基于Fluent的草坪割草機消聲器的優化設計

張 敏，李 毅，蔣光兵，蔣 猛

（西南大學，重慶 北碚 400716）

消聲器作為針對發動機噪聲的主要消聲降噪裝置，已經得到普遍的應用。消聲器消聲的基本原理就是通過逐漸降低排氣壓力和衰減排氣壓力的脈動使排氣能量耗散殆盡，最終降低排氣噪聲。消聲器在降低噪聲的同時，增加了發動機排氣背壓，降低發動機的動力，因此在消聲器設計時，如何平衡功率降低和降噪的矛盾，是當前該領域研究的重點。隨著計算機技術的快速發展，在一些高檔的發動機消聲器的設計也由傳統的研究開發手段，即：近似理論+經驗+試驗，轉向為經驗設計與計算機輔助工程(CAE)分析相結合、輔以先進的測試手段的設計，并取得了較好的效果。

然而對于小型通用動力發動機，由于其排氣系統形狀簡單、氣流速度不高，整機價格低廉，任然還在使用傳統的設計方法，使得其降噪效果很差或發動機動力下降較大，不能滿足市場的需求。因此，本文以草坪割草機載用的140AE(單缸4沖程發動機，缸徑40mm)發動機為基礎，利用Gambit軟件對消聲器進行模型建立和網格劃分，采用Fluent軟件對消聲器內部氣流計算域進行計算。并根據所得到的氣流的速度場、湍流強度場、壓力場和溫度場變化分布對消聲器的影響進行分析，調整和修改消聲器的物理模型而進行優化，節約消聲器開發成本，縮短其開發周期。

1 模型建立

1.1 消聲器結構設計

根據草坪割草機的特點，該消聲器要求體積小、結構相對簡單，因此消聲器優化后總長為77mm；入口和出口直徑為6mm，入口管長為10mm，出口管長度為20mm；一共分為兩個膨脹腔，前一個膨脹腔是后一個膨脹腔的2倍，在腔隔板上分布著呈180°直徑為6mm的兩個內插管；消聲器膨脹腔擴張比為14，消聲器腔體長度與腔體直徑比為2，結構簡圖如圖1所示。

1.2 數學模型

1.2.1 消聲器流動動力學的基本假設

對消聲器的流場進行研究，對其工作條件做出如下簡化與假設：①流體為定常流動中的湍流；②消聲器固體區和流體區的物理參數均為常數；③消聲器入口流體流速為勻速，無脈沖影響；④不考慮重力影響。

圖1 消聲器結構設計圖

1.2.2 建立控制方程

消聲器內部空氣密度變化較小，視為不可壓縮湍流流動，本文使用Realizablek-湍流模型進行數值模擬，并且使用SMPLEC算法，方程的離散方式除壓力外均采用二階迎風格式。

（1）消聲器基本控制方程有：

（2）消聲器的邊界條件設置。對消聲器進行定性分析，確定邊界條件類型，設置正常的進氣速度約為70m/s,邊界條件設置如下。①入口邊界條件：入口采用速度邊界條件，入口溫度設置為700K，入口速度為70m/s;②出口邊界條件：出口采用壓力邊界條件，設置出口壓力為0kPa,出口溫度為環境溫度300K;③壁面邊界條件：壁面無滑移，對流換熱系數100W/（m2·k），壁厚為1mm，溫度為500K。

2 利用Gambit對草坪割草機消聲器進行繪制與劃分網格

2.1 消聲器計算域模型的定義和簡化

消聲器計算域是指消聲器內部氣體可以流過的區域，即利用三維建模軟件將氣體流通的位置進行實體填充，對填充的實體部分進行分析。對消聲器物理模型的建立可利用GAMBIT、TGrid、Filters等軟件。本文中利用GAMBIT對消聲器進行物理模型建立和網格劃分。

2.2 消聲器物理模型繪制以及網格化

Gambit是為了幫助分析者和設計者建立網格化計算流體力學模型和其他科學應用而設計的軟件，本文利用Gambit對消聲器計算域網格進行劃分。劃分結果得到884139個單元，1798326個面，162500個節點。

3 fluent對消聲器進行求解

在fluent里對參數進行設置，對計算域進行迭代運算，觀察殘差曲線是否在設定范圍內，直至迭代顯示為收斂。經過迭代計算，消聲器計算域在迭代192次后，滿足要求，計算后其質量等滿足守恒要求，視為計算收斂。

