發電機組排氣消聲器仿真分析與改進設計

朱金晏，劉曉良，唐小東，孟垂舉，王篤勇，姚玉潔

（1.中國船舶重工集團公司第七一一研究所，上海201108；2.滬東中華造船（集團）有限公司，上海200129）

聲學性能和空氣動力性能是柴油發電機組排氣消聲器最重要的兩項技術指標。聲學性能是指在給定的頻率范圍內消聲器對排氣噪聲的衰減程度，通常要求在較寬的頻率范圍內具有足夠的消聲量。空氣動力性能反映了消聲器對氣體流動阻力的影響，阻力過大將造成排氣背壓升高，從而降低發電機組的輸出功率，增高比油耗。優化設計的消聲器要求具有較高的消聲量和盡量低的阻力損失，兩項指標既相互聯系又相互制約[1-2]。

本文針對某小型柴油發電機組原廠配置的排氣消聲器（下文簡稱“原消聲器”）性能不佳的問題，改進設計了一套多腔阻抗復合型消聲器（下文簡稱“改進消聲器”）。并使用聲學有限元（FEM）軟件Virtual.Lab和計算流體力學（CFD）軟件FLUENT對傳遞損失和阻力損失進行計算[1-2]，對改進前后的性能進行預測對比，并通過配機試驗進行驗證分析。

1 排氣消聲器結構

由于柴油機排氣噪聲以中低頻為主，原消聲器結構采用三腔純抗性結構，進、出口從消聲器同一端面進出。改進消聲器采用阻抗復合兩腔結構，消聲器內所使用的吸聲材料為巖棉，進口設置在消聲器端面，出口設置在消聲器側面。具體結構如圖1所示。兩個消聲器的主體尺寸和接口尺寸相同，接口位置略有差異。改進消聲器針對柴油機低頻噪聲突出，優化了膨脹腔和插管尺寸，同時增加了阻性段，結構上略有所簡化，更易于制造加工，并且有利于降低消聲器的阻力損失，有利于降低中高頻段的排氣噪聲。

圖1 消聲器結構示意圖

2 聲學計算方法

采用傳遞損失作為消聲器的聲學評價指標。傳遞損失與消聲器本體結構有關，不受源特性和尾管輻射特性的影響。當進出口滿足平面波條件時，傳遞損失的計算公式為[5]

其中：pi和pt分別為消聲器進口處的入射聲壓和出口處的投射聲壓，假設消聲器進口處的聲壓和指點振速分別為p1和vi，出口處的聲壓為p2，且為無反射端，則傳遞損失可表示為

式中：ρ為空氣密度，c為聲速。由上式可知，當進口處聲壓或質點振速給定時，利用有限元法求出消聲器進出口的聲壓值，即可計算出消聲器的傳遞損失。本文通過商用聲學有限元軟件Virtual.Lab對消聲器進行聲學建模及仿真計算[4]。計算模型如圖2所示。

3 阻力損失計算方法

本文通過計算流體力學（CFD）軟件FLUENT對消聲器進行流場建模及仿真計算[5]。計算區域包括消聲器內部的整個空間區域及進出口管道，由于計算區域的復雜性，采用非結構網格對三維模型進行處理。為提高計算結果的準確性，在管道及管道變截面突變處進行加密處理，計算模型如圖3所示。

計算時，求解三維定常RANS方程，湍流模型采用Realizablek-ε模型，取標準壁面函數，由于消聲器內部流動馬赫數很低，認為氣體不可壓縮且黏性系數為常數；離散方程采用隱式分離方法求解，壓力修正采用SIMPLE算法；對流項采用2階迎風格式離散，擴散源項采用2 階中心格式離散；計算介質為20°C 常壓空氣，給定入口速度邊界條件，給定消聲器出口壓力邊界為標準大氣壓；壁面絕熱且無滑移。

