拖拉機分流氣體對沖排氣消聲器壓力損失的研究

霍黎明，武 佩，張永安，薛 晶，馬彥華

(內蒙古農業大學 機電工程學院，呼和浩特 010018)

0 引言

進入21世紀以來，由于可利用資源的匱乏及人們環保意識的提高，節能減排技術成為柴油發動機研發的重點[1]。柴油機廣泛應用于拖拉機上，由于柴油機的結構特點及工作方式的不同，使得拖拉機的排氣噪聲在拖拉機整體噪聲中占主導地位，往往比其他噪聲的總和還要大得多[2-6]。消聲器的安裝使得拖拉機的排氣噪聲大大降低，但由于消聲器內部結構的復雜性，排出的氣體通過消聲器時會有很大的阻力，克服這些阻力作用必然要消耗柴油機一部分能量。有些消聲器消聲效果很好，但過大的排氣背壓卻造成了發動機熱效率低下，甚至因排氣不暢造成柴油機不能正常工作而被“憋死”；同時，由于排氣的不順還會造成柴油燃燒不完全，排氣所含污染物過多，造成一定的空氣污染，不利于節能減排的要求[7]。

評價消聲器空氣動力性能的一項重要指標是排氣壓力損失[8]，設計優良的消聲器不僅要有良好的消聲效果，更要有好的空氣動力性[9]。對于這方面的研究，國外進行得比較早，在1974年Brahmaji Mutyala和Werner Soedel就對兩沖程用的汽油機消聲器排氣壓力進行了研究，建立了消聲器的數學模型，并給出了兩種考慮了速度質量耦合的方程進行求解，最后通過實驗進行了對比[10]。1992年，美國普杜大學的H.J.Kim和W.Soedel對一款壓縮機用消聲器的排氣背壓特性進行了研究。國內對消聲器壓力損失研究比較早的是中國北方車輛研究所的胡立臣，他在1998年建立了以消聲量為目標函數的消聲器壓力損失模型，采用復合法對某款3#結構的消聲器進行了優化改進，并分析了消聲器壓力損失與入口速度之間的關系[11]。2005年，天津大學內燃機研究所的谷芳、劉伯潭等人對某排氣系統的5款設計方案進行了研究，通過詳盡的流場分析找出了各方案中壓力損失比較大的部位，并分析了原因，提出了改進措施[12]。2009年，山東大學的胡效東針對半經驗公式法對抗性消聲器壓力損失計算精度不高的缺點，運用CFD方法成功地解決問題，并研究了單擴張腔消聲器壓力損失與溫度的關系[13]。2010年，南京航空航天大學的張德滿對單缸柴油機的壓力損失進行了研究,針對前期工作多把單缸柴油機入口流速設置成穩定流速、與實際柴油機工作情況不符的問題，把入口氣流設置為脈沖氣流，取得了良好的實驗效果[14]。2011年，重慶大學的鄧兆祥利用三維軟件建立了不同結構的擴張式消聲器模型，研究了擴張比對擴張式消聲器壓力損失的影響規律[15]。2012年，重慶大學的李沛然研究了各結構參數對反流插入管消聲器壓力損失的影響規律，并分析了臨界壁面產生的原因[16]。2013年，北京理工大學的張語彤在證明了CFD方法可靠性的基礎上，研究了內插管及中間擋板對抗性消聲器的壓力損失的影響規律[17]。

從以上研究現狀可以看出：不管是國內還是國外，對消聲器壓力損失影響的研究主要針對的是傳統形式的擴張腔消聲器，對于分流對沖消聲器壓力損失卻很少涉及。為此，本文對課題組前期提出的柴油機分流對沖排氣消聲器的壓力損失進行研究，對原模型內流場進行模擬仿真，并進行改進設計，以降低壓力損失，為新型消聲器的設計提供依據。

