面命令, 最终得出流体分析的计算域, 如图2所示。

2.2 创建有限元模型

进入UG的高级仿真环境, 在新建FEM命令, 选择NX Thermal/Flow模板, 在分析类型中选择流, 即可进入创建有限元模型的环境。

2.3 指派材料属性及划分网格

给计算流域指派材料为air, 密度:1.207e-009kg/mm3, 动力粘度:1.85e-008, 摩尔质量:0.02897 kg, 气体常数:2.87e+008micro J/kg K。创建3D网格收集器:Solid (1) 。对计算流域创建3D四面体10节点网格, 单元格系统自动指派大小为11.7mm。对于运动情况较复杂的流体, 如果运动较为紊乱, 则流体与壁面接触区域必须要比较精细, 一则是为了分析的精确性;二则为了后处理的需要。所以手动指派网格大小为5mm, 对网格精细划分, 以提高解算的精度。并勾选自动修复有故障的单元选项, 网格收集器手动选择为Solid (1) , 然后其他选项保存默认。网格划分结果如图3所示, 网格类型:3D, 网格中的单元数:95808, 网格中的节点数:149508, 网格方法信息Element Type:TET10。对有限元模型网格划分进行检查, 结果:0个失败, 0个警告, 说明网格划分质量很高, 符合要求。

2.4 创建仿真模型与解算方案

在仿真导航器中, 右击fem文件节点的, 新建sim仿真文件, 在模板列表中选择NX Thermal/Flow, 默认其他的选项设置。在解算方案栏下保持求解器为NX Thermal/Flow, 分析类型选择流, 解算方案类型选择高级流, 用连续求解器求解, 湍流类型设置为混合长度, 解算方案类型为稳态分析。在条件环境标签下, 把重力方向设置为Z轴负方向, 保持其他选择不变。

2.5 施加边界条件和约束

选择仿真导航器里面选择sim节点作为工作部件, 在流边界条件对话框里, 设置歧管的4进口及旁路进口类型为入口流, 模式为速度, 表达式为1000mm/s, 外部条件为环境光。然后, 选择总管大出口面, 设置其类型为开口, 其他保持默认设置。

2.6 方案求解及后处理

对方案进行求解, 得到速度云图, 如图4所示, 由速度云图可知, 流速最大值为2198.258mm/s, 单元编号为142999, 最大流速出现在旁路排气管的转折内圆角处, 且旁路管进口部位附近流速都比其他部位大, 在此处气体流动局部损失会比较大, 需要进行设计优化, 降低流速, 把动压转变成静压, 减少流动阻力损失;流速最小值为14.859mm/s, 单元编号为148484, 最小流速位于总管出口处。四个主排气管流速数值分布比较接近, 说明设计合理。利用结果测量命令对流速、压力进行提取, 结果如表1。

3 结语

通过对排气歧管抽取计算流域, 建立有限元模型施加边界条件等前处理, 求解和分析等后处理, 得出了流动的速度云图, 分析了排气歧管速度的大小分布, 同时也给出了静压力和总压力的平均值和最大值, 以及最大值的单元格编号。为排气歧管的机构设计和优化提供了参考。

参考文献

[1]胡仁喜, 康士廷.UG NX8.5动力学与有限元分析从入门到精通[M].机械工业出版社, 2014.

[2]沈春根, 王贵成, 王树林.UG NX7.0有限元分析从入门与实例精讲[M].北京:机械工业出版社, 2010.

[3]刘婕.流体机械[M].北京:煤炭工业出版社, 2012.

基于数值模拟的排气歧管优化策略 篇2

排气歧管是内燃机废气排放过程中最先通过的部件,针对它的设计,最重要的是避免各气缸间的排气相互干扰,使废气能快速完全地排出管外。已有研究表明了排气管阻力对发动机性能也有一定影响[1]。由此可见,合理地设计排气歧管结构具有的必要性。目前柴油机的排气歧管大多是依据经验来设计,受到整机布置方式的限制,其结构较为紧凑,容易对管内的气体流动造成不利影响,并且很难直接从台架试验中发现问题和找到解决办法。