圖2 消聲器聲學計算網格模型

圖3 消聲器流場計算網格模型

4 計算結果及分析

4.1 聲學效果對比分析

圖4為消聲器的傳遞損失的仿真結果對比，從圖中可以看出，原消聲器也具有較寬的消聲頻帶，但在低頻段區域相對較低，并受周期性通過頻率的影響，傳遞損失出現拱形衰減和共振峰疊加曲線，在100 Hz～200 Hz 頻段只有5 dB～13 dB 的。但改進后的消聲器，由于膨脹腔和插管結構的改進，插入損失在全頻段均有所提高，基本消除了通過頻率的影響，在100 Hz～200 Hz 頻段的傳遞損失達到8 dB～20 dB，顯著提高了低頻消聲效果；由于阻性段的增加，中高頻段的消聲效果均有10 dB以上的提高。

4.2 阻力損失對比分析

阻力損失主要由兩方面原因形成：一是由管道壁面摩擦產生的沿程阻力損失；二是由插管與膨脹腔間的截面突變引起的流動沖擊和渦流而產生的局部阻力損失。局部阻力損失是消聲器阻力損失的主要原因。

圖5為常溫不同工況下的阻力損失曲線，消聲器的阻力損失隨著流速的增加而增大，與速度的平方近似成正比關系，在設計工況下，改進消聲器阻力損失降低了約53%。另外，圖5還給出了改進消聲器在常溫條件下的阻力測試結果，可以看到，試驗工況下的阻力損失與仿真結果差別較小，反向驗證了數值計算結果的可靠性，條件所限，無法對原消聲器進行試驗研究。

圖5 不同工況下的阻力損失曲線

圖6為設計工況下消聲器中心截面的壓力分布對比，消聲器內的壓力分布因膨脹腔的分隔明顯分為幾個區域，由入口到出口呈階梯狀降低。改進消聲器由于膨脹腔數量少，因突擴、突縮引起的局部阻力損失明顯低于原消聲器。

5 試驗結果對比分析

設計工況下，排氣噪聲對比如圖7所示。從頻譜對比可以看出：低頻噪聲對柴油機排氣噪聲總值貢獻度最大。

圖6 設計工況下下消聲器中心截面的壓力分布對比

改進消聲器的共振頻率能夠與排氣噪聲的峰值頻率較好地吻合，使50 Hz～200 Hz頻段內的3個噪聲峰值都有不同程度的降低，約6 dB～10 dB，與計算結果吻合較好。而在500 Hz 以上的中高頻段降了約2 dB～5 dB，與計算值相差較大，這主要是由于高流速下的氣流再生噪聲較高，影響了消聲器的消聲效果。通過改進，柴油機排氣噪聲總值由原來的71.7 dB（A）降低到65.9 dB（A）。

圖7 改進前后的排氣噪聲對比

由于配機狀態下，排氣溫度太高，暫無條件準確測量配機狀態下的實際阻力損失值。因排氣消聲器的阻力損失直接關系柴油機的排氣背壓，而排氣背壓的變化會影響柴油機一些外特性參數的變化。因此，本文通過觀測柴油機冷卻水溫間接定性對比兩消聲器的阻力損失大小（相同環境條件下）。

表1 改進前后水溫對比/℃

從冷卻水溫對比來看，發電機組在安裝改進消聲器時，水溫略有降低，表明發電機組排氣背壓有所降低，改進消聲器的阻力損失略小于原消聲器的阻力損失。

6 結語

本文根據某柴油發電機組原始的排氣消聲器改進設計了一套阻抗復合消聲器。通過仿真計算和配機試驗驗證改進效果。結果表明：

（1）針對排氣消聲器的FEM 和CFD 仿真計算能夠較準確地預測改進效果，聲學特性和空氣動力特性的仿真結果與配機試驗結果吻合良好。

（2）消聲器內部結構的改進，不但簡化了結構，易于加工制造，還顯著改善了發電機組排氣噪聲和排氣背壓。