孫魯青 賈菲 張一平

（1．濱州學院；2．黃河三角洲高效生態(tài)經(jīng)濟發(fā)展研究院；3．無錫威孚力達催化凈化器有限責任公司）

1 前言

歧管式催化轉(zhuǎn)化器由于結(jié)構(gòu)的復雜性以及所處位置的特殊性，其內(nèi)部流場的均勻性直接影響催化轉(zhuǎn)化效果。傳統(tǒng)的設(shè)計方法是通過試驗或者設(shè)計者的經(jīng)驗來修改結(jié)構(gòu)，這樣既耗費了大量人力、物力，增加了成本，同時還造成設(shè)計周期時間過長，甚至結(jié)構(gòu)存在隱患等問題。本文以某型歧管式催化轉(zhuǎn)化器為例，采用1D-3D耦合理論分析了歧管內(nèi)部氣體流動過程，并對其進行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

2 歧管式催化轉(zhuǎn)化器1D-3D分析流程

1D發(fā)動機進、排氣系統(tǒng)模型主要研究零部件等子系統(tǒng)對全局的影響，如發(fā)動機排氣歧管長度、直徑、曲率等對發(fā)動機性能的影響；3D發(fā)動機排氣歧管模型主要分析排氣歧管結(jié)構(gòu)對排氣流通性和均勻性的影響。本文對所研究歧管式催化轉(zhuǎn)化器采用的分析流程如圖1所示。

3 1D-3D耦合計算的數(shù)學模型

3.1 湍流模型

傳統(tǒng)的k-ε模型忽略了氣體分子之間的粘性，只對完全湍流場有效。本文采用如下k-ζ-f四方程模型[1]，同時考慮了湍流和層流的影響。

其中，

3.2 傳熱模型

分析傳熱時主要考慮與外部空氣的自然對流及內(nèi)部的強迫對流，同時氣體流速、壓強與來流情況有很大關(guān)系，致使管道截面上各點換熱系數(shù)不同。根據(jù)牛頓冷卻公式，壁面平均傳熱系數(shù)為：

式中，tw為管壁平均溫度；tf為流體平均溫度；F為管壁換熱面積；Q為對流換熱量。

通過試驗和查表得管道壁面平均傳熱系數(shù)為20 W/m2·K。

3.3 壓力損失模型

歧管式催化轉(zhuǎn)化器內(nèi)的壓力損失也分為沿程損失和局部損失，沿程損失均可由Darcy公式計算[2]：

式中，λ為沿程損失系數(shù)，對于不同管段其值不同；ρ為氣體密度；μ為氣體動力粘度；l為管道長度；dH為孔道的水力直徑；v為氣體速度；Re為雷諾數(shù)。

4 歧管式催化轉(zhuǎn)化器1D-3D耦合分析

4.1 1D-3D耦合模型的建立

汽油機技術(shù)參數(shù)設(shè)定見表1所列。所建立的某四缸、四沖程、進氣道電噴（PFI）汽油機進排氣系統(tǒng)熱力學模型[3]如圖2所示。轉(zhuǎn)速在3 000 r/min時的發(fā)動機缸壓計算值與試驗值的對比如圖3所示。從圖3中可以看出，所搭建的整機循環(huán)模型的模擬計算結(jié)果與實際工況非常接近，最大誤差不超過2%，因此認為搭建的1D進、排氣系統(tǒng)可以比較準確地模擬發(fā)動機在全負荷工況下的工作過程。

圖4為某型號歧管式催化轉(zhuǎn)化器歧管部分的模型。圖4中，進氣口1～進氣口4通過法蘭與發(fā)動機排氣門連接，出氣口與催化載體相連接。最后對1D發(fā)動機進排氣系統(tǒng)與3D排氣歧管進行耦合計算。圖2中細實線框內(nèi)為耦合部分。

表1 汽油機技術(shù)參數(shù)設(shè)定

4.2 1D-3D耦合模型的邊界條件

通過對1D CFD模型計算得到的發(fā)動機在轉(zhuǎn)速為2 000 r/min和6 000 r/min時瞬態(tài)曲軸轉(zhuǎn)角－排氣質(zhì)量流量數(shù)據(jù)如圖5所示，并以此作為歧管進氣口的邊界條件。曲線上質(zhì)量流量出現(xiàn)負值的原因是發(fā)動機存在氣門間隙，在實際工作中產(chǎn)生了廢氣回流現(xiàn)象[4]。

