柴油機分流氣體對沖耦合消聲器壓力損失研究

張翼強，武 佩，蘇 赫，張海軍，張永安，郭宇辰

（1.內蒙古農業大學機電工程學院，呼和浩特 010018；2.內蒙古農業大學計算機與信息工程學院，呼和浩特 010018）

內燃機作為工業、農業和交通運輸業最主要的動力來源具有適用范圍廣、不可替代等特點[1-2]。目前，我國內燃機保有量超過5 億臺，2019年產量為7 600 萬臺，產生功率26.7 億千瓦[3]。其中15 kW～50 kW的中小型柴油機因其價格低廉、操作簡便、動力強勁，被廣泛應用在工農業生產等非道路運輸場合，但這些場合普遍沒有全面的隔聲減噪措施，對柴油機噪聲貢獻最大的排氣噪聲完全依賴加裝消聲器控制，消聲器工作環境又為高溫、高速且具有腐蝕性。現有柴油機消聲器結構普遍使用抗性消聲器，其結構大多為內插管、穿孔板（管）、擴張腔和亥姆霍茨（Helmholtz）腔消聲單元或消聲單元的組合組成[4]。抗性消聲器設計中消聲器的消聲量和排氣背壓之間需要反復權衡，消聲量大，往往使用的抗性消聲單元也多，即排氣背壓也大。這是由于廢氣在流經消聲器時，氣流與內壁的摩擦，及通過截面突變、穿孔、管道彎頭等受阻會產生壓力損失。消聲器的壓力損失使得柴油機的排氣背壓增大、缸內燃燒惡化，表現為發動機油耗上升、功率損失增加、污染物排放增加等。排氣消聲器造成發動機的功率損耗可達5%以上[5]，消聲性能好、排氣阻力低成為設計消聲器追求的目標，也是國內外消聲器研究的難點和熱點[6]。研究發現抗性消聲器設計中消聲量與排氣背壓之間“矛盾問題”與消聲器內部氣流速度直接相關，傳統消聲器結構以“堵”為主要消聲原理，此類結構的增加雖然會使消聲量增加，但也會導致排氣背壓增加進而使柴油機輸出功率下降，油耗上升，那么從新型結構的角度解決上述問題為消聲器設計提供了新思路[7]。

Mutyala 等[8]在研究雙循環發動機的排氣壓力時，建立了壓力波動的數學模型，提出了用聲波方程耦合求解排氣壓力模擬方程的方法。Kin 等[9]針對一款壓縮機排氣消聲器的排氣背壓特性，提出了適用壓縮機消聲器的排氣背壓表征方法，并開展相關研究。Wongul 等[10]利用商用聲學仿真軟件研究了某轎車消聲器的排氣背壓和傳遞損失，采用試驗設計的方法確定了影響排氣背壓和傳遞損失的結構并優化了相關參數。Fu 等[11]運用計算流體力學（Computational Fluid Dynamics，CFD）方法研究了消聲器結構中擴張比是影響消聲器壓力損失的主要因素。國內學者諸如許雅芬[12]研究空調系統排氣消聲器時得出消聲器中壓力損失與氣流速度之間存在正相關。王玉光[13]在研究不同氣流速度下，穿孔管消聲器的壓力損失時得出壓力損失與穿孔率有關的結論。張德滿等[14]通過CFD的方法研究單缸柴油機消聲器內部流場情況，分析出產生較大壓力損失的結構，并進行改進和優化。趙海軍等[15]通過流場數值計算得出穿孔管消聲單元的湍動能分布，湍動能k值并根據相似理論建立了穿孔管消聲單元的壓力損失模型，同時在另一篇文獻中闡明壓力損失與消聲器內部氣流速度與消聲器聲學性能成正相關[6]。

