船用柴油機(jī)排氣冷卻消聲器流體與消聲特性

陳 濤 胡 霖 黎 南

1海軍駐大連地區(qū)軍事代表室，遼寧 大連 116004

2大連船舶重工集團(tuán)有限責(zé)任公司軍代表室，遼寧 大連 116001

船用柴油機(jī)排氣冷卻消聲器流體與消聲特性

陳 濤1胡 霖2黎 南2

1海軍駐大連地區(qū)軍事代表室，遼寧 大連 116004

2大連船舶重工集團(tuán)有限責(zé)任公司軍代表室，遼寧 大連 116001

為了降低船用柴油機(jī)排氣噪聲，并對(duì)廢氣進(jìn)行冷卻以降低紅外輻射，實(shí)現(xiàn)紅外隱身目的，要求在排氣系統(tǒng)中安裝排氣冷卻消聲器。利用數(shù)值算法研究排氣冷卻消聲器的氣體流動(dòng)特性、冷卻效果、聲學(xué)性能。首先利用有限體積法計(jì)算并分析了排氣冷卻消聲器在冷卻與不冷卻時(shí)的空氣動(dòng)力性能，得到其阻力損失特性、冷卻效果和溫度場信息。在流體計(jì)算的基礎(chǔ)上得到消聲器溫度場，然后采用聲學(xué)有限元法計(jì)算并分析了排氣冷卻消聲器在室溫與高溫冷卻下的聲學(xué)特性，將排氣冷卻消聲器的左端共振腔體積減小，改變其共振頻率從而改變消聲器在低頻時(shí)的聲學(xué)性能。

排氣冷卻；消聲器；阻力損失；消聲特性

1 引言

柴油機(jī)在水下排氣時(shí)，影響排氣管口輻射噪聲的主要因素是氣體在尾管出口的平均流速、流速變化幅值和頻率［1］。柴油機(jī)水下排氣所激起噪聲的產(chǎn)生機(jī)理比較復(fù)雜，但從宏觀物理過程上來說，這種噪聲的根源在于脈動(dòng)性強(qiáng)烈的，具有一定壓力的大流量高溫脈動(dòng)廢氣對(duì)排出口介質(zhì)的強(qiáng)烈擾動(dòng)［2］。通過對(duì)柴油機(jī)水下排氣噪聲的形成過程的分析中可以得知，在發(fā)動(dòng)機(jī)的排量、噴嘴結(jié)構(gòu)尺寸以及水深一定的條件下，廢氣通過尾管的平均流速取決于廢氣的溫度。如果降低排氣溫度、流速脈動(dòng)、壓力脈動(dòng)，則水下排氣噪聲可大大削減［3］。同時(shí)，為了有效抑制紅外輻射信號(hào)，削減氣動(dòng)噪聲，通常需要安裝排氣冷卻消聲器。

圖1為某型柴油機(jī)排氣冷卻消聲器的結(jié)構(gòu)示意圖，它由3個(gè)膨脹腔和2個(gè)共振腔組成?？紤]到數(shù)值計(jì)算時(shí)便于流場和聲場的觀察和分析，在進(jìn)行數(shù)值建模計(jì)算時(shí)將原本V型的進(jìn)氣管建成上下對(duì)稱的進(jìn)氣管但不影響流場、聲場的分布和計(jì)算。本文的目的是研究該排氣冷卻消聲器的冷卻效果、阻力損失和消聲特性。由于該消聲器內(nèi)部結(jié)構(gòu)復(fù)雜，傳統(tǒng)的一維理論計(jì)算不能精確反應(yīng)內(nèi)部流體的流動(dòng)，需要采用三維數(shù)值方法進(jìn)行計(jì)算。首先利用基于有限體積法的Fluent軟件計(jì)算排氣冷卻消聲器內(nèi)部流體流動(dòng)和溫度場，進(jìn)而分析其阻力損失和冷卻效果。在此基礎(chǔ)上使用聲學(xué)有限元法計(jì)算并分析排氣冷卻消聲器的消聲特性。

