張德滿 李舜酩 門秀花

(南京航空航天大學能源與動力學院,江蘇南京 210016)

發(fā)動機消聲器是安裝在發(fā)動機的排氣口處,用于降低發(fā)動機排氣噪聲的裝置.目前常用的發(fā)動機消聲器多采用帶有膨脹腔、穿孔管、穿孔板和內(nèi)插管的抗性結構,此類消聲器具有較好的降噪效果,但因其結構較復雜而導致排氣阻力較大.

設計及改進消聲器時,需要計算消聲器各個環(huán)節(jié)的壓力損失.傳統(tǒng)的公式計算因抗性消聲器的復雜結構而得不到準確的計算結果.目前的研究多運用計算流體力學(CFD)技術,對消聲器內(nèi)部的氣體流動及壓力損失進行計算.Isshiki Yoshihiro等[1-2]證明了模擬計算方法在消聲器的聲學和速度領域研究的可行性.Shao等[3]研究了采用計算流體力學方法計算某管道壓力損失的精度問題.Kim[4]利用有限元軟件對某復雜膨脹腔消聲器的流場進行了模擬計算.胡效東等[5-7]利用 CFD方法研究了多種消聲器的壓力損失特性.方建華等[8]利用CFD計算方法模擬了某消聲器的流場,分析了壓力損失產(chǎn)生的原因.而在消聲器的流場分析中,研究人員多將發(fā)動機排氣假設成恒速氣流,采用平均流速作為CFD計算方法的邊界條件.而單缸發(fā)動機的排氣為純脈沖氣流,按照上述仿真分析得到的消聲器內(nèi)部壓力損失分布與實際不符.

文中根據(jù)實測的脈沖氣流信號的特點,選擇適合的平穩(wěn)氣流代替脈沖氣流,采用ANSYS的CFX軟件對某單缸汽油機消聲器的壓力損失問題進行數(shù)值模擬與分析.

1 消聲器模型分析

1.1 物理模型

圖1(a)、(b)分別為消聲器的外部和內(nèi)部結構示意圖.消聲器長260mm,寬126mm,內(nèi)部等分成兩層,每層又被等分成兩個空腔.同一層的兩個腔之間用消音管連接.消音管左端端口封閉,每端的壁面上穿有36個直徑為4mm的小孔.下層消音管的進氣口和上層消音管的出氣口敞開.消聲器上、下層之間由隔板隔開,隔板左半部分穿有 72個直徑為4mm的小孔以連接左邊上、下兩腔.發(fā)動機尾氣經(jīng)排氣管進入消聲器的下層、右腔,由消聲器上層、右腔外殼上的72個直徑為4mm的小孔排出.該消聲器降噪效果良好,但結構復雜造成壓力損失過大,發(fā)動機效率偏低.

圖1 消聲器結構示意圖Fig.1 Schematic diagram of structure ofmu ffler

1.2 仿真計算模型

運用有限元分析軟件ANSYS對結構進行建模,分塊對模型劃分網(wǎng)格.圖2為消聲器網(wǎng)格劃分模型.圖中外表、消音管及各個隔板為 Q195鋼的實體域,內(nèi)部為氣流域,分別對其進行網(wǎng)格劃分.消音管和隔板上小孔數(shù)目較多,尺寸較小,通過定義單元的尺寸(消音器壁厚的 4倍)實現(xiàn)了網(wǎng)格劃分.模型的單元數(shù)和節(jié)點數(shù)分別為2586576和436452.

圖2 消聲器網(wǎng)格模型Fig.2 Mesh model ofmuffler

2 CFD仿真計算

將有限元分析模型導入流體分析軟件ANSYS CFX中進行求解.由于消聲器內(nèi)部氣流速度較高(經(jīng)計算,大于 88m/s),可認為其為完全湍流,在CFX中計算時,采用標準的κ-ε雙方程湍流模型對消聲器內(nèi)部氣體流動進行數(shù)值模擬,消音器外壁與大氣存在熱交換,需要考慮整個過程的能量方程.能量方程、動量方程及各種流動方程采用二階High Solution格式離散求解.因汽油機尾氣的平均物質(zhì)的量與空氣的平均物質(zhì)的量近似相等,故將汽油機尾氣近似看作空氣.

