單缸柴油機新型排氣凈化消聲器流場特性研究

伏軍，王偉晟，鄭唯，李放，陳政宏

(1.邵陽學(xué)院 機械與能源工程學(xué)院，湖南 邵陽，422000; 2.邵陽學(xué)院 高效動力系統(tǒng)智能制造湖南省重點實驗室，湖南 邵陽，422000;3.湖南新濱湖發(fā)動機有限公司，湖南 益陽，413000)

隨著國家鄉(xiāng)村振興戰(zhàn)略的實施，單缸柴油機作為一種便捷可靠的農(nóng)用動力源，其使用量也進一步增長，但隨之而來的尾氣污染和噪聲污染問題也日益凸顯[1]。目前對單缸柴油機噪聲的控制以消聲器為主，但消聲器對柴油機尾氣污染的控制作用不大。因此，提出一種新型凈化消聲器方案，對單缸柴油機尾氣污染以及噪聲污染都起到一定的控制作用。由于消聲器內(nèi)部復(fù)雜的結(jié)構(gòu)以及單缸柴油機排氣的不均勻性，消聲器內(nèi)部也存在較為復(fù)雜的三維非定常流動。使用計算流體動力學(xué)(computational fluid dynamics,CFD)仿真技術(shù)能夠模擬消聲器內(nèi)部比較復(fù)雜的流動過程并且成本較低，因此，運用CFD數(shù)值分析軟件對柴油機消聲器內(nèi)部流場進行分析是目前最常用的分析方法之一[2]。

李景[3]對抗性消聲器流場分布進行了數(shù)值模擬，發(fā)現(xiàn)消聲器穿孔結(jié)構(gòu)能夠起到共振消聲的作用，當(dāng)發(fā)動機尾氣流經(jīng)穿孔結(jié)構(gòu)時，產(chǎn)生了較大的壓力損失；劉海濤[4]運用大渦模擬和聲比擬方法，分析了消聲器膨脹腔內(nèi)部流場及氣流再生噪聲，得出了穿孔管膨脹腔通過阻斷強剪切層的形成能夠很大程度上降低氣流低頻噪聲的結(jié)論；劉晨等[5]在研究消聲器特性時，運用了時域CFD計算方法，得出了隨著消聲器膨脹腔流阻率增加，聲學(xué)傳遞損失變化趨勢趨于平緩的結(jié)論；蘇赫等[6]利用數(shù)值模擬方法對消聲器內(nèi)部氣流速度與內(nèi)流場之間的關(guān)系進行了研究，得出在分流對沖作用后，氣體速度下降明顯，并對消聲器造成較大壓力損失的結(jié)論；劉軍等[7]對消聲器通過流場和聲學(xué)仿真并結(jié)合試驗的分析方法，得到穿孔管膨脹腔結(jié)構(gòu)能夠在一定程度上穩(wěn)定氣體速度，氣流湍動能在對沖區(qū)域附近較大的結(jié)論；SHI等[8]利用有限元法計算了周期陣列微穿孔管消聲器中聲波的傳播，由于微穿孔管具有高聲阻低聲抗，會產(chǎn)生較高的聲衰減性能，周期陣列的微穿孔管消聲器其消聲性能比單個微穿孔管聲學(xué)性能好，能夠在較寬頻段內(nèi)控制低頻噪聲;ARSLAN等[9]利用有限元及實驗的方法對多腔消聲器聲學(xué)性能展開研究，發(fā)現(xiàn)當(dāng)隔板數(shù)目增加時，消聲量增加；劉勝吉等[10]設(shè)計了一款凈化消聲器，通過數(shù)值模擬與試驗相結(jié)合的方法，提高了催化器轉(zhuǎn)化效率和使用壽命，并指出其具有消聲作用；FU等[11]采用有限體積法計算得到凈化消聲器內(nèi)流場的速度、壓力分布規(guī)律，并指出泡沫陶瓷常用于發(fā)動機尾氣的過濾材料，其對凈化消聲器流場分布有較大影響，該處氣流速度平穩(wěn)、壓力呈現(xiàn)梯形分布，有較好的降速減壓作用。

上述研究主要是針對消聲器的流場分布以及參數(shù)設(shè)計來展開的，研究成果表明，穿孔管膨脹結(jié)構(gòu)是柴油機消聲器廣泛應(yīng)用的設(shè)計方案之一，且泡沫陶瓷常作為凈化消聲器的主要過濾材料。因此，本文采用穿孔管膨脹腔結(jié)構(gòu)方案，選用泡沫陶瓷過濾材料，針對某農(nóng)用單缸柴油機設(shè)計一款新型排氣凈化消聲器。在高速排氣氣流的作用下，柴油機排氣噪聲與凈化消聲器氣流再生噪聲共同在其內(nèi)部進行傳播，同時與內(nèi)部高速氣流與溫度相互耦合形成復(fù)雜的多相流混合場[12]。由于問題的復(fù)雜性，本文在不考慮耦合場的影響下，基于CFD軟件對原消聲器和新型排氣凈化消聲器內(nèi)部速度場、壓力場、溫度場、湍動能分布以及再生噪聲分布進行對比研究，以期對單缸柴油機排氣凈化消聲器的改良研制提供一定的參考。