圖1 排氣冷卻消聲器結(jié)構(gòu)示意圖

2 流體特性與冷卻效果計(jì)算及分析

2.1 流體計(jì)算模型的選擇

由于排氣冷卻消聲器結(jié)構(gòu)復(fù)雜，外形尺寸大，薄層環(huán)形通道多，其內(nèi)部流場是復(fù)雜的三維湍流流場，傳統(tǒng)的一維流體力學(xué)方法不能精確預(yù)測其內(nèi)部流動(dòng)和溫度場分布，故采用三維數(shù)值方法進(jìn)行模擬計(jì)算。本文使用有限體積法計(jì)算排氣冷卻消聲器的內(nèi)部流場特性和溫度分布。用有限體積法導(dǎo)出的離散方程可以保證具有守恒特性，而且離散方程系數(shù)的物理意義明確［4］。

采用有限體積法求解排氣冷卻消聲器內(nèi)部的流體流動(dòng)與換熱，就是求解三維不可壓N－S方程，包括質(zhì)量守恒方程、動(dòng)量守恒方程、能量守恒方程，k方程和ε方程。

標(biāo)準(zhǔn)k－ε模型是針對(duì)充分發(fā)展的湍流流動(dòng)建立起來的，在近壁區(qū)內(nèi)的流動(dòng)，湍流發(fā)展并不充分，湍流的脈動(dòng)影響可能不如分子粘性的影響大，在更貼近壁面的底層內(nèi)，流動(dòng)可能處于層流狀態(tài)。因此必須采用特殊的處理方式解決近壁區(qū)內(nèi)流動(dòng)的計(jì)算問題。解決這一問題的途徑目前有兩個(gè)：一是不對(duì)粘性影響比較明顯的區(qū)域（粘性底層和過渡層）進(jìn)行求解，而是用一組半經(jīng)驗(yàn)公式（即壁面函數(shù)）將壁面上的物理量與湍流核心區(qū)內(nèi)的相應(yīng)物理量聯(lián)系起來，這就是壁面函數(shù)法［5］。其基本思想是對(duì)湍流核心區(qū)的流動(dòng)使用k－ε模型求解，而在壁面區(qū)直接使用半經(jīng)驗(yàn)公式將壁面上的物理量與湍流核心區(qū)內(nèi)的求解變量聯(lián)系起來。這樣就不需要對(duì)壁面區(qū)內(nèi)的流動(dòng)進(jìn)行求解，直接得到與壁面相鄰控制體積的節(jié)點(diǎn)變量值。在劃分網(wǎng)格時(shí)，不需要在壁面區(qū)加密，只需要把第一個(gè)內(nèi)節(jié)點(diǎn)布置在對(duì)數(shù)律成立的區(qū)域內(nèi)，即配置到湍流充分發(fā)展的區(qū)域。另—種途徑是采用低Re數(shù)k－ε模型來求解粘性影響比較明顯的區(qū)域，這時(shí)要求在壁面區(qū)劃分比較細(xì)密的網(wǎng)格，越靠近壁面，網(wǎng)格越細(xì)，但考慮到排氣冷卻消聲器的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，總體尺寸較大的特點(diǎn)，數(shù)量巨大的節(jié)點(diǎn)對(duì)微機(jī)的要求較高，計(jì)算周期較長，因此本文采用壁面函數(shù)法。

由于氣流在排氣冷卻消聲器內(nèi)多次轉(zhuǎn)折，經(jīng)過三個(gè)環(huán)形薄層區(qū)域并與水交換熱量，所以應(yīng)對(duì)消聲器內(nèi)部壁面做流固耦合傳熱分析。固體區(qū)別于流體的地方是它是不動(dòng)的，速度為零，因此固體域中不需要求解N－S方程。在固體域中，能量方程的對(duì)流項(xiàng)也為零，本文研究的消聲器壁面均沒有內(nèi)熱源，同時(shí)屬于穩(wěn)態(tài)傳熱問題，因此固體域控制方程只剩下能量方程中的擴(kuò)散項(xiàng)，也就是固體域?qū)嵛⒎址匠蹋杀硎緸椋?/p>

