基于CCM+汽車(chē)排氣消音器的分析與優(yōu)化

袁守利，齊蕓禾，黃 燦

(1.武漢理工大學(xué) 現(xiàn)代汽車(chē)零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖北 武漢430070;2.武漢大學(xué) 物理科學(xué)與技術(shù)學(xué)院，湖北 武漢430072)

汽車(chē)排氣消音器包括主消音器和副消音器，其主要功用是降低排氣噪聲。一般來(lái)說(shuō)，排氣背壓越大，降噪效果越好，但降噪的同時(shí)，氣阻的作用會(huì)導(dǎo)致排氣不佳，使發(fā)動(dòng)機(jī)功率降低，動(dòng)力性衰減，促使降噪效果與背壓形成一對(duì)矛盾體。因此應(yīng)將噪聲控制在一定值，通過(guò)對(duì)結(jié)構(gòu)的優(yōu)化，使背壓值達(dá)到最小，這樣既滿(mǎn)足噪聲的控制又滿(mǎn)足動(dòng)力性的要求，達(dá)到優(yōu)化的目的［1-2］。

1 流場(chǎng)基本控制方程

由于催化器和副消音器背壓阻力較主消音器小得多，故可將流場(chǎng)視為氣體屬性等同于主消音器內(nèi)氣體的常密度模型，其他模型選用三維、定常、粘性、湍流運(yùn)動(dòng)，其控制方程包括連續(xù)性方程、動(dòng)量方程、能量方程、湍流動(dòng)能方程和湍流耗散方程。

流體流動(dòng)受物理守恒定律的支配，基本的守恒定律包括能量守恒定律、質(zhì)量守恒定律和動(dòng)量守恒定律，分別用能量守恒方程、質(zhì)量守恒方程和動(dòng)量守恒方程表示。如果流動(dòng)處于湍流狀態(tài)，系統(tǒng)還應(yīng)遵守附加的湍流輸運(yùn)方程［3］。

1.1 質(zhì)量守恒方程

根據(jù)質(zhì)量守恒定律，單位時(shí)間內(nèi)流體微元體中質(zhì)量的增加等于同一時(shí)間間隔內(nèi)流入該微元體的靜質(zhì)量。

由于選用常密度氣體，密度不隨時(shí)間變化，故方程變?yōu)椋?/p>

式中：ρ 為密度;t為時(shí)間;u、v、w為速度矢量在x、y、z這3 個(gè)方向的分量。

1.2 動(dòng)量守恒方程

動(dòng)量守恒定律的物理意義是指微元中流體的動(dòng)量變化率等于作用在該微元上各種外力之和。按照這一定律，可導(dǎo)出x、y、z3 個(gè)方向的動(dòng)量守恒方程。

式中：μ 為動(dòng)力粘度;Su、Sv、Sw為動(dòng)量方程的廣義源項(xiàng)。

1.3 能量守恒方程

能量守恒定律是包含有熱交換的流動(dòng)系統(tǒng)必須滿(mǎn)足的基本定律，該定律可表述為：微元體中能量的增加率等于進(jìn)入微元體的凈熱流量加上體力與面力對(duì)微元體所做的功。

以溫度T為變量的能量方程為：

式中：cp為比熱容;T為溫度;k為流體傳熱系數(shù);ST為流體的內(nèi)熱源及由于粘性作用而使流體機(jī)械能轉(zhuǎn)化為熱能的部分。

確定控制方程后，還需確定計(jì)算相關(guān)的初始條件，聯(lián)立方程才可以計(jì)算。在此，初始條件設(shè)置參考出口邊界條件，通過(guò)一個(gè)周期的計(jì)算，可以得到一個(gè)初始的壓力場(chǎng)及速度場(chǎng)，再經(jīng)過(guò)第二個(gè)周期的計(jì)算，壓力和速度慢慢得以修正至最新值。

2 幾何模型建立及網(wǎng)格劃分

排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)、副消音器結(jié)構(gòu)、主消音器結(jié)構(gòu)如圖1 ～圖3 所示。將原三維模型導(dǎo)入Hypermesh 中，利用Hypermesh 幾何模塊抽取模型的內(nèi)表面作為流體域，封住進(jìn)出口形成拓?fù)浞忾]的空間域后，導(dǎo)入STAR -CCM +，利用其進(jìn)行面網(wǎng)格及體網(wǎng)格的劃分。面網(wǎng)格采用三角網(wǎng)格，體網(wǎng)格采用多面體網(wǎng)格，并對(duì)腔內(nèi)小孔周?chē)M(jìn)行局部加密?；境叽鐬? mm，體網(wǎng)格數(shù)量為190萬(wàn)個(gè)。