4.3 瞬態(tài)計算結(jié)果及分析

在轉(zhuǎn)速為2 000 r/min且發(fā)動機排氣門最大升程時刻氣缸1和氣缸4流場分布如圖6、圖7所示。

從圖6可以看出，氣體在后段與管道發(fā)生了碰撞，呈現(xiàn)螺旋式運動軌跡，這將導致氣體流動方向上阻力加大，從而產(chǎn)生較大壓力損失。從圖7可以看出，氣體產(chǎn)生了明顯分離；同時流入2、3歧管的氣體比較多，也損失了一部分能量。

5 排氣歧管的結(jié)構(gòu)優(yōu)化及試驗對比

排氣歧管的結(jié)構(gòu)優(yōu)化主要參考下面幾個方面[5]：

a. 盡量減小歧管長度，以縮短工作起燃時間，提高催化轉(zhuǎn)化效果。

b.歧管形狀的設(shè)計要考慮到發(fā)動機艙內(nèi)實際空間及底盤結(jié)構(gòu)。

c. 保證氣體流動順暢并提高催化載體前端面速度的均勻性。

d. 減小排氣沿程阻力、流動損失及系統(tǒng)噪聲，以提高發(fā)動機性能。

調(diào)整歧管的長度、直徑、曲率及形狀后，得到如圖8所示的優(yōu)化后歧管結(jié)構(gòu)。

圖8 中，區(qū)域1管道曲率做了調(diào)整，區(qū)域2去掉原有筋板，改為直接連接。優(yōu)化前、后歧管模型參數(shù)對比見表2所列。采用1D-3D耦合模型對優(yōu)化后歧管模型進行了計算，結(jié)果如圖9和圖10所示。

表2 優(yōu)化前、后歧管模型參數(shù)對比

從圖8可以看出，氣體在管道中流動比較順暢，渦流現(xiàn)象不明顯，減小了壓力損失。從圖9可以看出，氣體分離情況得到抑制，雖然仍有部分氣體流入2、3歧管，但整體流場情況得到明顯改善。計算得出排氣的均勻性系數(shù)對比結(jié)果見表3所列。

表3 兩種結(jié)構(gòu)各歧管速度均勻性對比

從表3中可以看出，優(yōu)化后模型的速度均勻性明顯優(yōu)于優(yōu)化前模型，分布也更加合理。

參照汽車催化轉(zhuǎn)化器臺架評價試驗方法，利用歧管式催化轉(zhuǎn)化器的性能評價試驗裝置，對優(yōu)化前、后模型進行了背壓評價、發(fā)動機性能測試等試驗。

發(fā)動機轉(zhuǎn)速為4 500 r/min時，優(yōu)化前、后模型壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角變化分別如圖11和圖12所示。

從圖10和圖11中可以看到，在180°時，原模型的背壓為260 kPa，優(yōu)化后模型最大背壓為240 kPa。

6 結(jié)束語

建立了1D發(fā)動機進排氣系統(tǒng)模型，得到不同工況下氣缸排氣門處的瞬態(tài)曲軸轉(zhuǎn)角—質(zhì)量流量數(shù)據(jù)。通過3D模型，得到排氣歧管的瞬態(tài)流場分布等數(shù)據(jù)，較好地評價了排氣歧管內(nèi)氣體的均勻性和流通性?；?D－3D耦合模型，對原排氣歧管進行優(yōu)化。計算結(jié)果表明，優(yōu)化后歧管模型可改善排氣歧管內(nèi)部流場情況。

1 王福軍.計算流體動力學分析.北京:清華大學出版社，2004.

2 Wendland D W，et al.Reducing Catalytic Converter Pressure Loss with Enhanced Inlet－h(huán)eader Diffusion.SAE Paper 952398.

3 李洪亮，王海洋，王務(wù)林.汽車排氣系統(tǒng)的流場分析與優(yōu)化.汽車技術(shù)， 2010（1）：14～17.

4 葉明輝，黃露，帥石金，等.基于一維三維及耦合模型的汽油機進氣系統(tǒng)優(yōu)化.車用發(fā)動機，2007（3）:44～49.

5 張旭升，顏伏伍，袁偉，等.汽油機歧管式催化轉(zhuǎn)化器的設(shè)計研究.汽車工程，2008，30（3）:264～267.