國內外學者通過數值仿真和試驗的方法對傳統結構消聲器壓力損失研究較為完全，但對于分流氣體對沖消聲單元與傳統消聲單元耦合得到新型耦合結構的消聲器的研究鮮有文章報道。根據本課題組前期研究發現，15 kW～50 kW的中小型柴油機的噪聲頻譜主要集中在200 Hz以內的低頻部分，內插管與穿孔管的組合在此頻段內具有較好的消聲效果[16-19]，本課題組前期研究了不同結構參數下分流氣體對沖消聲單元的壓力損失[17-19]，但沒有對分流氣體對沖消聲單元耦合傳統消聲單元的新型結構進行研究和探討[20]。鑒于此，在分流氣體對沖原理降低柴油機排氣消聲器內部氣流流速，提高消聲器消聲性能、降低消聲器排氣阻力的新方法的基礎上，耦合了穿孔管和內插管結構，從數值仿真和試驗的角度研究和驗證該新型耦合結構消聲器的壓力損失。由此從解決消聲器設計中“矛盾問題”出發，以期為解決上述問題提供新的思路和方案。

1 分流氣體對沖降速理論

分流氣體對沖結構基本形式為柴油機排出的高溫、高壓、高速氣流通過消聲器入口進入消聲器錐形分流腔，而后氣流通過位置相對的一組或多組對沖孔進入對沖腔發生氣流對沖。此結構可有效降低氣流速度，改善內流場湍動能分布。同時由于對沖孔結構尺寸較大，若干組對沖孔流通面積相加大于入口流通面積，因此與傳統消聲結構有所區別。氣流承載的聲波在對沖腔內擴張和發生若干次反射可有效削弱排氣氣流中的聲能量，達到消聲的目的[7]。

1.1 氣體對沖理論數學模型

對沖氣體微團在對沖區域內氣體微團的運動和受力情況可簡化到二維平面內，其運動和受力情況如圖1所示。

圖1 氣體微團受力分析

假設流場是均勻場，場內不計重力且沒有速度梯度、壓力梯度，流體屬性為不可壓縮流體，流體微團進入對沖區域時為勻速運動，流場流線形狀和位置不隨時間改變，氣體微團為均勻球體，尺寸宏觀但足夠小。

根據以上假設，分析氣體微團在x方向的運動和受力情況，氣體微團勻速進入對沖腔時，兩股位置相對的氣流發生對沖作用后，球形氣體微團自身以角速度ω進行旋轉運動，在流場內氣流對其產生馬格努斯效應（Magnus Effect），在該效應影響下，氣體微團受到馬格努斯力（Magnus Force，FM）的橫向相互作用。

FM的計算公式如下：

根據質點動力學基本方程可知，其x方向的加速度為apx，

式中：rp為氣體微團半徑，mp為氣體微團質量，vp為氣體微團速度。

根據上式描述可知氣體微團在對沖腔內x方向運動加速度為與流體速度、氣流微團速度相關的變加速運動。

其次分析流體微團y方向的運動和受力情況。氣體微團主要受流場帶來的氣體微團周期激勵FE、附加質量力FV、氣體阻力FD、氣體微團速度vp和對向氣流速度vF。

流場周期激勵為FE，根據氣體微團在對沖腔體內運動的實際情況，假設氣體微團運動遵循如下運動函數形式：

式中：L為氣體微團最大位移，即對沖孔到對沖腔中間的距離。

那么氣體微團的速度vp=，氣體微團的加速度為ap=。由此可知流場帶來的氣體微團周期激勵為：

附加質量力FV，為氣體微團在于流場中流體產生相對速度時，流體受氣體微團運動下隨之帶來擾動，此時用附加質量力來描述這類擾動，即：

式中：ρp為氣體微團密度。

氣體阻力FD，根據流體阻力表達式，定義與氣體微團體積S，雷諾數Re及阻力系數CD相關的等效阻尼系數CE，那么氣體阻力為：

據質點動力學基本方程可知：

將公式整理為：

解出該2 階非齊次方程得到氣體微團運動函數：

1.2 求解氣體分流對沖模型及結果分析

根據新型消聲器對沖腔參數即對沖腔直徑確定L=0.04 m，以30 m/s 速度作為對沖氣流微團的初始速度，即可計算出氣體微團振動近似周期為T=0.004 57 s，那么可得出參數：