式中，cp為固體比熱，J／kg·K； λ 為固體傳熱系數(shù)，W ／m2·K。

2.2 網(wǎng)格劃分

排氣冷卻消聲器內(nèi)部壁面較多，且由于具有兩個(gè)氣流環(huán)形通道、一個(gè)水層環(huán)形通道，共3個(gè)薄層環(huán)形通道，其長寬比很大，而氣層的溫度較高（約 500℃），而水層的溫度較低（約 20℃），這種情況下，為確保流體計(jì)算的準(zhǔn)確性，在薄層區(qū)域需要一定數(shù)量的單元節(jié)點(diǎn)以保證流場模擬的準(zhǔn)確性，考慮到結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格離散整個(gè)空間區(qū)域，采用分塊網(wǎng)格法將整個(gè)消聲器分割成多個(gè)子結(jié)構(gòu)，逐一進(jìn)行網(wǎng)格劃分，總共劃分網(wǎng)格約220萬個(gè)，采用并行計(jì)算技術(shù)在多CPU工作站上進(jìn)行計(jì)算。

2.3 排氣冷卻消聲器阻力損失與溫度場計(jì)算結(jié)果

根據(jù)以上論述，對(duì)排氣冷卻消聲器施加的邊界條件為：廢氣進(jìn)口／廢氣入口，溫度為500℃；廢氣出口／排氣背壓，出口環(huán)境溫度為20℃；冷卻水入口／質(zhì)量流量，溫度為20℃；冷卻水出口／出口環(huán)境壓力為101 325 Pa。

由于整個(gè)流場區(qū)域內(nèi)流體的溫度場是變化的，而流體介質(zhì)的物性參數(shù)隨溫度的變化而變化，所以廢氣與冷卻水的物性參數(shù)cp，ρ，λ等采用插值多項(xiàng)式表示，其表達(dá)式為［6］：

其中，各多項(xiàng)式的系數(shù)值由表1所給出。

表1 廢氣的插值多項(xiàng)式系數(shù)

根據(jù)以上設(shè)置，對(duì)排氣冷卻消聲器內(nèi)部流體流動(dòng)和換熱進(jìn)行了計(jì)算。為了考察冷卻對(duì)流場的影響，本文首先計(jì)算了排氣冷卻消聲器不帶冷卻水套時(shí)的流體特性，然后對(duì)照在冷卻的情況下消聲器內(nèi)部的流場分布和阻力損失特性。

圖3～圖4分別給出了不同流速下排氣冷卻消聲器不帶冷卻水套時(shí)的湍流強(qiáng)度、壓力云圖和阻力特性曲線。從消聲器的橫截面流線圖中可以看出，氣體在碰到各管壁后以及在氣流的轉(zhuǎn)折、導(dǎo)流等處產(chǎn)生了渦流，消聲器內(nèi)部流場中共產(chǎn)生8處漩渦。在氣流流經(jīng)內(nèi)部擋板、導(dǎo)流環(huán)等障礙物時(shí)，由于空氣分子粘滯摩擦力的影響，具有一定速度的氣流與障礙物下游區(qū)形成帶有渦流的氣流。這些渦流不斷地形成又不斷地脫落，每一個(gè)渦流中心的壓強(qiáng)低于周圍介質(zhì)壓強(qiáng)，每當(dāng)一個(gè)漩渦脫落時(shí)，湍動(dòng)氣流就會(huì)產(chǎn)生一次壓強(qiáng)跳變，這些跳變的壓強(qiáng)通過四周介質(zhì)向外傳播，并作用于障礙物，當(dāng)湍動(dòng)氣流中壓強(qiáng)脈動(dòng)含有可聽聲頻成分，且強(qiáng)度足夠大時(shí)，則輻射出噪聲，稱為渦流噪聲或湍流噪聲［7］。

為了考查排氣冷卻消聲器在冷卻狀態(tài)下的流場特性，對(duì)其進(jìn)行同樣的邊界條件設(shè)置和處理，在水域?qū)舆M(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化，以保證足夠的網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)來反應(yīng)該區(qū)域的信息。

