分流氣體對沖消聲器內流場及再生噪聲分析

2019-04-23 08:49:54霍黎明范秀琴張永安馬彥華

噪聲與振動控制 2019年2期

霍黎明，武佩，蘇赫，范秀琴，張永安，馬彥華

（1.內蒙古農業大學機電工程學院，內蒙古自治區草業與養殖業智能裝備工程技術研究中心，呼和浩特010018；2.內蒙古農業大學檔案館，呼和浩特010018）

安裝消聲器是降低柴油機排氣噪聲最直接有效的手段。柴油機排出的氣體通過消聲器時，在經過消聲器內部穿孔管、彎頭等結構時會引起氣流速度的突變，從而產生一定的湍流。湍流不僅會形成排氣阻力，而且也產生湍流噪聲，湍流噪聲主要以高頻為主；另外氣流還激勵消聲器內部結構產生振動，特別是當氣流激起消聲器聲腔模態而引起共振時，消聲器內部構件也會振動并輻射噪聲，這一部分噪聲為結構噪聲，以低頻為主。這兩部分噪聲統稱為消聲器的再生噪聲[1]。再生噪聲對消聲器性能有重要影響，嚴重時會使消聲器失效，甚至消聲器會成為噪聲放大器[2–3],因此再生噪聲也是評價消聲器性能的一個重要指標。

由于再生噪聲問題的復雜性，早期對消聲器氣流再生噪聲的研究主要是基于試驗的方法[4],如Torregrosa 等通過試驗的方法，測試了12 種簡單類型的擴張消聲器在低馬赫數下氣流再生噪聲的聲功率，對消聲器設計尺寸的優化有一定的指導意義[5]；山東大學劉麗萍在自制試驗臺上，通過試驗對內插管擴張式消聲器分有無氣流兩種情況進行試驗研究，結果表明流速是影響氣流再生噪聲的重要因素[6]；重慶大學趙海軍在消聲器模擬試驗臺上,對共振式消聲器聲學性能進行試驗，揭示了共振腔消聲器氣流再生噪聲的產生機理,為進一步進行消聲器內部流場優化、抑制氣流再生噪聲和動態性能分析提供了重要依據[7]。

近年來由于計算機技術的發展，數值計算和模擬得到了廣泛的應用。2007年Hocheol等研究了詳細的消聲器穩態和瞬態流場，并用Ffowcs-Williams and Hawkings模型進行了聲學分析，發現從1 kHz到4 kHz 的頻率范圍噪聲的頻譜呈現寬頻特性[8]。2009年潘甫生針對抗性消聲器中擴張結構和尾管引起的射流噪聲問題建立了低馬赫數射流噪聲有限元分析模型，分析了射流噪聲產生的原因[9]。

目前常用的消聲器再生噪聲計算方法是“CFD+聲類比”方法：即通過分析消聲器內部的流場，揭示其噪聲的產生機理，在流場仿真的基礎上對氣動噪聲進行仿真分析。為此，本文對課題組前期提出的一種分流氣體對沖消聲器，首先利用k-?模型研究了消聲器內部的流場，再根據流場分布與再生噪聲的密切關系，運用FW-H 聲學比擬法中的LES 大渦模型獲得各測點聲壓級噪聲頻譜，分析流場和聲場的關系，探討新型消聲器內部結構對再生噪聲的影響，為研究和完善該新型消聲器的設計理論奠定基礎。

1 分流氣體對沖消聲器流場的數值計算

1.1 分流氣體對沖消聲器的設計原理

如圖1所示，分流氣體對沖消聲器由進氣管、隔板、對沖管、外壁以及擴張腔等組成，氣流從入口流入后從隔板上的2個孔進入2對沖管，而被分成兩股氣流，當從對稱的對沖管流出時，在消聲器中心處相遇并發生對沖，對沖使得氣流速度降低。

圖1 分流氣體對沖消聲器原理簡圖

氣流速度的降低有助于減小氣流對壁面的沖擊，減小振動輻射的噪聲；同時有助于降低渦流的速度，進而降低排氣背壓和再生噪聲的產生[10]。

1.2 新型消聲器有限元模型

在Hypermesh 中對模型進行網格劃分，網格的大小會影響計算精度，網格多少會影響計算時間[11]。在考慮模型特征的前提下，綜合以上兩種因素，對過渡區域或特征變化劇烈的地方用2 mm 網格加密劃分，其它區域用4 mm 目標網格大小劃分；流體部分用四面體網格，并進行in out wall fluid 分區。輸出為msh格式，網格數量為360 424個。

圖2 分流氣體對沖消聲器網格劃分圖

進口設置為速度進口，速度為40 m/s；出口為壓力出口，假設介質為不可壓縮空氣；流動為湍動，時間為穩態，壓力速度耦合為simple算法，壓力為標準格式。對流離散格式采用2 階迎風格式，運用標準k-?模型進行計算。

