分流管對抗性消聲器性能影響研究

劉智建， 張 杰， 姚新改， 郭文亮

(1.太原理工大學 機械與運載工程學院， 山西 太原 030024；2.精密加工山西省重點實驗室， 山西 太原 030024)

引言

消聲器被廣泛應用于各類發動機和流體機械的進排氣噪聲。由于噪聲源特性、工作介質和環境各不相同，所以消聲器的形式多種多樣。消聲器的設計不僅需要滿足聲學性能和氣體動力學性能指標，還要考慮結構、材料和安裝條件等方面的要求。對于消聲器的聲學性能和氣體動力學性能，國內外學者做了大量的研究。PRAKASH[1]研究了直腔、腔室橢圓、渦輪直道和渦輪橢圓等消聲器幾何結構對背壓、燃燒室溫度和速度的影響；ASHCROFT[2]討論了空腔流動的非定常特性以及空腔噪聲的產生機理；高小新等[3]研究了偶極子噪聲和四極子噪聲對簡單抗性消聲器的影響；伊潞剛等[4]研究了消聲器過渡的收縮結構和進出口不同軸對二次噪聲的影響；徐靖鑒等[5-6]探討了膨脹室消聲器結構、流速以及擴張腔過渡結構對消聲器再生噪聲的影響，并對多入口多出口的消聲器進行了阻力損失分析 ；程震等[7]分析了結構因素對擴張式消聲器壓力損失影響；霍黎明等[8]對新型分流氣體對沖排氣消聲器內流場與再生噪聲進行分析并對其結構進行了改進。劉海濤[9]結合大渦模擬和聲比擬方法，對膨脹腔消聲單元內部的流場及氣流再生噪聲進行了分析，并且提出了相應的抑制氣流再生噪聲的方法。

本研究對分流管結構的單腔體和多腔體膨脹腔消聲器進行了阻力損失，傳遞損失與再生噪聲的分析。對多種結構產生的不同結果進行分析對比，為擴張腔抗性消聲器的結構設計提供了參考與思路。

1 研究理論

1.1 CFD理論

對于消聲器阻力損失常采用CFD計算，該方法對消聲器內部流場計算結果可靠準確[10-11]。消聲器內部氣體在排氣系統中的流動,實際是一種湍流運動，計算內部流場時采用滿足精度要求的標準化k-ε雙方程湍流模型[12]，設置速度入口流速分別為40,50,60,70,80,90,100 m/s；出口為壓力出口。湍流強度I由下式計算：

(1)

I=0.16×Re-0.125

(2)

式中,Re—— 雷諾數

ρ—— 空氣密度

v—— 氣流速度

d—— 消聲器管道直徑

μ—— 空氣動力黏度系數，取1.8×10-5Pa·s

計算所得各個速度下的湍流強度如表1所示。

表1 湍流強度

消聲器的空氣動力性能通常用阻力損失來衡量，定義為入口端與出口端的全壓差[13]：

Δp=p1-p2

(3)

式中,p1—— 消聲器入口端全壓

p2—— 消聲器出口端全壓

1.2 消聲器氣動噪聲理論

在消聲器實際使用過程中，當氣流速度逐漸提高，消聲器的消聲性能往往明顯變差，這是由于氣流經過消聲管道時受到局部阻力或摩擦阻力的影響產生湍流，以及氣流激發內部構件振動從而產生新的噪聲，即氣流再生噪聲[14]。氣動噪聲對于固定壁面流動問題通常是偶極子聲源，其噪聲的強度大致按流速六次方的規律變化。本研究采用CFD+Virtual.Lab 聯合仿真方法，對比了相同氣流速度下各個結構產生偶極子噪聲的大小，分析了結構因素對氣動噪聲的影響。

在進行氣動噪聲計算時，通常都是針對定常問題，首先需要對流場進行CFD穩態計算，計算時采用標準的k-ε方程，速度入口和壓力出口以及無滑移的邊界條件。在計算收斂后以此為初值進行瞬態計算時，采用LES大渦模擬,PISO壓力速度耦合方式，時間步為0.000125 s，采樣頻率為8000 Hz，根據采樣定律對應的最大分析頻率為4000 Hz，采集步數為1600，所以實際物理時間為0.2 s，頻率分辨率為5 Hz。