由內(nèi)部截面跡線圖可以看出，排氣冷卻消聲器內(nèi)部流場在第一級(jí)膨脹腔的左端部存在氣流轉(zhuǎn)折處速度降低，壓力升高，當(dāng)氣流發(fā)生180°轉(zhuǎn)折時(shí)，在主腔內(nèi)壁處產(chǎn)生漩渦，在其中間大腔區(qū)，由于是兩個(gè)進(jìn)氣管，且進(jìn)氣管離內(nèi)壁較近，使右端腔內(nèi)漩渦得到改善，氣流流向呈“Y”型分布，與導(dǎo)流環(huán)同時(shí)作用，從而改善了氣流的渦流現(xiàn)象。在消聲器的出口管及其與右端共振腔之間的區(qū)域，氣流發(fā)生第三次膨脹，速度再一次降低，使所產(chǎn)生的漩渦直徑較大，湍流強(qiáng)度不高，主流區(qū)與氣流的流向（消聲器出口管的軸向）一致，這有利于氣流的排出，降低局部阻力損失。

3 聲學(xué)特性的數(shù)值計(jì)算及分析

本文在獲得消聲器內(nèi)部溫度場后，使用SYSNOISE［8］軟件中的聲學(xué)有限元法計(jì)算排氣冷卻消聲器的傳遞損失。

忽略流動(dòng)對(duì)消聲器內(nèi)聲傳播的影響，則聲場的控制方程為 Helmholtz 方程［9］：

式中，p為聲壓；k為波數(shù)。

消聲器內(nèi)部聲場的計(jì)算就是在給定邊界條件下求解Helmholtz方程。鑒于消聲器內(nèi)部結(jié)構(gòu)復(fù)雜，本文使用有限元法計(jì)算其傳遞損失。

當(dāng)消聲器進(jìn)出口截面面積相等，且進(jìn)出口管內(nèi)滿足平面波條件時(shí)，傳遞損失可表示為［10］：

式中，pi和pt分別為消聲器進(jìn)口處的入射聲壓和出口處的透射聲壓。

介質(zhì)的密度和聲速是在流體計(jì)算的基礎(chǔ)上得到的。由于聲波不在冷卻水套中傳播，所以進(jìn)行聲學(xué)有限元計(jì)算時(shí)不需要建立水套層的模型，而只需建立聲場區(qū)域模型。

圖9～圖10分別是頻率為238 Hz和2 000 Hz時(shí)消聲器內(nèi)部的聲壓分布?？梢钥闯?，在低頻時(shí)消聲器內(nèi)部聲傳播主要以平面波形式進(jìn)行；在高頻時(shí)消聲器內(nèi)部聲場呈現(xiàn)出非均勻的三維波形式，但在進(jìn)出口管段，由于其直徑較小，聲波仍以平面波形式傳播，所以仍然可以使用式（4）計(jì)算消聲器的傳遞損失［11］。

圖11～圖12比較了排氣冷卻消聲器在廢氣進(jìn)氣速度分別為 30m／s、50m／s、70m／s， 進(jìn)氣溫度為500℃，冷卻水入口質(zhì)量流量為 2.5 kg／s，進(jìn)口水溫為20℃的冷卻作用下得到的溫度場所對(duì)應(yīng)的傳遞損失曲線變化。

排氣冷卻消聲器與常規(guī)非冷卻消聲器相比，由于冷卻的效果導(dǎo)致其內(nèi)部溫度場是非均勻的，這就改變了聲波傳播介質(zhì)的均勻性，使得傳遞損失曲線向低頻方向移動(dòng)，從而改善了柴油機(jī)的低頻噪聲。

為了進(jìn)一步改善其低頻傳遞損失特性，考慮到左右兩個(gè)共振腔的固有頻率比較接近，為了將其錯(cuò)開一定的范圍，將雙進(jìn)口消聲器的左端共振腔長度變小，由原來的30 cm變?yōu)?5 cm，使其共振腔固有頻率發(fā)生改變以改善某些頻率下的傳遞損失，其余結(jié)構(gòu)尺寸保持不變。

從圖中可以看出，改進(jìn)的排氣冷卻消聲器，由于減小了左端共振腔的有效容積，使其固有頻率發(fā)生了改變，無論在20℃下還是在500℃冷卻下，都改變了低頻段的傳遞損失特性，消聲器在 0～1 200 Hz頻率范圍內(nèi)其消聲量達(dá)18 dB（A）。