矩形對沖孔尺寸為30 mm×50 mm可知，其雷諾數Re=6.5×104，根據阻力系數和雷諾數的關系得出阻力系數取CD=0.44。氣體微團直徑按宏觀且足夠小的原則，取dp=0.01 mm，氣體微團密度即對沖氣流氣體密度ρp=1.225 kg/m3，氣體微團在XOY平面上的投影面積Sp=7.85×10-5mm2，等效阻尼系數CE=9.88×10-10，氣體微團質量mp=6.41×10-16kg，根據歸一化描述k=1.03×106。

確定待定系數將初始設定速度及時間，求解待定系數c1：vp=30 m/s；t=0 s；

得出c1=-7.92×10-5，此時氣體微團的速度方程為：

利用軟件計算并繪制上式曲線。

利用軟件計算出0～10 ms內的速度曲線如圖2（a）所示，在氣體微團進入對沖腔內，微團速度迅速下降，其速度下降趨勢類似指數遞減規律，放大0～5 m/s縱坐標可得如圖2（b），由圖2（b）可知氣體微團速度在±0.5 m/s內呈現近似正弦函數式波動，此時為氣體微團在對沖腔內受橫向作用，影響以波動速度的運動方式，沿對沖面離開對沖區域。

圖2 氣體微團速度曲線

2 新型耦合結構消聲器結構參數的確定

新型耦合結構消聲器初始參數與對比原裝消聲器相同，根據測繪得知原裝消聲器D1=42 mm，D2=100 mm，L1=310 mm，以此為新型耦合結構消聲器設計基礎并將分流氣體對沖單元與穿孔管單元串聯耦合。故新型耦合結構消聲器結構參數確定如下：D1=42 mm，L1=100 mm，D3=D7=100 mm，D6=D8=50 mm，L6=176 mm，膨脹腔長度L=L2+L3+L4+L5=330 mm。新型消聲器總長與原裝消聲器長度一致為606 mm。分流對沖消聲單元各結構尺寸如下，總長度為L2+L3=165 mm，穿孔消聲單元長度為L4+L5=165 mm。課題組前期已經試驗證明分流氣體對沖消聲單元與抗性消聲單元長度分配比為1:1，分流對沖錐頂角為90 °時消聲器的消聲效果最佳[20]，因此L2=29 mm，L7=L8=L9=1/3L3=45 mm，D2=80 mm，L10=30 mm，L11=15 mm。

考慮耦合穿孔管消聲單元的各結構參數時應符合消聲器鑒定標準，其中主要研究的是用壓力損失衡量排氣背壓[21]。根據CG25 型單缸柴油機實際參數確定消聲器入口速度為30 m/s，進行結構預仿真，得出如下結論：仿真模擬穿孔消聲單元得出如下結論：穿孔板穿孔孔徑、穿孔個數與消聲器壓力損失成正相關；穿孔插入管管徑與消聲器壓力損失呈負相關。

基于以上結論最終選擇新型耦合結構消聲器穿孔消聲單元各結構參數為，即L4=L5=83 mm；穿孔消聲單元入口管長度L14=54 mm；穿孔板穿孔個數為10，穿孔孔徑為18 mm；穿孔板插入管個數為2，管內徑D4=D5=18 mm；左端長度L12=20 mm，右端長度L13=40 mm；穿孔管穿孔孔徑為6 mm，穿孔率為9%。入口管的長度L14=18 mm為穿孔消聲單元的3/4，選擇穿孔板穿孔個數為10。兩種消聲器的結構對比如圖3（a）所示其中上側為新型耦合結構消聲器，下側為原裝消聲器。其實物對比圖如圖3（b）所示。