4 各流場分析

4.1 速度場分析

如圖2所示，為所設計消聲器速度場分布圖，由圖可看出氣流以大約70m/s的速度進入消聲器，以幾乎相等的速度流出，可見流體在整個消聲器中的動能損失幾乎為零。同時在消聲器各壁面處速度為零。在第一腔中，氣流第一次膨脹，速度逐漸減小，但在多處氣流速度都幾乎為零；由第一腔流入插入管的過程中，流體速度增加，但流速任然小于入口速度；由插入管流入第二腔時速度再次呈逐漸減小的特點分布；在第二膨脹腔到出口管附近氣流速度增加。發動機排出的高溫高壓氣體高速的通過排氣門進入消聲器中，氣流通過膨脹腔時，由于截面積突然增大使得氣流迅速擴張，從而降低氣流流速，使得排氣噪聲衰減。

圖2 消聲器速度場云圖

4.2 湍流強度場分析

如圖3所示為氣流在消聲器中的湍流強度分布圖。湍流強度可描述流速隨時間和空間變化的程度，反映脈動流速的相對強度，是描述氣流湍流運動特性的重要的特征量。由圖3可發現湍流強度出現高值主要有5處，將圖3與圖2相對照，發現這5處只要位于速度值從較高值變為0值附近或是從較低值變為高值附近；并在消聲器出口管處出現高值。在膨脹腔內聯管周圍可看到消聲器氣體流速多處為零，湍流強度較大，應考慮研究插入管的位置（與膨脹腔中心軸的距離）變化情況，確定最優的內聯管位置，提高消聲器的消聲性能。

4.3 壓力場分析

如圖4所示為消聲器的壓力分布圖，由視圖4可看出消聲器壓力呈逐漸降低的趨勢分布，入口壓力約為34800Pa，在第一腔中的壓降約為9400Pa,第二腔中的壓力降約為11400Pa。并發現在第一腔的兩個腔體角處壓力低于其周圍的壓力；在每個腔體中的壓力幾乎相等，氣體通過擴張腔和收縮管時可看出壓力變化較大。設計的消聲器突變壓力較大，總的聲壓降較大，在后期的改進設計中可適當的增加膨脹腔長度與膨脹室直徑的比值。在消聲器設計中各膨脹腔的長度，影響消聲器的頻譜移動，因此還應合理設計消聲器各膨脹腔的長度，從而提高消聲效果。

圖3 消聲器湍流強度場云圖

圖4 消聲器壓力場云圖

4.4 溫度場分析

如圖5所示為消聲器溫度場分布圖，由此可看出，氣體的入扣溫度約為700k，在第一腔體中的溫度約為662k，在出口處的溫度約為610k。溫度總體降低約為90k。在圖中明顯看到有四處的溫度在整個溫度變化中處于最低，根據其速度場、湍流強度場不難得出主要是因為氣流在幾處速度較低形成的。

圖5 消聲器溫度場云圖

5 結語

（1）當氣流通過該消聲器膨脹腔時，膨脹腔中的隔板阻擋了大量的能量，氣流只能通過隔板上的內聯管進入下一個腔室，本設計在消聲器筒內一共有兩個膨脹腔，氣流被反復地分流，膨脹，分流，氣體能量得到大大釋放，噪聲的能量也就被大大降低了，從而起到消聲的作用。

（2）結合CFD仿真技術，對消聲器內部流場進行模擬并進行數值分析，可以真實地反映出消聲器內部流場的流體流動及壓力分布情況，為研究消聲器的空氣動力學特性提供了有效的工具，并科學高效地縮短了消聲器的開發周期，從而大大節約了時間、人力等成本。

[1]林輝江.內燃機排氣消聲器主要參數的選擇(一)[J].內燃機,2001，（4）:12-14.

[2]林輝江.內燃機排氣消聲器主要參數的選擇(二)[J].內燃機,2001,（5）:3-5.

[3]方建華.基于CFD 的工程機械抗性消聲器設計與性能分析[D].山東大學,2009.

[4]王計廣.基于Fluent 的汽車消聲器壓力場及溫度場數值分析[J].汽車工程師,2011,（6）:30-33.

[5]李國祥,李娜,王偉,等.消聲器內部流場及溫度場的數值分析[J].內燃機學報,2003,（5）:337-340.