4 結(jié)論

1）消聲器的內(nèi)部流動(dòng)是一個(gè)湍流性較強(qiáng)的三維流動(dòng)，多處氣流產(chǎn)生漩渦，這可能會(huì)產(chǎn)生氣流再生噪聲，也是局部阻力損失的主要原因。在第一級(jí)膨脹腔內(nèi)，在氣流直接沖擊內(nèi)部擋板后產(chǎn)生180°的轉(zhuǎn)向流動(dòng)，如果此處的氣流速度高，其湍流強(qiáng)度大，產(chǎn)生的漩渦較強(qiáng)烈，可能會(huì)產(chǎn)生氣流再生噪聲。在第二級(jí)膨脹腔及右側(cè)擋板處，也是渦流產(chǎn)生的主要區(qū)域，為此在這兩個(gè)地方加裝導(dǎo)流環(huán)，以組織良好的氣流流動(dòng)，降低局部阻力損失，抑制氣流再生噪聲的產(chǎn)生。兩股入口氣流的相互作用使之在與內(nèi)部擋板沖擊碰撞后的氣流出現(xiàn)對(duì)稱性的“Y”型分布的流向，這使得內(nèi)部流場得到一定程度上的改善，從而減少了阻力損失。由于廢氣排氣溫度高，且體積流量較大，通過人為地對(duì)廢氣進(jìn)行有效地冷卻，可以減小排氣的壓力脈動(dòng)、速度脈動(dòng)與較小廢氣的體積流量，從而降低排氣噪聲。

2）消聲器內(nèi)部溫度場的分布總體上沿軸向呈降低的趨勢，在管道外壁與水接觸處存在很大的溫度梯度，是熱應(yīng)力集中的地方。消聲器中心溫度接近，但隨著軸向與徑向位置的不同，其溫度變化較大。在右端共振腔內(nèi)，溫度較其左側(cè)的隔板主腔內(nèi)降低較大，整個(gè)溫度場梯度較大的地方集中在消聲器的出口端。

3）聲場計(jì)算結(jié)果表明，排氣冷卻消聲器的內(nèi)部聲場是三維的，應(yīng)采用三維理論進(jìn)行計(jì)算。通過對(duì)比冷態(tài)與熱態(tài)的聲學(xué)特性發(fā)現(xiàn)，在低頻段冷態(tài)與熱態(tài)時(shí)的傳遞損失曲線相似，都出現(xiàn)了兩個(gè)共振峰，其來源是由于兩個(gè)共振腔所致。由于溫度的降低，聲波在介質(zhì)中的傳播速度也隨之降低，排氣冷卻消聲器的傳遞損失曲線會(huì)向低頻方向移動(dòng)。通過減小排氣冷卻消聲器左端共振腔的有效容積，改變其固有頻率從而改變了其低頻傳遞損失特性。

4）排氣冷卻消聲器在制造與應(yīng)用過程中，應(yīng)重點(diǎn)考慮其熱疲勞所帶來的損害，故設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)科學(xué)計(jì)算其溫度場與內(nèi)部熱應(yīng)力。

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Fluid and Acoustic Attenuation Characteristics of Exhaust Cooling Silencers for Marine Diesel Engine

Chen Tao1 Hu Lin2 Li Nan2
1Military Representative Office at Dalian District， Dalian 116004， China
2 Military Representative Office in Dalian Shipbuilding Industry Co.Ltd.，Dalian 116001， China

In order to reduce the exhaust noise ofmarine diesel engine and to cool the exhaust gas for the sake of reducing the infrared signature，the exhaust cooling silencer is always needed.In this paper，the characteristics of flow and cooling effect of the silencer as well as its transmission loss was analyzed with numerical calculation.The aerodynamic performance of the exhaust cooling silencer was calculated by the Finite Volume Method （FVM）to analyze the internal fluid flow and the temperature field，and then the Finite Element Method （FEM）was used to calculate the acoustic attenuation characteristics.The sound performance in low frequency was optimized as a result of the change of the left resonated chamber.

e xhaust cooling； silencer； r esistance loss； a coustic attenuation characteristics

U664.121

A

1673－3185（2010）04－47－05

10.3969/j.issn.1673-3185.2010.04.011

2010－01-06

陳 濤（1971－），男，碩士，工程師。研究方向：船舶工程。E-mail：vip.chentao@163.com