1 分流氣體的對沖消聲器模型分析

1.1 新型消聲器的工作原理

工作原理(見圖1):對沖消聲器的設計目的是通過氣流的對沖降低內部速度，使消聲器內部速度分布均勻，減小湍動能的產生，改善排氣壓力。新型消聲器由進氣管、隔板、對沖管、外管，以及擴張腔等組成，兩個對沖管的管面積相等，且兩對沖管面積和不小于進口管。對沖管對稱設置，氣流從入口流入之后由于隔板的作用使氣流分流，從對稱的對沖管流出，經過對沖管90°的弧度使氣流對沖，從而使氣流速度降低，然后經過擴張腔使氣流減緩排出[18]。

圖1 對沖消聲器工作原理圖

對沖消聲器相比傳統擴張腔消聲器內部隔板減少，取消了容易產生噴柱的穿空管結構，同時使得內部結構大大簡化，排氣比傳統擴張腔消聲器更為順暢。另外，由于結構設計簡單，制造成本相比傳統擴張腔消聲器要低，原設計的消聲器可以很好地降低內部氣流速度；但由于局部結構設計的不合理，排氣壓力較大，發動機功率損失較大。

1.2 新型對沖消聲器的網格劃分

在hypermesh中對模型進行網格劃分時，要滿足流體計算的一般性要求,如網格的大小要合適，在流體過渡的區域及結構突變的區域，要適當地減小網格尺寸，以便更好地捕捉這些區域的流場變化。模型的簡化要考慮實際計算的情況，在保證計算效率的同時，不能造成流場的失真[19]，如圖2所示。鑒于此，在考慮壁厚及流場分辨率的前提下，對消聲器內部對沖區域采用2mm大小的網格劃分，其他區域考慮到計算時間采用5mm網格劃分；在畫完面網格之后，在流體區域生成四面體網格，畫完之后的網格三角形單元為23 000個，四面體單元為151 865個，節點為31 225個；對消聲器有限元模型進行入口、出口、壁面、流體區域定義之后，輸出為mesh格式。

圖2 分流氣體對沖消聲單元模型網格劃分圖

1.3 邊界條件

選用Fluent軟件中的的k-ε模型進行求解。為了便于計算以及數據間的可比性，需要對模型做如下簡化：消聲器內部氣流流動為湍流，消聲器內部的流速一般不超過100m/s，可把流動氣體簡化為理想不可壓縮氣體進行計算，計算時不考慮發動機排氣脈沖的影響，消聲器壁面光滑無移動。計算時，壓力速度耦合方式為simple，迎風格式為二階，壓力松弛因子為0.3。

1.4 仿真分析結果

圖3～圖5為消聲器在入口速度為40m/s時的內流場分布云圖。

圖3 消聲器中心截面速度云圖(m/s)

圖4 消聲器中心截面湍動能分布云圖(m2/s2)

圖5 消聲器總壓云圖(Pa)

從速度云圖可以看出：氣流從入口到隔板區域時，由于截面的增大，氣流速度有所降低；當降低速度的氣流經過對沖管時，由于隔板與對沖管是垂直的過渡，有一個尖銳的凸起，使氣流速度在此有一個突變，速度梯度變化比較大，氣流速度達到消聲器內部最大速度。從壓力云圖可以看出：對沖管內壁與隔板之間形成了一定的負壓區，此區域與鄰近區域相比，壓力相對較小。由湍動能云圖可以看出：由于速度梯度的劇變及負壓區的產生，湍動能在此處最大，湍動能的產生加劇了氣流動能在此處耗散，產生的壓力損失比較大，是壓力損失比較大的區域；另外一個壓力損失比較大的地方在對沖區域，對沖區域由于擴張腔的作用，氣流速度在此變化比較明顯，高速氣流對沖之后氣流速度迅速降低。此處的氣流能量損失主要為氣流之間的摩擦作用，氣流速度的劇烈變化產生了比較強的湍動能，壓力損失在對沖區域損失也比較明顯。