1.3 內流場仿真結果

圖3 為原消聲器內流場仿真結果，從仿真結果可以看出，由于垂直隔板的作用，氣流從入口進入后受阻比較大，壓力損失在40 m/s 的速度時為1 925 Pa。

從速度分布云圖可以看出，氣流在進入隔板到對沖管之前速度有一個明顯的降低，當速度降低后的氣流進入到與隔板呈90°角的對沖管的時候，由于隔板與對沖管的尖銳凸起，使氣流速度在此尖角處急劇增大，甚至超過入口速度。另外由于對沖口有垂直弧度，當氣流達到對沖口的位置時，在這里速度也有一個突變。另外一個速度突變處在氣流對沖區域，由于兩股氣流以相同速度對沖，在此區域內，速度由32 m/s 降低到16 m/s，這三個區域速度梯度變化大，存在著復雜多變的應力，渦流強度大，氣流各處的壓強和壓力變化劇烈，是氣流再生噪聲容易產生的地方，在湍動能云圖中也可以看出，這三個速度突變位置處湍動能都比較明顯，說明容易產生渦流噪聲。

1.4 改進設計

為了進一步降低消聲器壓力損失及內部湍流噪聲，根據以上仿真結果，對圖4 中的結構進行優化設計：

圖3 改進前入口速度為40 m/s時的內部流場圖

圖4 改進后結構圖

（1）隔板：由于垂直隔板的阻擋作用，會使對沖消聲器排氣阻力增大，背壓提升，增加油耗，另外由于隔板與對沖管呈90°，當高速氣流從隔板分流進入對沖管的時候，由于流體的慣性及黏滯性，在對沖管內側會形成一塊小的負壓區域，此負壓區域與其它區域相比，壓力變化比較大，會加大湍動能的強度，同時也是比較容易輻射噪聲的地方。對此，可以把隔板改成分流圓環，使圓環與對沖管呈一定的角度，減小此區域的壓力損失和再生噪聲。

（2）對沖管彎頭：從流場分析結果可以看出，彎頭半徑比較小，氣流經過彎頭的時候會對彎頭外壁產生一定的沖擊；另外由于彎頭垂直地改變方向，彎頭內側也會形成一定的負壓區域，該處也是噪聲比較容易產生的地方，故可以增大彎頭半徑改善此區域流場，從而降低再生噪聲。

1.5 消聲器改進前后的流場對比

對改進后的消聲器施加同樣的邊界條件，計算結果如圖5所示。

圖5 改進后入口流速為40 m/s時的內部流場

從改進后的壓力云圖可以看出消聲器改進之后壓力變化趨于均勻，排氣壓力變小，由原結構的1 925 Pa 降低到改進后的877 Pa，降幅明顯，改進后的消聲器有利于氣體的排出。速度場分布與原結構大體相近，最大速度由42.6 m/s 降低到改進后的41.3 m/s，略有降低，但速度與壓強的變化沒有改進前劇烈，可減小湍動能的產生，這在湍動能云圖中也可以對比看出。這說明改進后的結構有利于減小壓力損失及抑制氣流再生噪聲的產生。

對改進后的消聲器施加同樣的邊界條件，并設定入口速度為10 m/s～60 m/s，每隔10 m/s 計算一次，得到的前后壓力損失如表1所示。

從表1可以看出改進前后的消聲器壓力損失都隨入口速度的增大而增大，改進后的消聲器壓力損失比改進前的消聲器在各個速度工況下都要小，說明改進的效果較好。

2 氣流再生噪聲計算

2.1 測點選取

用FW-H 算法對消聲器進行噪聲計算：第一步先進行瞬態流場的計算，主要計算消聲器內各測點處的壓力波動。湍流模型為LES 模型，小渦模型應用亞網格應力尺度模型，時間為瞬態，對流離散格式采用2 階迎風格式，壓力速度耦合采用PISO 算法，時間步長為5×10-5，步數為4 000 步；第二步計算聲場，根據第一步得到的壓力波動，經過FFT變換得到測點聲壓頻譜結構。聲場模型采用FW-H 噪聲模型，時間步長仍為5×10-5，步數為4 000步。為了監測消聲器內部渦流的特性設置了5 個測點，如圖6所示。