计算机模拟技术的发展,为研究柴油机的工作过程提供了有力工具。采用数值模拟技术,可以综合考虑气缸内的热力过程与进排气系统中的热力过程、气体流动过程和充量交换以及柴油机与涡轮增压器的匹配等,也能单独研究局部的结构特征,为柴油机整机和零部件的优化设计创造了条件。本文以某车用增压柴油机的排气歧管优化为例,在台架试验的基础上采用数值模拟技术研究了试验发动机各缸排温差异的影响因素,并对试验发动机的排气歧管结构进行了优化,最后总结出符合工程实际需要的排气歧管优化策略。

1 试验装置

1.1 试验发动机

试验用机为2气门4缸直喷增压柴油机,该发动机的主要技术参数如表1所示。

试验发动机在台架上的安装情况如图1所示,图1中圆圈部分为各缸排温传感器的安装位置。

1.2 试验发动机排气歧管

试验发动机排气歧管外形及内部结构如图2所示。各缸温度传感器的测量位置如图2b所示。

1.3 试验结果和分析

在台架上进行了不同转速外特性试验。试验测得的4种转速(1 000、2 000、3 000、3 400 r/min)下各缸的排气温度情况,如图3所示。由图3可见:4种转速下各缸的排温有明显差别,第2、3缸排温最高,第1、4缸的排温较低;相同工况时各缸最大排温差130 K左右。

柴油机各气缸工作过程的差异、排温测量点位置以及排气歧管结构尺寸都可能对排气温度造成上述影响[2],因此很难从试验数据上判断出排温差异的原因。本文将采用数值模拟的方法来帮助研究这种现象。

2 试验发动机的一维模拟

2.1 一维模型的建立和验证

利用发动机循环模拟软件BOOST建立了试验发动机的一维模型,如图4所示。模型的建立过程参见文献[3]。由于试验过程没有采集气缸压力,因此在模型中采用VIBE函数来模拟缸内的燃烧过程,各缸的喷油和燃烧参数均设为相同,这也人为地排除了各缸工作过程不同造成的影响。此外,模型计算的初始条件和边界条件均采用试验数据来标定。

图5为一维模型的计算结果与试验数据的比较。其中,图5a为扭矩和燃油消耗率的比较,图5b为空燃比的比较。由图5可见:一维模型计算的不同转速扭矩、燃油消耗率和空燃比与试验值均较为接近。这表明该一维模型设定的发动机结构参数,计算的初始条件和边界条件均达到了模拟试验发动机的要求,可以进行更进一步的模拟研究。

图6为一维模型计算与试验的排温对比。模型中4个虚拟的排温传感器测量点均设置在距各排气歧管入口20 mm处。由于不同转速下各缸的排温变化趋势相同,因此本文仅选取标定点转速(3 400 r/min)工况来研究,以下均相同。由图6可见:一维计算的排温值和试验值存在一定差别,其中,计算的最大排温差值为63 K,试验的最大排温差值为129 K,这是由于模型中没有考虑到各缸工作过程的差异造成的;计算和试验的排温随缸数的变化趋势相似,均为第2、3缸高,第1、4缸较低。

图7为一维模型计算的平均指示压力和残余废气系数。由图7可见:各缸的平均指示压力基本一致,这表明各缸的工作过程是接近的;第2、3缸的残余废气系数要明显高于第1、4缸,这表明第1、4缸的扫气过程要比第2、3缸进行得更为完善,也从侧面反映了各缸的实际工作过程是不同的(由于残余废气系数不同),因而也会对排温造成一定的影响。

图8为一维模型计算的排气门处的排气质量流量。由图8可见:第2、3缸的排气后期正好是第1、4缸的排气高峰期。这是由于排气歧管结构的影响,导致第2、3缸的排气尾流出现回流(图中圆圈部分),造成第2、3缸内的残余废气系数升高。

图9为计算的气缸压力、进排气压力在1个发动机循环内的变化过程。为了方便比较,将各缸压力轨迹参照第1缸上止点相位进行了适当平移。由图9可见:各缸进气压力变化不大,但第2、3缸的排气压力相比第1、4缸在360 °CA附近出现明显的高压峰值,对应的第2、3缸气缸压力在该相位也出现压力的突然升高,这进一步证实了排气回流现象的存在。