圖1 排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖

圖2 副消音器結(jié)構(gòu)圖

圖3 主消音器結(jié)構(gòu)圖

3 邊界條件

分析選用常密度氣體模型，由于整個(gè)系統(tǒng)背壓阻力主要集中在主消音器，為使誤差降到最低，故選用接近主消音器內(nèi)部溫度(900 K)對(duì)應(yīng)的氣體屬性［4］，900 K 時(shí)的排放氣體屬性參數(shù)如表1所示，該數(shù)據(jù)來(lái)自GT -power 中的計(jì)算結(jié)果。由發(fā)動(dòng)機(jī)的標(biāo)定試驗(yàn)得出入口條件如表2 所示。

表1 900 K 時(shí)主消音器內(nèi)部氣體屬性

表2 5 500 r/min 時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)輸出特性

經(jīng)計(jì)算得出入口質(zhì)量流量為0.146 kg/s。

邊界條件設(shè)置如下：

(1)入口邊界條件。入口選用質(zhì)量流量邊界條件，質(zhì)量流量為0. 146 kg/s，入口溫度為1 011 K。

(2)出口邊界條件。出口選用壓力邊界條件，出口相對(duì)壓力為0 Pa，出口溫度為733 K。

(3)壁面選用無(wú)滑移邊界，粗糙度為0.5 mm，環(huán)境溫度為300 K，對(duì)流換熱系數(shù)為75 W/(m2·K)，催化器壁面設(shè)為絕熱。

(4)初始條件。溫度設(shè)為733 K，絕對(duì)壓力為0 Pa;催化器采用多孔介質(zhì)表示，其慣性阻力系數(shù)為100 kg/m4;粘性阻力系數(shù)為1 500 kg/(m3·s)。

4 計(jì)算結(jié)果與分析

4.1 壓力分布

4.1.1 排氣系統(tǒng)壓力分布

排氣系統(tǒng)壓力云圖如圖4 所示，可以看出入口壓力為最大值，總壓力達(dá)到47.5 kPa。從入口到出口，壓力逐漸遞減，在主消音器位置壓降尤為明顯，其主要原因是從管流入腔截面積突然增大及主消音器內(nèi)部帶孔隔板節(jié)流作用，使原流體流動(dòng)受到極大干擾和沖擊，引起擴(kuò)縮損失［5］。消音器的壓力損失越大，產(chǎn)生的背壓越大，排氣系統(tǒng)的排氣效率越低，使發(fā)動(dòng)機(jī)的做功效率降低，從而影響發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性［6］。

圖4 排氣系統(tǒng)壓力云圖

4.1.2 副消音器壓力分布

副消音器壓力云圖如圖5 所示。副消音器管路中壓力明顯大于膨脹腔壓力，并沿管路遞減。副消音器壓力損失為1 kPa。

圖5 副消音器壓力云圖

4.1.3 主消音器壓力分布

主消音器壓力云圖如圖6 所示。主消音器最大壓力出現(xiàn)在進(jìn)氣管入口處，沿著管路壓力逐漸減小，主消音器整體壓力損失為29 kPa，主要集中在三、四、五腔，氣流順著五腔、四腔、三腔依次遞減，各腔壓力分布均勻。

圖6 主消音器壓力云圖

4.2 速度分布

4.2.1 排氣系統(tǒng)速度分布

排氣系統(tǒng)速度云圖如圖7 所示。入口流速為119 m/s，氣流從入口到副消音器出口，速度基本保持不變，再經(jīng)中間管路，速度明顯增加。在管路拐點(diǎn)處，其速度大于其他地方，這是因?yàn)楣苈方孛娴钠骄魉傧嗟?，但是由于彎管曲率過(guò)大，使截面內(nèi)速度不均勻，造成局部流速過(guò)大。

圖7 排氣系統(tǒng)速度云圖

4.2.2 副消音器速度

副消音器速度云圖如圖8 所示。從圖8 可以看出，管路中速度明顯大于各腔內(nèi)速度，氣流只在膨脹腔內(nèi)稍有擴(kuò)散，一、三腔內(nèi)氣流速度基本為0，可見(jiàn)副消音器對(duì)系統(tǒng)背壓影響很小。