1 計算模型

1.1 新型排氣凈化消聲器物理模型

新型排氣凈化消聲器需要對發(fā)動機排氣噪聲產(chǎn)生降噪作用，并保證發(fā)動機尾氣在凈化基體中均勻分布，以提高凈化消聲器微粒捕集效率。氣流湍動能過大會產(chǎn)生較大的氣流再生噪聲，氣流再生噪聲與柴油機排氣噪聲共同在凈化消聲器內(nèi)部進行傳播會影響消聲效果，因此，需盡量減少凈化消聲器內(nèi)部氣流的湍動能以減少氣流再生噪聲。氣流的流動會引起溫度的變化，溫度的變化又會對氣流產(chǎn)生影響，因此，其內(nèi)部的溫度場也應(yīng)均勻分布，避免因溫度梯度太大對凈化消聲器內(nèi)部氣流產(chǎn)生較大影響[13]。在新型排氣凈化消聲器腔室內(nèi)添加泡沫陶瓷凈化基體，會增大柴油機排氣背壓，同時，隨著凈化基體中微粒的捕集也會逐漸增大柴油機排氣背壓，所以，凈化消聲器的壓力損失應(yīng)小于原消聲器壓力損失，以保證柴油機動力性以及燃油經(jīng)濟性。通過對新型排氣凈化消聲器設(shè)計要求的分析并結(jié)合消聲器設(shè)計理論[14]，選用穿孔管膨脹腔結(jié)構(gòu)作為其主要結(jié)構(gòu)，在第一膨脹腔中部區(qū)域添加泡沫陶瓷凈化基體。如圖1所示，對比原消聲器，新型排氣凈化消聲器主要由進氣管、第一膨脹腔、泡沫陶瓷凈化基體、第二膨脹腔以及排氣管組成。如表1所示，新型排氣凈化消聲器改變了進氣管彎頭的方向，在進氣管末端保留原有的24個8 mm消聲孔；第一膨脹腔中部凈化基體厚度為50 mm；取消篩孔隔板中部的成矩陣排列的25個消聲孔，并且在篩孔隔板末端設(shè)計有成矩陣排列的99個直徑為5 mm的消聲孔；取消排氣管上原有的25個8 mm消聲孔，排氣管一端與新型排氣凈化消聲器第二膨脹腔外殼相連。

圖1 某單缸柴油機排氣消聲器結(jié)構(gòu)對比簡圖Fig.1 Structure comparison diagram of exhaust muffler of a single-cylinder diesel engine

表1 原消聲器、凈化消聲器主要結(jié)構(gòu)尺寸Table 1 Comparison of main structural dimensions of original muffler and purification muffler

1.2 湍流模型

由于消聲器內(nèi)部穿孔管、膨脹腔等結(jié)構(gòu)的存在，易引起尾氣在其管道中流動的截面突變，從而引發(fā)湍流。在湍流計算時，根據(jù)柴油機消聲器的物理模型以及內(nèi)部流動情況，選擇在實際工程中應(yīng)用廣泛的標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型[15]。標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型中k為湍動能，ε為湍動耗散率。對應(yīng)的輸運方程為

(1)

(2)

式中：Gk表示由速度因素引起的湍動能；Gb表示由浮力因素引起的湍動能；YM表示湍流脈動因素對耗散率的影響；μt表示黏性系數(shù)；k表示湍動能；ε表示耗散率；C1ε，C2ε和C3ε通常取值為1.44，1.92和0.09。

邊界條件中湍流強度計算公式為

(3)

式中：TI為湍流強度；v為速度，m/s；d為空氣入口直徑，mm；ρ為介質(zhì)密度，kg/m3；μ為空氣動力黏度系數(shù)。

2 新型排氣凈化消聲器內(nèi)流場CFD分析

2.1 邊界條件

根據(jù)柴油機實際工況以及新型排氣凈化消聲器物理模型，選擇入口邊界條件為速度入口條件，速度值設(shè)定為30 m/s，其中的入口湍流強度按湍流強度計算公式(3)計算，設(shè)定為5%。水力直徑即為消聲器進氣管的直徑，設(shè)定為34 mm，入口處的溫度設(shè)置為556 K。出口邊界條件定義為壓力出口類型，因消聲器的排氣管尾端的出口直接通向大氣，與外界大氣的相對壓力為0，故出口表壓值設(shè)置為0；同理，根據(jù)計算公式(3)得出消聲器排氣出口處的湍流強度和水力直徑分別為5%和36 mm，出口溫度設(shè)置為450 K。消聲器管道壁面處的流速設(shè)為0，壁面材料設(shè)置為Steel, 壁面厚度為1 mm，壁面的溫度設(shè)置為300 K，壁面粗糙度設(shè)為0.5。