2.2 温度传感器位置对排温的影响

图10为一维模型计算的排气门处温度和虚拟温度传感器测点处温度。由图10可见:排气门处的各缸温度最大差值为6 K,传感器温度的最大差值达到63 K。这表明较大的排温差异并不是来自气缸内部,另一方面也表明温度传感器位置越接近排气门,越能反映缸内的热负荷状况。为了进一步探索排温差异的原因,需要对排气温度的变化过程进行分析。

图11为计算的传感器测点处的排气温度在1个发动机循环内的变化过程。为了方便比较,将第2、3、4缸的排气温度轨迹参照第1缸上止点相位进行了适当平移。由图11可见:第1、4缸的排气温度受自身排气的影响,出现1个温度高峰值,但第2、3缸排气温度受到其他缸排气的共同影响,出现4个温度高峰,从而导致第2、3缸测得的排气平均温度值偏高。结果表明:排气温度出现差异是受气缸工作过程、排气歧管结构和温度传感器位置的综合影响造成的,而排气歧管结构的影响显得更为突出。

2.3 排气歧管结构优化的一维模拟

为了证实排气歧管结构是各缸排温差异的主要影响因素,对原有的排气歧管设计了2种改进方案:方案1为均衡式排气歧管结构,即各支管的长度直径均相同(图12a中的圆圈部分);方案2为单纯加大了排气歧管出口接管弯曲部分的横截面积,其他部分保持与原排气歧管一致(图12b中箭头处)。

图13为计算的2种改进方案的排温和残余废气系数与原机的对比。由图13可见:方案1的效果最好,各缸的排温和残余废气系数差别很小;方案2相比于原机而言,虽然没有方案1理想,但改进的效果也很明显。从工程应用的角度来看,方案1效果最好,但相同支管长度所需的空间大,很难布置在发动机和汽车上,因此实际应用价值不高;而方案2只需要在原来的排气歧管上加大出口接管弯曲段横截面积,达到较好的效果同时改动较小,成本也较低。因此,本文选取了方案2作为最终优化方案。

3 排气歧管内部流动的三维模拟

3.1 排气歧管CFD模型和边界条件

为了更详细地研究排气歧管内部结构尺寸对气流运动的影响,需要进行三维CFD分析。建立的试验发动机原机排气歧管CFD模型如图14a所示。由于CFD模拟要求进出口边界处不能存在回流,因此对原排气歧管模型的进出口段进行了适当延长,并对网格尺寸进行了调整,如图14b所示。延长后的模型网格数为12 500个单元。网格的建立过程参见文献[4]。

为了与试验发动机排气歧管原型方案进行比较,选取了一维计算模拟的优化方案建立CAD模型,如图15所示。优化方案扩大了出口接管弯曲部分横截面积,降低了导气凸台高度,它的CFD建模方法和前面叙述的相似。

三维数值模拟的进出口边界条件数据来源于一维模型的计算结果。其中,进口边界采用一维模型计算的排气门处的瞬态质量流量,出口边界采用一维模型计算的排气歧管出口处静压,以及优化排气歧管方案的计算边界条件,如图16所示。

3.2 三维CFD模拟结果和分析

图17为CFD模拟得到的排气歧管原型和优化方案的速度分布和压力分布(以第1缸排气时为例)。由图17可见:原排气歧管由于出口接管弯曲部分横截面积较小,使得有效流动面积减小,第1缸排出的废气在该区域流动受阻,因此在第2缸支管中形成较高的排气背压而导致第2缸出现废气回流。相比之下,优化方案增大了该区域的横截面积,使得有效流动面积扩大,因而第2缸支管中的背压明显降低。此外,由于降低了中间凸台高度,第1缸排气的一部分流入其他气缸支管中,使得各缸排气支管中的压力趋于一致,也提高了各缸排气的均匀性。值得一提的是,第1缸排气支管上部有一小截通道,是为连通废气再循环(EGR)系统准备的,在该通道未开启的情况下,气流在该处的流动受到阻碍,导致第1缸支管中的排气背压升高,这在试验和计算结果中都有所体现。

4 基于数值模拟的排气歧管优化策略

通过一维和三维模拟找到了试验发动机排温差异的原因,并根据模拟结果提出了优化方案,表明了数值模拟技术是发动机结构优化的有效手段。在此基础上,本文提出了1个以数值模拟技术为平台的排气歧管优化策略,其主要思路如图18所示。