4.2.3 主消音器速度

主消音器速度云圖如圖9 所示。主消音器內(nèi)氣流速度最大值出現(xiàn)在連通管入口，這是因?yàn)榻孛娣e突然變小，使速度急劇增加。在連通管末端氣流由于慣性產(chǎn)生射流，沖擊第五腔壁面。射流內(nèi)部壓強(qiáng)低于周?chē)o止氣體的壓強(qiáng)，射流周?chē)鷼怏w被卷吸進(jìn)入射流，因此射流體積逐漸增大，速度逐漸降低。氣流經(jīng)過(guò)帶孔隔板，也會(huì)產(chǎn)生射流，因?yàn)榻孛娣e突然變小，速度明顯增加，從圖9 可以看出隔板小孔處速度梯度較大。

圖8 副消音器速度云圖

圖9 主消音器速度云圖

4.3 溫度分布

4.3.1 排氣系統(tǒng)溫度分布

排氣系統(tǒng)溫度云圖如圖10 所示。由圖10 可以看出，催化器內(nèi)溫度高于兩端管路，催化器入口溫度為993 K，由于催化器內(nèi)部的摩擦作用，使催化器出口溫度升高為1 001 K。在催化器之后，管路中溫度明顯高于腔內(nèi)溫度，而溫度隨著氣流方向逐漸降低［7］。

圖10 排氣系統(tǒng)溫度云圖

4.3.2 副消音器溫度

副消音器溫度云圖如圖11 所示。在副消音器第二腔由于膨脹腔作用，氣體在腔內(nèi)擴(kuò)散，溫度逐漸降低，而一、三腔由于僅有較少氣體流入，故溫度都較低。

4.3.3 主消音器溫度

主消音器溫度云圖如圖12 所示。主消音器溫度最大值出現(xiàn)在進(jìn)氣管入口處，由于第二腔截面變化使氣體擴(kuò)散，連通管中溫度逐漸降低。在連通管出口處，局部溫度過(guò)高。氣流流經(jīng)帶孔隔板后，溫度分布均勻。

圖11 副消音器溫度云圖

圖12 主消音器溫度云圖

4.4 速度流線圖

副消音器速度流線圖如圖13 所示。由圖13可以看出氣體在膨脹腔產(chǎn)生湍流，由于流速較低，湍動(dòng)并不劇烈。而一、三腔氣體流入較少，由此可以解釋上述一、三腔溫度和壓力較低的原因［8］。

圖13 副消音器速度流線圖

主消音器速度流線圖如圖14 所示。主消音器湍流主要出現(xiàn)在三、四、五腔，在連通管末端速度最大，湍流也最劇烈，因此造成壓力損失也最大。而三、四、五腔由于兩個(gè)帶孔隔板的作用，氣流穿過(guò)小孔產(chǎn)生的射流也是消耗湍動(dòng)能的主要原因［9］。

圖14 主消音器速度流線圖

4.5 優(yōu)化方案

(1)建議在四、五腔隔板上增加打孔數(shù)量，孔數(shù)由原來(lái)的144 個(gè)增加至160 個(gè)，孔徑不變。

(2)縮短排氣管插入第三腔長(zhǎng)度至10 mm，使排氣更流暢。

5 改進(jìn)前后結(jié)果對(duì)比

5.1 CFD 分析

改進(jìn)后主消音器壓力云圖如圖15 所示，整體背壓由46.5 kPa 降至41.7 kPa，主消音器背壓由29 kPa 降至24.5 kPa，與改進(jìn)前主消音器壓力云圖相比，進(jìn)氣管入口壓力明顯降低，差值為4.5 kPa。

圖15 主消音器壓力云圖

5.2 GT-power 分析

基于GT-power 對(duì)改進(jìn)前后的背壓及噪聲曲線對(duì)比分析，圖16 為轉(zhuǎn)速-壓力曲線對(duì)比圖，圖17 為轉(zhuǎn)速- 噪聲曲線對(duì)比圖。由圖16 和圖17可以看出，改進(jìn)后背壓在最高轉(zhuǎn)速時(shí)下降了4 kPa，與CFD 分析結(jié)果基本一致，而怠速噪聲只增長(zhǎng)了0.5 dB，最高轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)噪聲基本不變。綜合而言，優(yōu)化方案達(dá)到了預(yù)期效果，使背壓降到理想?yún)^(qū)域內(nèi)，對(duì)排氣系統(tǒng)起到了改善作用［10-11］。

圖16 背壓對(duì)比曲線

圖17 噪聲對(duì)比曲線

6 結(jié)論

筆者通過(guò)對(duì)某1.5 T SUV 排氣消音器的分析及優(yōu)化，在保證降噪效果的前提下達(dá)到了減小背壓的目的。說(shuō)明利用數(shù)值分析的方法可以縮短開(kāi)發(fā)周期，減少大量重復(fù)性試驗(yàn)工作，節(jié)約成本，使排氣消音器設(shè)計(jì)更加合理。

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