2.2 計算結(jié)果分析

2.2.1 速度場分析

從原消聲器縱切面速度場(圖2)看出，原消聲器速度場整體分布不均勻，進氣管和排氣管內(nèi)插管上的穿孔區(qū)域以及篩孔隔板穿孔區(qū)域的氣流流速較大，第一膨脹腔及第二膨脹腔均存在較多回流區(qū)。氣流在進入原消聲器進氣管時由于慣性作用使進氣管右側(cè)形成渦流，渦流阻塞消聲器進氣管部分流道使得進氣管有效流通面積減小，左側(cè)的氣流流速增加，最高速度達到57 m/s，而在與腔體壁面靠近的氣流流速比較低，不超過3 m/s。由于腔體的阻礙作用，使氣流的速度逐漸減小，最終氣流在排氣管約以30 m/s的速度流出。

從新型排氣凈化消聲器縱切面速度場(圖3)看出，速度云圖整體分布更加均勻，進氣管中的氣流速度最高，最高速度達到62 m/s。氣流在第一膨脹腔與第二膨脹腔回流區(qū)較少，并且氣流在第一膨脹腔凈化基體(圖4)中的多孔介質(zhì)中充分均布，有利于提高對碳煙顆粒的捕集效率，此時流速為5 m/s左右。后經(jīng)過篩孔隔板上設(shè)置的篩孔區(qū)域時流速增加，速度達到14 m/s左右，最后，凈化消聲器內(nèi)的氣體在第二膨脹腔中以排氣管中心向排氣管有序匯集，此時回流區(qū)較少，使得氣流的速度逐漸升高，最終氣流在排氣管約以30 m/s的速度流出。

2.2.2 壓力場分析

圖5是原排氣消聲器縱切面的壓力分布情況，整體上來說，消聲器腔內(nèi)壓力呈階梯狀分布，壓力依次從進氣管、第一膨脹腔、第二膨脹腔、排氣管逐級遞減。原消聲器壓力損失較高，約為1.9 kPa。要注意的是，在消聲器進氣管中壓力是先遞增后遞減然后再遞增，而靠近進氣管末端的壓力達到2 kPa，這是由于進氣管內(nèi)空氣分子的不規(guī)則運動撞擊進氣管末端壁面產(chǎn)生較大的靜壓造成的。第一膨脹腔室壓力基本上維持在0.9 kPa左右，第二腔室壓力為0.6 kPa左右，而排氣管由于設(shè)置有多個通孔導(dǎo)致截面積變化較大，導(dǎo)致排氣管處氣流壓力變動較大。

圖2 原消聲器速度場Fig.2 Velocity contour of original muffler

圖3 新型排氣凈化消聲器速度場Fig.3 Velocity contour of new exhaust purification muffler

圖4 凈化基體速度場Fig.4 Velocity contour of purified matrix

圖6所示的新型排氣凈化消聲器縱切面的壓力損失較小，約為1.6 kPa。整體上，凈化消聲器腔內(nèi)壓力呈階梯狀分布，壓力依次從進氣管、第一膨脹腔、第二膨脹腔、排氣管逐級遞減，第一膨脹腔室壓力維持在0.4～0.7 kPa，第二膨脹腔壓力在0.3 kPa左右，壓力損失較原消聲器有較大改善，比原消聲器降低了約0.3 kPa。第一膨脹腔存在約0.3 kPa的壓力梯度是因為在第一膨脹腔中部設(shè)置有泡沫陶瓷凈化基體(圖7)，凈化基體前端的氣流壓力高于末端的氣流壓力，氣流在經(jīng)過泡沫陶瓷凈化基體時產(chǎn)生了0.26 kPa左右的壓力梯度，因為排氣管結(jié)構(gòu)得到改善，第二膨脹腔以及排氣管中的氣流壓力明顯更加均勻。