圖3 新型耦合結構消聲器和原裝消聲器

3 新型耦合結構消聲器內流場特性研究

Fluent軟件是當前國內外最常用的CFD軟件其流程圖如圖4所示，本文通過Fluent軟件對新型消聲器的空氣動力性能進行模擬研究，分析其速度場、壓力場和湍動能場分布情況。并使用Hypermesh軟件對研究新型消聲器空氣動力性能所需的網格模型進行網格劃分。

圖4 Fluent模擬計算流程圖

本文所研究的CG25 型單單缸柴油機工作過程中主要為額定轉速（1 500 r/min）下運行，根據實測結果顯示，CG25 型柴油機額定轉速下排氣速度為30±2 m/s 范圍內波動，因此設置入口氣流速度為30 m/s，出口邊界條件設置為“pressure-outlet”，其他邊界均默認設置為“wall”。

3.1 消聲器內部速度場分布結果及分析

圖5為入口氣流速度為30 m/s時新型消聲器內部氣流XOZ面速度云圖。

圖5 入口氣流速度為30 m/s時的速度云圖

從圖5 可以看出，氣流在新型消聲器入口處的初速度為30 m/s，到達錐形環導流面后，由于方向和截面積的突變，致使氣流方向發生改變，氣流速度有所增加，錐形環附近的氣流速度約為57.3 m/s。到達環形腔后由于截面積的增大，氣流速度降低，在環形腔內氣流速度約為21.5 m/s。而后氣流以27.6 m/s的速度在對沖孔附近發生反相對沖，對沖中心附近的氣流速度明顯降低，速度大約為14.3 m/s。氣流通過對沖后，運動方向發生改變，變為橫向加速運動，到達分流對沖消聲單元出口，出口處的氣流速度約為18.6 m/s，與進口速度相比明顯降低，分流氣體對沖消聲單元達到預期降速的目的。

氣流進入穿孔消聲單元，因為消聲器截面突然收縮，氣流在穿孔管消聲單元入口管處速度有所增加，速度約為35.8 m/s，到達穿孔消聲單元第一腔后，由于截面積的擴大，氣流速度再次降低，在穿孔消聲單元第一腔內氣流速度基本不變。氣流通過穿孔板消聲元件時，由于截面積收縮，氣流速度再次增加，氣流速度在穿孔板小孔處和插入管管口達到最大，最大氣流速度為43 m/s。氣流到達穿孔消聲單元第二腔后，由于截面積增大，氣流速度再次降低，氣流速度在穿孔消聲單元第二腔內趨于穩定。氣流通過穿孔管消聲單元，由于截面積的突然收縮，氣流速度再次增加，在穿孔管小孔處速度最大，最大速度達到57.6 m/s。氣流最終到達穿孔管，由于截面積再次增大以及無阻擋結構，氣流速度再次降低，最終勻速到達新型消聲器出口管，出口管管口的氣流速度為28.7 m/s。

3.2 消聲器內部壓力場分布結果及分析

圖6為入口氣流速度為30 m/s時新型消聲器內部氣流XOZ面壓力云圖。

圖6 入口氣流速度為30 m/s時的壓力云圖

從圖6 可以看出，新型消聲器入口處的壓力約為5 738 Pa，在錐形環處壓力約降低為4 814 Pa，在環形腔內壓力值基本不變，接著氣流經對沖孔進入消聲器內腔，此過程中壓力損失不明顯，消聲器分流氣體對沖消聲單元內腔壓力值約為4 302 Pa，氣流經截面積突然收縮后進入穿孔消聲單元第一腔，在此過程中壓力損失比較明顯，穿孔消聲單元第一腔內的壓力值約為2 737 Pa；之后氣流通過穿孔板消聲元件到達穿孔消聲單元第二腔，在此過程中，壓力損失不明顯，在第二腔內壓力值約為2 170 Pa；最后氣流通過穿孔管小孔進入穿孔管，此過程由于截面積突然收縮，壓力損失較為明顯，在穿孔管內部的壓力值約為989 Pa；最終氣流從消聲器出口流出，在出口處的壓力值約為556 Pa。所以，當入口氣流速度為30 m/s 時，該新型消聲器的壓力損失為5 182 Pa，與原裝消聲器入口氣流速度為30 m/s 時的壓力損失6 856 Pa相比，降低了1 674 Pa。新型耦合結構消聲器顯著降低了排氣背壓，即可以很好地抑制柴油機的功率損失。