2.1 替代氣流的確定

發(fā)動機的一個工作循環(huán)主要包括吸氣、壓縮、燃燒和排氣 4個環(huán)節(jié).尾氣主要在燃燒環(huán)節(jié)末期及排氣環(huán)節(jié)通過排氣管排出.文中測試的為單缸、四沖程汽油機,排量為0.39L,工作時轉(zhuǎn)速恒定為3600r/min.在發(fā)動機通常工作工況(3.5kW)下,使用HBM型壓力傳感器對消聲器入口壓力進行測量,圖 3為測量現(xiàn)場圖.測得消聲器入口氣流壓力如圖4所示.

圖3 入口壓力測量現(xiàn)場Fig.3 Measure scene of entrance pressure

圖4 負荷為3.5kW時的排氣壓力曲線Fig.4 Exhaust pressure curve at 3.5kW

由圖4可知,發(fā)動機尾氣以純脈沖形式排出.在發(fā)動機的工作循環(huán)中的燃燒環(huán)節(jié)末期及排氣環(huán)節(jié),尾氣以高壓、高速排出,經(jīng)過消聲器時產(chǎn)生較大的壓力損失.在發(fā)動機工作循環(huán)的其它時間內(nèi),無氣流排出,即不產(chǎn)生壓力損失,因而在燃燒環(huán)節(jié)末期及排氣環(huán)節(jié)消聲器產(chǎn)生的壓力損失,即為該消聲器對單缸發(fā)動機尾氣排放產(chǎn)生的壓力損失.因此,在對單缸發(fā)動機排氣消聲器進行CFD仿真計算時,首先需要尋找一個適合的恒定氣流來有效地代替單缸發(fā)動機的脈沖氣流.

消聲器局部壓力損失的計算式為

式中:ξ局為局部阻力系數(shù);ρ為氣流密度,kg/m3;v為氣流速度,m/s;g為重力加速度,g=9.8m/s2.

壓力損失為氣流速度和密度的函數(shù),并且氣流速度和壓力損失之間為非線性關系.氣流的速度和密度直接受入口壓力的影響,因此不能以脈沖壓力的時間平均值作為替代氣流的壓力幅值.

文中以圖 4所示的消聲器入口氣流壓力為依據(jù)定義仿真邊界條件.入口為“壓力入口”形式,采用相對壓力進行設定,即設定參考壓力為 1個大氣壓,出口為“自由擴散”.將脈沖壓力曲線近似為半個周期的正弦函數(shù)曲線.標準大氣壓力為101kPa,計算圖4中1s內(nèi)所有脈沖幅值的平均值為65.6kPa,取其有效值(幅值乘以0.707)46.4kPa作為入口壓力.試驗測得消聲器的進氣溫度為938K;考慮外壁和大氣進行散熱,模型外殼設置為壁面,環(huán)境溫度為280K.

2.2 計算結果分析及模型改進

由仿真計算得到了消聲器內(nèi)部的壓力分布圖、流速分布圖和溫度分布圖等.圖 5為改進前消聲器內(nèi)部相對壓力分布圖.

圖5 改進前消聲器內(nèi)部的相對壓力分布Fig.5 Relative pressure distributing inmuffler

從圖 5可以看出,消聲器內(nèi)部壓力損失主要存在于消音管的進氣和出氣口處,其中下層消音管出氣孔處壓力損失和上層消音管的進氣小孔處壓力損失最大且近似相等.分析其原因,主要是此兩處的消音管端口封閉,氣流只能通過消音管上的小孔流出.小孔總面積較小,氣流速度較大,導致了較大的壓力損失.另一個較大壓力損失存在于消聲器下層右腔到消音管之間.發(fā)動機排出的高速氣流垂直撞擊在消聲器的壁面上,氣流方向發(fā)生了大于 90°的轉(zhuǎn)變.空腔內(nèi)部氣流混亂,導致了氣流滯留于此空腔中不易流出,從而產(chǎn)生了較大的壓力損失.中間隔板的小孔處也存在壓力損失,但相對較小.表 1為消聲器內(nèi)部各個環(huán)節(jié)產(chǎn)生的壓力損失.

表1 消聲器內(nèi)部各主要局部壓力損失Tab le 1 Primary pressure loss in muffler

基于CFX的分析結果,文中對模型作了以下改進:

(1)為降低下層消音管出氣小孔和上層消音管的進氣小孔處的壓力損失,將此兩處的小孔分別由36個增加到 54個,小孔直徑不變;

(2)為減少因氣流沖擊轉(zhuǎn)向而產(chǎn)生的壓力損失,在進氣腔內(nèi)增加弧形導流板.導流板設計圖見圖6.

圖6 導流板示意圖Fig.6 Sketch map of diversion vane

3 改進效果驗證

在相同的工況下,對改進后消聲器的進氣壓力進行了測量.圖7為實驗測得改進后消聲器入口氣流壓力.經(jīng)過計算得到其幅值的平均值為48.1kPa,有效值為34.0kPa,明顯低于改進前的有效值46.4kPa.