2.2.3 溫度場分析

從原消聲器縱切面溫度場(圖8)可以看出，原消聲器內(nèi)部氣流的溫度梯度變化范圍較大，由于氣流熱量的散失，沿氣流方向，溫度逐漸降低。氣流在消聲器進氣管內(nèi)的溫度最高，溫度在556 K左右，消聲器各個穿孔區(qū)域溫度梯度變化較為明顯，氣體的熱導(dǎo)率較小，且氣流在經(jīng)過各個穿孔區(qū)域后由于膨脹作用熱流密度減小，氣流溫度逐漸降低。隨著氣流經(jīng)過進氣管上的穿孔結(jié)構(gòu)擴張到第一腔膨脹腔中，氣流溫度梯度明顯增大，為470～550 K。然后氣流從第一膨脹腔經(jīng)篩孔隔板上的穿孔結(jié)構(gòu)流通到第二膨脹腔中，氣流在第二膨脹腔內(nèi)中進一步擴張，溫度進一步降低，且第二膨脹腔中部溫度最高，兩側(cè)溫度較低，溫度為440～500 K。最后，氣流經(jīng)排氣管排出，排氣管溫度為493 K左右。

圖5 原消聲器壓力場Fig.5 Pressure contour of original muffler

圖6 新型排氣凈化消聲器壓力場Fig.6 Pressure contour of new exhaust purification muffler

圖7 凈化基體壓力場Fig.7 Pressure contour of purified matrix

新型排氣凈化消聲器縱切面溫度場見圖9，由于凈化基體(圖10)的存在，第一膨脹腔中熱流密度更加均勻，其內(nèi)部溫度分布明顯優(yōu)于原消聲器。沿氣流的流動方向，溫度逐漸降低，進氣管內(nèi)的溫度最高，溫度為556 K左右，隨著氣流經(jīng)過進氣管上的穿孔結(jié)構(gòu)擴張到第一腔膨脹腔中，氣流溫度梯度逐漸增大，在490～550 K之間，大部分區(qū)域氣流溫度為530 K左右。然后，氣流經(jīng)第一膨脹腔后通過篩孔隔板一側(cè)的穿孔結(jié)構(gòu)流通到第二膨脹腔，氣流在第二膨脹腔內(nèi)溫度為475～520 K之間，第二膨脹腔靠近篩孔隔板穿孔區(qū)溫度較高，最高達520 K。最后，氣流經(jīng)排氣管排出，氣流溫度在此處變化不大，排氣管溫度為498 K左右。

圖8 原消聲器溫度場Fig.8 Temperature contour of original muffler

圖9 新型排氣凈化消聲器溫度場Fig.9 Temperature contour of new exhaust purification muffler

圖10 凈化基體溫度場Fig.10 Temperature contour of purified matrix

2.2.4 流動再生噪聲分析

如圖11和12所示，原消聲器穿湍動能及再生噪聲分布較廣，主要集中在進氣管、排氣管以及各穿孔區(qū)域，其整體平均湍動能為20.4 m2/s2。進氣管、排氣管再生噪聲較大原因主要是由于穿孔結(jié)構(gòu)處氣流速度方向突然改變，而導(dǎo)致速度變化梯度較大，原消聲器整體平均再生噪聲為47.2 dB，各穿孔區(qū)域噪聲較大，最大可達120 dB。

如圖13和14所示，新型排氣凈化消聲器湍動能及再生噪聲整體分布較少，整體平均湍動能為18.6 m2/s2，再生噪聲最大值為127 dB，整體平均再生噪聲為42.3 dB，比原消聲器減少4.9 dB。湍動能最大值較原消聲器增加約30 m2/s2。因凈化消聲器結(jié)構(gòu)的改進，氣流再生噪聲在凈化基體(圖15)區(qū)域降低30 dB左右，其在篩孔隔板穿孔位置以及排氣管位置產(chǎn)生的再生噪聲也明顯少于原消聲器此處的再生噪聲。

圖11 原消聲器湍動能分布云圖Fig.11 Turbulent kinetic energy contour of original muffler

圖12 原消聲器再生噪聲分布云圖Fig.12 Regeneration noise contour of original muffler

圖13 新型排氣凈化消聲器湍動能分布云圖Fig.13 Turbulent kinetic energy contour of new exhaust purification muffler

圖14 新型排氣凈化消聲器再生噪聲分布云圖Fig.14 Regeneration noise contour of new exhaust purification muffler

圖15 凈化基體再生噪聲分布云圖Fig.15 Regeneration noise contour of purified matrix

3 結(jié)束語

1)單缸柴油機新型排氣凈化消聲器空氣動力學(xué)性能較好，壓力損失降低了約0.3 kPa，氣流在經(jīng)過泡沫陶瓷凈化基體時產(chǎn)生了0.26 kPa左右的壓力梯度。

2)新型排氣凈化消聲器再生噪聲最大值提高了4 dB，但整體再生噪聲值平均值較原消聲器減少4.9 dB。

3)新型排氣凈化消聲器相比原消聲器內(nèi)部速度場、壓力場、溫度場分布更加均勻，有利于內(nèi)部凈化基體對柴油機尾氣中碳煙顆粒進行捕集。