2 計算方法準確性檢驗

在自行設計的消聲器試驗臺上對原模型施加不同的入口速度，對比試驗與仿真結果。

2.1 消聲器試驗臺及設備組成

排氣消聲器試驗臺主要由氣流發生裝置風機、變頻器、噪聲發生裝置和主管道及隔聲罩等組成，如圖6所示。

圖6 排氣消聲器試驗臺照片

其風機功率550W，流量860m3/h，可以通過控制變頻器調節出口流量，風機最大流量能滿足消聲器測試時的最大速度要求。測試裝置有風速儀、皮托管。

2.2 試驗方法

依據《GB/T4760-1995》中關于消聲器壓力損失的測試方法，待消聲器內部氣流速度穩定之后，在消聲器入口及出口位置處各選擇一個平直端面，在給定的入口速度條件下測得消聲器入口及出口端處的平均全壓，消聲器入口及出口端面的全壓之差即為消聲器在指定速度條件下的壓力損失[20]。具體試驗時，在入口及出口端面各選擇9個均勻分布的測點取平均值，在試驗中對模型進口施加入口平均速度10～50m/s，試驗時不考慮溫度的影響。試驗和仿真所得壓力損失圖7所示。

圖7 試驗和仿真壓力損失對比

從圖7中可以看出：試驗數據和仿真模擬的數據大體相近，在工程上屬于可接受的誤差范圍之內，可以說明CFD仿真模擬的準確性。

3 消聲器的改進設計及仿真對比

3.1 改進方案的提出

根據以上仿真結果，對消聲器以下結構進行優化設計：

1)為了降低隔板處的壓力損失，可以把垂直的隔板設計成導流環，使氣流不與隔板垂直沖擊，呈一定角度分流過去。

2)對沖管位置處由半徑為25mm的垂直過渡設計成半徑為40mm的圓弧過渡。由于原模型在對沖管位置處往下有一個15mm的套管，所以新設計的對沖管與原模型對沖管之間距離不變。分流環與對沖管設計見圖8所示。

3.2 仿真結果對比

在入口平均速度為40m/s的工況下對改進后的模型進行了壓力損失的計算，計算結果如圖9～圖11所示。

圖8 結構改進示意圖

圖9 消聲器中心截面速度云圖 (m/s)

圖10 改進后的模型壓力分布圖 (Pa)

圖11 改進后的模型湍動能分布圖 (m2/s2)

1)從修改后的消聲器速度云圖可以看出：導流環的分流作用比較明顯，雖然消聲器內部最大速度由改進前的42.6m/s降低到改進后的41.3m/s，內部速度最大值降幅不大；但是，由于導流環的導流作用，改進后的消聲器速度梯度在沖管內側區域得到了明顯改善，消除了容易產生渦流的負壓區，速度梯度的變小及負壓區的消除使得此區域的湍動能大為降低。

2)從壓力云圖可以看出：改進后的模型在隔板位置處的壓力損失降低，入口到隔板位置處的最大全壓由2 220Pa降低到1 550Pa，說明改進之后的模型從入口到隔板位置處的堵塞問題得到了很好的解決，分流環的導流作用比隔板效果明顯。在對沖管位置處壓力由原模型的1 126Pa降低到918Pa，并且消除了原模型在對沖管位置處的負壓區，使氣流平緩通過，流場得到了很好的改善。

由表1可以看出：修改前后的消聲器壓力損失都隨著入口速度的增大而增大，修改后的消聲器壓力損失在各個速度條件下都比原消聲器排氣壓力要小；特別在入口速度最大時，排氣壓力損失由修改前的3 376Pa減小到修改后的1 858Pa，效果明顯。這說明，修改之后的消聲器空氣動力性能顯著提高。

表1 為模型修改前后不同速度下的壓力損失對比

4 結論

1)通過對原消聲器的內流場仿真分析可以發現，速度梯度的急劇變化是產生壓力損失的主要原因。

2)消聲器的內部壓力損失主要存在于隔板位置及對沖區域處，在氣流改變劇烈的地方可以通過增加導流環等方法使流場改善，降低壓力損失。

3)改進后的消聲器在50m/s時壓力損失比原消聲器降低1 025Pa，說明內部流場的改善可以降低排氣壓力損失。消聲器設計之初可以考慮內流場的分布進行改進與優化。

4)通常情況下，消聲器的壓力損失隨著消聲器的入口速度的增大而增大，速度越大壓力損失增加的幅度越大。

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