圖7 改進后排氣壓力曲線Fig.7 Exhaust pressure curve of im provedmuffler

對改進后的消聲器進行了CFX數(shù)值模擬.圖8為改進后的消聲器內(nèi)部相對壓力分布圖.消聲器改進后,由CFD仿真計算得到的各個環(huán)節(jié)的壓力損失如表2所示.

圖8 改進后消聲器內(nèi)部相對壓力分布Fig.8 Relative pressure distribution in improvedmuffler

表2 改進后消聲器內(nèi)部各主要局部壓力損失Table 2 Primary pressure loss in improved muffler

與改進前相比,改進后下層消音管入口處壓力損失下降了 47.1%,說明增加導流板后,進氣腔氣流堵塞問題得到了很好的解決.增加小孔數(shù)對減小此兩處壓力損失的效果明顯,下層消音管出口和上層消音管入口處的壓力損失下降了33.9%.由表2可知,消聲器內(nèi)部壓力損失分布相對均勻,不存在特別大的壓力損失環(huán)節(jié).

按照國標GB-T16710.3—1996的要求,對消聲器改進前、后發(fā)動機的噪聲進行了測量,其平均值分別為81.2和81.6dB,相差不大.

4 結論

將CFD仿真方法應用于消聲器的結構改進設計中,可以降低設計成本,縮短設計周期.文中運用CFD仿真技術對某單缸發(fā)動機消聲器進行改進,得到如下結論:

(1)消聲器改進前、后壓力損失的測量結果表明,改進后消聲器壓力損失明顯降低,這說明以脈沖壓力的有效值設置邊界條件時,CFD仿真計算結果及分析結果可以正確指導消聲器的改進設計.

(2)消聲器內(nèi)部的壓力損失主要存在于下層消音管的出氣小孔、上層消音管的進氣小孔、消聲器下層右腔處.增加小孔數(shù)可以減小小孔處壓力損失;在氣流方向急劇改變的進氣腔使用導流板可以減小進氣腔壓力損失.

(3)消聲器結構的改變對其降噪性能影響不大.參考文獻:

[1] Isshiki Yoshihiro,Shimamoto Yuzuru.Analysis of acoustic characteristics and p ressure losses in intake silencers by numerical simulation[J].Transactions of the Japan Society ofMechanical Engineers,1993,59(559):996-1001.

[2] Isshiki Yoshihiro,Shimamoto Yuzuru.Simultaneous prediction of pressure losses and acoustic characteristics in silencers by numerical simulation[C]∥Proceedings of the 1996SAE International Congress＆Exposition.M.I, USA:[s.n.],1996.

[3] Shao L,Riffat S B.Accuracy of CFD for predicting pressure loss in HVAC duct fittings[J].Applied Energy, 1995,51(3):233-248.

[4] Kim M H.Three-dimensional numerical study on the pu lsating flow inside automotive muffler with complicated flow path[C]∥SAE 2001World Congress.M.I,USA: SAE Paper,2001.

[5] 胡效東,周以齊,方建華.單雙腔抗性消聲器壓力損失CFD研究[J].中國機械工程,2006,17(24):2567-2572.

Hu Xiao-dong,Zhou Yi-qi,Fang Jian-hua.CFD computation of p ressure loss of single and dual-chamber resistance mufflers[J].China Mechanicl Engineering,2006,17 (24):2567-2572.

[6] Hu Xiao-dong,Zhou Yi-qi.Computational fluid dynamics research on pressure loss of cross2flow perforated muffler [J].Chinese Journal of Mechanical Engineering,2007,20 (2):88-93.

[7] 胡效東,周以齊,方建華,等.基于CFD的挖掘機消聲器結構優(yōu)化研究 [J].系統(tǒng)仿真學報,2007,19(13): 3126-3129.

Hu Xiao-dong,Zhou Yi-qi,Fang Jian-hua,et al.Muffler structure optimization research of digging machine based on CFD[J].Journal of System Simulation,2007,19 (13):3126-3129.

[8] 方建華,周以齊,胡效東,等.挖掘機用復雜結構排氣消聲器的CFD仿真研究 [J].內(nèi)燃機學報,2009,27 (1):68-73.

Fang Jian-hua,Zhou Yi-ji,Hu Xiao-dong,etal.CFD simulation of exhaustmu ffler with complicated structures for an excavator[J].Transactions of CSICE,2009,27(1):68-73.