多缸发动机排温差异受各缸工作过程(燃烧状态)均匀性、测量点位置和排气歧管结构的综合影响。由于供油系统(涉及高压油泵、喷油器等)一致性问题造成各缸燃烧状态不一也会导致排气温差,本文在模拟过程中并没有考虑这一因素,因此提出的优化策略存在一定的前提条件,即忽略供油系统导致的排温差异。因此,该优化策略仅对排气歧管结构问题导致的明显排温差异的优化是有效的,而不适用于供油系统一致性导致的较大排气温差情况。

5 结论

(1) 一维发动机循环模拟结合三维CFD技术是发动机结构优化的有用工具。

(2) 台架试验结果表明,各缸排温差异是受各缸工作过程、测量点位置和排气歧管结构的综合影响造成的,其中排气歧管结构是主要的影响因素。温度传感器位置越接近排气门,越能反映缸内的热负荷状况;原排气歧管出口接管弯曲部分流通面积过小,导致排气歧管内背压升高,第2、3缸出现排气回流,残余废气系数增加,排温升高。

(3) 优化后的排气歧管加大了出口接管弯曲部分流通面积,改善了排气均匀性。提出了以一维和三维数值模拟为平台的排气歧管优化策略。

参考文献

[1]姚春德,傅晓光,纪兆琳.进排气系统的阻力对车用柴油机性能影响的研究[J].小型内燃机与摩托车,2001,30(5):5-7.Yao C D,Fu X G,Ji Z L.Effects of resistance from intake andexhaust systems on vehicular diesel engine performances[J].Small Internal Combustion Engine and Motorcycle,2001,30(5):5-7.

[2]姚叔林.柴油机气缸排气温度与排气管关系的研究[J].内燃机工程,1994,15(3):1-6.Yao S L.Research on relationship between exhaust tempera-ture and exhaust manifold of diesel engine[J].Chinese InternalCombustion Engine Engineering,1994,15(3):1-6.

[3]AVL LIST GmbH.Boost UsersGuide[R].2004.

基于UG的排气歧管 篇3

通过三维CFD软件FIRE计算某型汽油机的铸铁排气歧管内部的气体流动情况。该计算为瞬态计算, 在排气歧管的进出口设置质量流量边界, 其周期性的流量及温度边界数据来源于一维热力学软件BOOST的计算结果。

为了评估排气歧管在各工况下的气流流动情况, 我们选择了三个典型工况点进行评估, 即额定工况 (4 850 r/min) 、倒拖工况 (4 850 r/min) 以及怠速工况 (700 r/min) 。对于每个工况点, 都计算四个发动机循环, 以保证计算的收敛性。

1 CFD分析方法

1.1 计算模型

一般来说, 排气歧管的计算都只是分析歧管本身。但是由于对一个CFD分析来说, 边界条件的准确性直接决定了整个计算的精确性, 而如果只是排气歧管本身作为计算模型的话, 我们很难在歧管入口给出准确的气流分布情况。因此, 为了保证进入排气歧管的气流与实际情况相符, 在排气歧管的计算模型前加上排气道的模型, 则整个计算域的模模型型见见图图11。。

1.2 热力学边界条件

一维热力学计算的主要目的就是给三维计算提供精确的边界条件, 边界条件的准确与否直接决定了三维计算的准确性, 因此一维热力学计算是整个排气歧管CFD分析中十分重要的一步。

图2所示的是在BOOST中搭建的一维热力学计算模型, 其中测点CY1, CY2, CY3, CY4表示四个缸排气道的进口, 测点MP12, MP13, MP14, MP15分别是排气歧管四个缸支管的进口, 而测点MP6则表示排气歧管的出口。

1.3 计算网格的生成

我们采用FIRE自带的半自动网格生成器FAME ADVANCED HYBRID进行CFD网格的划分。该网格划分工具能够生成以六面体为主的网格 (六面体约占85%以上) , 加上少量的金字塔网格、四面体网格。

为了满足计算的精度, 同时又要尽量减少计算的时间, 对于不同的工况划分不同数目的网格模型。其中对于气体流量较高的工况 (额定工况以及倒拖工况) 划分更精细的网格, 网格数约为36万;而对于气体流量较小的工况 (怠速工况) , 则采用更粗的网格模型, 网格数仅为7.3万。