3.3 消聲器內部湍動能場分布結果及分析

圖7為入口氣流速度為30 m/s時新型消聲器內部氣流XOZ 面湍動能云圖。湍流動能（Turbulent kinetic energy，TKE），以符號k表示湍動能強度，通過觀察消聲器內部流體在某個消聲單元形成湍流的能力，可以用來評價內部流體流動的穩定性。

圖7 入口氣流速度為30 m/s時的湍動能云圖

從圖7 可以看出，新型消聲器的湍流動能主要集中在穿孔管區域，氣流在分流對沖消聲單元以及穿孔消聲單元第一腔內湍動能k值最大約為96.6 m2/s2，氣體流動穩定。在穿孔管區域最大湍動能k值約為338 m2/s2，這是因為氣流經過截面突變結構內部壓力產生變化導致的，該新型消聲器內部湍流強度不大，而且湍流沒有向消聲器出口管傳遞，所以可以推測該結構可以有效抑制再生噪聲。

4 新型消聲器壓力損失試驗驗證

4.1 試驗條件及方法

利用實驗室前期自制消聲器性能試驗臺[22]，分析新型消聲器和原裝消聲器的壓力損失，新型消聲器壓力損失實測值與模擬值。試驗所需設備：新型消聲器一個，原裝消聲器一個，美國TSⅠ公司的9565-P多功能風量計一臺，熱線風速探頭一個，皮托管一個,驗場地位于校內實驗室。

為確定新型耦合結構消聲器在多種工況下壓力損失變化規律，選擇10 m/s、20 m/s、30 m/s 三個入口氣流速度進行研究。具體方法為：根據對CG25 型單缸柴油機排氣噪聲、風速及壓力參數的實測結果設置試驗初始條件。將多功能風量計熱線風速探頭伸入入口連接處的測孔，通過變頻器調節風機轉速獲得試驗所需消聲器入口氣流速分別為10 m/s、20 m/s、30 m/s；然后保持入口氣流速度不變，通過多功能風量計測得對應入口氣流速度下的出口氣流速度；使用皮托管測量入口和出口全壓值。新型消聲器入口全壓值和出口全壓值之差即為新型消聲器的壓力損失；更換消聲器，以相同的方法測得原裝消聲器入口氣流速度分別為10 m/s、20 m/s、30 m/s 時的出口氣流速度、入口全壓值和出口全壓值。原裝消聲器入口全壓值和出口全壓值之差即為原裝消聲器的壓力損失。圖8為壓力損失測試現場照片。

圖8 消聲器壓力損失測試現場圖

4.2 壓力損失試驗結果分析

表1 所示試驗結果與仿真結果對比，由結果可知，試驗測試數據與仿真結果的相對誤差在7%～9%之間，符合試驗及工程應用要求。

表2給出原裝消聲器和新型耦合結構消聲器在消聲器試驗臺上的測試結果；圖9 示出新型消聲器和原裝消聲器壓力損失對比圖。

圖9 新型消聲器和原裝消聲器壓力損失對比圖

表2 不同入口氣流速度下消聲器壓力測試結果

入口氣流速度為10 m/s 時，新型耦合結構消聲器出口流速為6.75 m/s，原裝消聲器出口流速為8.61 m/s；新型耦合結構消聲器壓力損失為537.8 Pa，原裝消聲器壓力損失為706.2 Pa。與原裝消聲器相比出口流速降低了21.6%，壓力損失降低了23.8%。