2 分流單腔體擴張式消聲器性能分析

為了確保各因素下對比結果的準確性，分析模型均在三維軟件UG中建立；阻力損失計算將模型導入到Fluent中計算；傳遞損失與氣動噪聲在LMS Virtual.Lab 中計算。

2.1 分流管單腔擴張式消聲器結構及阻力損失

建立4種不同分流管擴張式抗性消聲器，如圖1所示。進口內插管長度為腔體長度的1/2，即150 mm，出口內插管為腔體長度的1/4，即75 mm，腔體直徑為200 mm，所有內插管直徑為36 mm。此結構主要目的是減小單腔體擴張式消聲器的阻力損失，因此設計分流管道的曲率半徑應盡可能大且平滑，圖1b中R=231.25 mm；圖1c中R=296.7 mm；圖1d中R=296.7 mm。其中結構d有3條分流管道，每條管道之間夾角為120°。4種結構的阻力損失如圖2所示。

從圖2可以看出，添加分流管后的阻力損失并未明顯減小；與原始結構a相比，當氣流被分為2束時，結構b阻力損失有所降低但仍然與a相接近，在70 m/s 時a結構阻力損失較b降低了15%。c結構縮小了分流管之間的夾角，其阻力損失較b進一步縮小，與b結構相比阻力損失降低了42%，可見氣體改變的流動方向越平滑則氣流阻力損失越小。在結構c的基礎上增加1條分路得到結構d，其中d的每個管道之間夾角為120°；與b結構對比可得，氣流通過結構d時阻力損失有所增加，這是由于氣流在分多流時會改變氣流方向，每個方向上的氣流都會沖擊分流管道的內壁面，當分流管道增多則每個分支被改變的氣流均要沖擊管道內壁造成阻力損失增加，所以結構d的阻力損失較c有所增加。其中分流管道夾角和曲率是決定阻力損失大小的關鍵。

圖1 不同分流管單腔體擴張式消聲器結構

圖2 不同分流管擴張腔消聲器阻力損失對比

2.2 分流管單腔擴張式消聲器聲學性能分析

將上述4種不同結構的消聲器導入Virtual.Lab中得到傳遞損失對比，如圖3所示。

圖3 不同分流管擴張腔消聲器傳遞損失對比

由上圖可以看出較原結構a，分流管擴張式消聲器所有頻段的傳遞損失都有所降低，但出現了消聲峰值向右偏移的狀況。這主要是由于單個內插管道變為雙管道時等于并聯了1節內插管，而1節內插管的作用為一聲質量，在聲電類比中類比于電感。當聲壓一定時，頻率越高、體積速度越小從而質點振動速度越小，因此消聲峰值出現了向右偏移的情況。與此同時單出口管變為雙出口管降低了擴張比，所以在全頻段消聲器的消聲量都有所下降。a，b，c，d結構的平均消聲量L(ω)分別為25.9,21.72,21.92,19.06 dB。但由平均消聲量可以看出分流管道角度對消聲量的影響微乎其微。

2.3 分流管單腔擴張式消聲器氣動聲學性能分析

氣動聲學的基本聲源包括單極子、偶極子和四極子。通常單極子存在于氣流較低時的不穩定狀態，一般不考慮。偶極子聲源發生于氣流速度較高的條件下，氣流遇到異物如固體、邊梭、閥門等。因此在a,b,c,d 4個單腔體消聲器中取氣流速度為50 m/s，對其進行氣動噪聲分析，如圖4所示。

由圖4可以得出，原結構a的氣動噪聲明顯小于b，c，d結構。4種結構的總聲壓級分別為：60.53，88.21，86.61，85.48 dB。對于結構b，由于氣流被分成2束，有更多的高速氣流與腔體內部相接觸造成內部流場更加紊亂，并且在分流管內部氣流也會由于方向的改變產生不穩定的湍流，從而使得氣動噪聲大幅度的增加。b，c，d結構都使得氣流方向改變而撞擊分流管道內壁產生了較大的壓力脈動，從而造成管道系統的振動和噪聲的產生[15]。b與c的氣動噪聲對比可以看出，當縮小分流管道的夾角，即氣流速度方向變化的幅度減小時，相對應的氣動噪聲值有所降低。對于結構d，氣流被分成3束，每個管道內的氣體為總流量的1/3，雖然與內部氣體接觸更多，但每一束氣流量有所減少且相對平穩，從而氣動噪聲相對c有所減小。