1.4 计算设置描述

由于排气歧管主要用于将缸内燃烧的废气排出气缸, 其受到的热负荷较大, 因此, 排气歧管主要考查其承受高热负荷工作的能力, 所以排气歧管的分析需要考虑整个发动机循环。而整个发动机循环过程中, 排气歧管内部的气流每时每刻都不同, 因此, 排气歧管的计算是瞬态的。

对应于瞬态计算模式, 其余计算设置为:设定管内空气流动为可压缩粘性湍流流动, 不考虑损失项, 将空气视为理想气体。湍流模型选择kzeta-f方程, 因为此方程计算精度更高。离散格式选择迎风离散, 而压力与速度耦合算法选择SILMPLE。

2 计算结果分析

2.1 额定工况

图3为排气歧管换热系数分布云图。从图中可以看到, 局部换热系数主要在613~1 590 W/ (m2·K) 之间。其中换热系数最高的部位分布在排气歧管三、四缸之后与排气总管结合的部位。经过加权平均, 额定工况下排气歧管近壁表面的平均换热系数为1 020 W/ (m2·K) 定工况来说, 较高的换热系数有利于排气歧管的散热, 而此排气歧管的换热系数高达1 020 W/ (m2·K) , 是非常理想的数值。

图4为排气歧管温度分布云图。从图中可以看到, 近壁面气流的温度在757~930℃之间。其中温度最高的部位出现在三四缸支管的结合部分 (图中圆圈所示) 。而排气歧管近壁面的平均温度为875℃, 这是铸铁排气歧管可以承受的范围。

2.2 倒拖工况

图5、图6分别是倒拖工况下排气歧管换热系数分布云图以及温度分布云图。由于倒拖工况即发动机不点火, 通过电机拖动发动机达到额定工况转速 (4 850 r/min) 的一种评价工况。因此, 尽管其转速与额定工况相当, 但是由于发动机没有点火, 所以其热负荷明显比额定工况低得多。

从图中可以看到, 倒拖工况下排气歧管的局部换热系数主要在243~421 W/ (m2·K) 之间, 而其平均换热系数为333 W/ (m2·K) 。近壁面气流的温度在270~335℃之间, 其平均温度为316℃。

2.3 怠速工况

图7、图8分别是怠速工况下排气歧管换热系数分布云图以及温度分布云图。从图中可以看到, 怠速工况下排气歧管的局部换热系数仅在35~73W/ (m2·K) 之间, 而其平均换热系数只有53 W/ (m2·K) , 明显比额定工况和倒拖工况小。但在怠速工况下, 排气歧管近壁面气流的温度在281~376℃之间, 其平均温度为343℃。虽然比起额定工况小很多, 但是却高于倒拖工况。这是因为虽然怠速工况转速比倒拖工况小很多, 但是怠速工况下发动机仍然点火燃烧, 而倒拖工况是由电机拖动的, 发动机并没有点火。尽管其转速比怠速工况大得多, 其热负荷却比怠速工况低。

3 结论

通过对排气歧管的内流场进行数值分析, 分别得到了额定工况、倒拖工况以及怠速工况, 歧管内部的换热系数以及温度分布。其中额定工况下换热系数和温度均最高, 但是数值都在一个合理的范围内。而倒拖工况的换热系数高于怠速工况, 其温度略低于怠速工况。

这种应用CFD技术对排气歧管进行研究的方法, 不仅能够获得歧管内部的宏观流动特性, 而且能够获得内部流场的大量微观信息, 为排气歧管的优化设计和改进提供有利依据。

摘要：首先通过一维热力学软件BOOST计算排气歧管的边界条件, 然后通过三维CFD软件FIRE计算排气歧管内部的气体流动情况。该计算为瞬态计算, 选择了额定工况、倒拖工况以及怠速工况三个典型工况点。通过计算, 得到了排气歧管的换热系数分布以及温度分布。

关键词：CFD,排气歧管,换热系数,温度

参考文献

[1]王福军.计算流体动力学分析[M].北京:清华大学出版社, 2004.

[2]郭立新, 韩颖, 惠涵, 等.CFD-FE耦合计算分析某汽油机排气歧管热负荷[J].现代车用动力, 2009, (2) .