入口氣流速度為20 m/s 時，新型耦合結構消聲器出口流速為11.92 m/s，原裝消聲器出口流速為15.86 m/s；新型耦合結構消聲器壓力損失為2 183.3 Pa，原裝消聲器壓力損失為2 807.5 Pa。與原裝消聲器相比出口流速降低了24.8 %，壓力損失降低了22.2%。

入口氣流速度為30 m/s 時，新型耦合結構消聲器出口流速為18.63 m/s，原裝消聲器出口流速為25.34 m/s；新型耦合結構消聲器壓力損失為4 911.7Pa，原裝消聲器壓力損失為6 273.4 Pa。與原裝消聲器相比出口流速降低了26.5 %。壓力損失降低了21.7%。

4.3 插入損失試驗結果分析

將兩種消聲器安裝于CG25 型單缸柴油機，并在額定轉速2 200 r/min 時測量其插入損失如圖10。從圖10 可知，除了少數頻率如：630 Hz～900 Hz 和1 250 Hz頻帶內插入損失略低于原裝消聲器外，0～2 500 Hz以大部分頻帶上新型耦合結構消聲器插入損失均高于原裝消聲器，特別是200 Hz以下的低頻范圍內，新型耦合結構消聲器的消聲性能表現優異。分析圖表可知新型耦合結構消聲器2 500 Hz內的平均插入損失為11.26 dB，與原裝消聲器平均插入損失6.57 dB 相比高了4.69 dB。CG25 型單缸柴油機目標消聲頻段200 Hz 以內新型耦合結構消聲器的平均插入損失為13.38 dB，與原裝消聲器200 Hz 以內平均插入損失6.34 dB 相比高了7.04 dB，新型耦合結構消聲器在額定轉速2 200 r/min時插入損失曲線明顯優于原裝消聲器，對低頻段的排氣噪聲控制明顯優于原裝消聲器。

圖10 2 200 r/min插入損失對比

通過對新型耦合結構消聲器壓力損失和插入損失的研究發現，該型消聲器在消聲器設計中兩項主要性能參數的表現上均優于原裝消聲器。

5 結語

（1）本文進行了分流氣體對沖降速的理論分析，驗證了采用分流氣體對沖結構對消聲器內部氣流降速的可行性，將壓力損失作為評價所研究消聲器空氣動力學性能的指標。通過預仿真選定新型耦合結構消聲器耦合單元的各結構的優化參數，確定了消聲器結構。

（2）通過仿真結果確定新型消聲器內部流場情況，由速度場仿真結果可知新型耦合結構消聲器在對沖腔內，氣流速度顯著降低，由進入對沖腔時的27.6 m/s 降低到對沖腔內14.3 m/s。壓力場結果分析可知，新型耦合結構消聲器可降低排氣背壓，即可以抑制柴油機的功率損失，入口氣流速度為30 m/s時，新型消聲器壓力損失與原裝消聲器相比降低了1 674 Pa。由湍動能場結果分析可知湍動能k值最大值主要集中在穿孔管處，而對沖腔內的k值比較小，為96.6 m2/s2，表明分流氣體對沖結構并不會顯著影響內部流體流動情況，對消聲器內部再生噪聲產生貢獻較小。

（3）新型耦合結構消聲器與原裝消聲器壓力損失試驗值減小21%～24%，消聲器出口排氣速度降低21%～26%，該結果使消聲器壓力損失得以有效控制，氣流通過性能優于原裝消聲器。從內部結構的角度解決消聲器設計中“矛盾問題”，驗證了分流氣體對沖消聲單元與傳統消聲單元的耦合結構可以通過降低新型消聲器內部氣流速度來抑制壓力損失、提高氣流通過性能，并為后續設計新型結構消聲器提供了新的思路和可能性。