表1 消聲器改進前后不同速度工況下的壓力損失對比

圖6 消聲器測點的選取位置

2.2 氣動噪聲計算結果

圖7 為5個測點的壓力波動模擬結果。

從圖7中5個測點的壓力波動可以看出，點1的波動范圍最大，其次為點2、點3，點4 與點5 的波動范圍相近。說明隔板與對沖管處湍化程度最高，其次為對沖管對沖區域。由于擴張腔的擴張作用，點3所在的擴張腔內湍化程度比較低，并且壓力相對比較小。點4與點5壓力波動基本相似，由于點4、點5在出口位置處，壓力變化最小，湍化程度最低。得到壓力波動之后，可計算測點的聲壓級

式中：SPL 為聲壓級；p′為聲壓，Pref為參考聲壓。對各測點壓力時域信號進行FFT 變換得到壓力頻譜，如圖8所示。

從圖8 可以看出，消聲器內的噪聲分布屬于寬頻噪聲，噪聲能量主要集中在低頻部分。在1 000 Hz 以內聲壓級隨著頻率的升高而降低，從2 000 Hz之后噪聲呈現寬頻特性。測點1 和測點2 由于氣流和壓強變化大，湍化程度高，噪聲主要集中在低頻；測點3 由于擴張腔的擴張作用，壓力和速度變化相對較小，湍動能強度相對較低。但由于隔板以及內壁的聲源相互疊加的影響，聲壓級要比測點4 和5高；測點4、5 頻譜略有差異，但測點4 比測點5 聲壓高，主要是因為對沖之后的氣流速度在排氣管中間位置比在排氣管壁位置大的緣故。

一般消聲器內部的流速應控制在40 m/s～60 m/s范圍內[12–13]。改進前后消聲器在30 m/s、40 m/s、50 m/s、60 m/s工況下5個測點總聲壓級的對比如表2所示。

從表2 可以看出，改進后的結構各測點在不同速度工況下都比原消聲器總聲壓級低，證明了消聲器結構改進的合理性。

圖7 各測點下壓力波動

圖8 各測點下聲壓頻譜圖

3 試驗驗證

為了方便對比，改進前后的消聲器尺寸大體相同，只是改進局部結構，消聲器內部結構相同，都是由隔板、對沖管、擴張腔組成。在消聲器試驗臺上對改進前后的消聲器進行壓力損失及再生噪聲的對比試驗。

3.1 壓力損失的試驗驗證

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以及隔聲罩等組成。風機選用上海應達風機有限公司生產的DF型低噪聲離心式鼓風機，功率為550 W，流量為860 m3/h，通過變頻器改變風機轉速進而改變氣流的速度，從而可滿足消聲器在不同氣流速度工況下的測試，測試裝置有風速儀、皮托管。試驗依據《GB/T4760-1995》中關于消聲器壓力損失的測試方法進行，消聲器內部氣流穩定之后，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下的壓力損失[14]，圖9所示為消聲器試驗臺實景。

3.1.1 消聲器壓力損失試驗與仿真對比

由圖10可知，試驗值與仿真值誤差都在10%以內，在工程上屬于可接受的誤差范圍，說明用CFD方法計算消聲器的壓力損失是比較精確的。

圖9 排氣消聲器試驗臺

3.1.2 新型消聲器改進前后壓力損失對比

圖11為消聲器修改前后排氣壓力損失對比圖。從圖中可看出，改進前后的消聲器排氣壓力損失都隨著入口速度的提高而增大，改進之后的消聲器排氣壓力在各個速度工況下都比改進前的消聲器排氣壓力損失要小，說明改進之后的消聲器空氣動力性能更好。

表2 改進前后各測點噪聲總聲壓級對比

圖10 原消聲器試驗和仿真壓力損失對比

圖11 改進前后壓力損失對比

3.2 氣流再生噪聲的對比

3.2.1 試驗原理

依據國家標準《GB/T 5081-2008》中關于氣流再生噪聲的測試原理：除排氣噪聲外，其它噪聲都應做為背景噪聲，測量噪聲的聲壓級應該與背景噪聲的聲壓級相差10 dB以上[15]，即可認為加裝的是無聲氣流源。試驗分兩部分，第一部分為空管試驗，第二部分為加裝消聲器情況下下游管道的氣流噪聲測量。在30 m/s、40 m/s、50 m/s、60 m/s 4 種速度工況下分別對空管、原消聲器和改進后的消聲器進行試驗。測點位置要求是在與排氣口氣流軸向呈45°方向、距離為1 m 處，測點距地面及其它反射面的距離應大于2倍測距。試驗測量噪聲的聲壓級與背景噪聲的聲壓級之差均大于10 dB，可認為加裝的是無聲氣流。

3.2.2 試驗結果及分析

在入口速度為40 m/s的條件下對比改進前和改進后的消聲器出口聲壓級所得結果如圖12所示。

從圖12可以看出，在入口速度為40 m/s的條件下，改進后的消聲器出口聲壓級比改進前的消聲器出口聲壓要低，特別在低頻階段效果更加明顯。