圖4 氣動噪聲對比

3 分流雙腔擴張式消聲器性能分析

3.1 分流管雙腔擴張式消聲器結構及阻力損失

根據單腔體分析綜合阻力損失和傳遞損失雙因素，選取結構b作為雙腔體基礎，建立4種分流管雙腔擴張式抗性消聲器結構模型(如圖5所示)，增加腔體的長度為200 mm。在實用設計中當擴張式截面積較大時，通常使進口管和出口管的軸線相互錯開，使聲波不能以窄聲束的形式直接穿過擴張室，從而可使消聲器上限頻率提高。結構a為改善中高頻消聲效果的典型設計。

圖5 不同分流管雙腔擴張式消聲器結構

由圖6得出原始結構b較結構a在70 m/s時阻力損失降低了44%，其中a結構氣流直接沖擊第一腔體壁面引起第一腔體壓力升高，使氣流流入第二腔體，第二腔體壓力升高通過出口流出。對比b結構，氣流在第一腔體中并未沖擊第一腔體壁面而在分流后直接流入第二腔體經出口流出。可見減小氣流阻力損失的關鍵為：防止氣體在腔體中擴散和撞擊，削減氣流本身能量的耗散。因此結構c與d變為雙出口結構，d采取內插管的形式。由圖5可以看出，c與d阻力損失較b進一步減小，但結構d的阻力損失與c相接近。這是由于第二腔體長度與內插管的長度都相對較短，若第二腔體與內插管長度增加，則阻力損失會進一步縮小，各個結構在50 m/s時的壓力云圖如圖7所示。

圖6 不同分流管雙腔擴張式消聲器阻力損失對比

3.2 分流管雙腔擴張式消聲器傳遞損失的影響

圖8所示為4種分流管擴張式消聲器的傳遞損失對比。

由圖8可以看出較原結構a，在0～1500 Hz內b，c，d結構的傳遞損失有明顯的增加且出現了消聲峰值。0～1500 Hz內，a，b，c，d的平均傳遞損失為46.97，52.05，49.23，55.74 dB。全頻段的平均傳遞損失為35.55，39.38，37.96，45.3 dB。b結構相較于a傳遞損失增加的原因是分流管道相當于進口內插管，使得總消聲量有所提升。c結構相較于b結構傳遞損失有所下降的原因是雙出口管道降低了消聲器擴張比。d結構相較于c結構傳遞損失有所增加的原因是出口管內插。但全頻段內結構d比結構b的平均消聲量高5.92 dB，因此綜合可知內插管會較大的影響消聲器的傳遞損失。

圖7 50 m/s時各結構壓力云圖對比

圖8 分流管雙腔擴張式消聲器傳遞損失

3.3 分流管雙腔擴張式消聲器氣動聲學性能分析

與單腔體相同，給定4種雙腔體結構氣流速度為50 m/s，對其進行偶極子再生噪聲計算，結果如圖9所示。

圖9 氣動噪聲

如圖9所示，4種結構的總聲壓級分別為85.90，85.72，90.15，89.30 dB。結構a與b均有高速氣流直接沖擊壁面從而造成比較大的壓力脈動， 因此總聲壓級相似。結構c與d的氣動噪聲有所增加，這是因為有更多的高速氣流與腔體內的空氣相混合，增加了腔體內氣體的紊亂程度。而d的總聲壓值有所減小是因為增加了出口內插管，減少了氣流與腔內氣體的接觸。

4 結論

(1) 為了減小阻力損失，提出了內部分流結構消聲器。 單腔和雙腔擴張式消聲器的阻力損失在分流管得到明顯的降低；

(2) 分流結構在單腔體消聲器中阻力損失與傳遞損失均有所降低。在此基礎上增加1節擴張腔，雙腔消聲器的阻力損失有所降低，傳遞損失有所提升；

(3) 消聲器的內部結構會影響消聲器的氣動噪聲，單腔體與多腔體結構在增加了分流管道后均會使得氣動噪聲有所增加，在其計算頻段內總聲壓級最大增量分別為27.68, 4.43 dB；

(4) 抗性消聲器相較于一般阻性消聲器，其壽命較長且對低頻消聲效果更好；相較于膨脹干涉型消聲器，其結構更加簡單。