基于Fluent的草坪割草机消声器的优化设计

2014-09-24蒋光兵

时代农机 2014年3期

张敏，李毅，蒋光兵，蒋猛

（西南大学，重庆北碚 400716）

消声器作为针对发动机噪声的主要消声降噪装置，已经得到普遍的应用。消声器消声的基本原理就是通过逐渐降低排气压力和衰减排气压力的脉动使排气能量耗散殆尽，最终降低排气噪声。消声器在降低噪声的同时，增加了发动机排气背压，降低发动机的动力，因此在消声器设计时，如何平衡功率降低和降噪的矛盾，是当前该领域研究的重点。随着计算机技术的快速发展，在一些高档的发动机消声器的设计也由传统的研究开发手段，即：近似理论+经验+试验，转向为经验设计与计算机辅助工程(CAE)分析相结合、辅以先进的测试手段的设计，并取得了较好的效果。

然而对于小型通用动力发动机，由于其排气系统形状简单、气流速度不高，整机价格低廉，任然还在使用传统的设计方法，使得其降噪效果很差或发动机动力下降较大，不能满足市场的需求。因此，本文以草坪割草机载用的140AE(单缸4冲程发动机，缸径40mm)发动机为基础，利用Gambit软件对消声器进行模型建立和网格划分，采用Fluent软件对消声器内部气流计算域进行计算。并根据所得到的气流的速度场、湍流强度场、压力场和温度场变化分布对消声器的影响进行分析，调整和修改消声器的物理模型而进行优化，节约消声器开发成本，缩短其开发周期。

1 模型建立

1.1 消声器结构设计

根据草坪割草机的特点，该消声器要求体积小、结构相对简单，因此消声器优化后总长为77mm；入口和出口直径为6mm，入口管长为10mm，出口管长度为20mm；一共分为两个膨胀腔，前一个膨胀腔是后一个膨胀腔的2倍，在腔隔板上分布着呈180°直径为6mm的两个内插管；消声器膨胀腔扩张比为14，消声器腔体长度与腔体直径比为2，结构简图如图1所示。

1.2 数学模型

1.2.1 消声器流动动力学的基本假设

对消声器的流场进行研究，对其工作条件做出如下简化与假设：①流体为定常流动中的湍流；②消声器固体区和流体区的物理参数均为常数；③消声器入口流体流速为匀速，无脉冲影响；④不考虑重力影响。

图1 消声器结构设计图

1.2.2 建立控制方程

消声器内部空气密度变化较小，视为不可压缩湍流流动，本文使用Realizablek-湍流模型进行数值模拟，并且使用SMPLEC算法，方程的离散方式除压力外均采用二阶迎风格式。

（1）消声器基本控制方程有：

（2）消声器的边界条件设置。对消声器进行定性分析，确定边界条件类型，设置正常的进气速度约为70m/s,边界条件设置如下。①入口边界条件：入口采用速度边界条件，入口温度设置为700K，入口速度为70m/s;②出口边界条件：出口采用压力边界条件，设置出口压力为0kPa,出口温度为环境温度300K;③壁面边界条件：壁面无滑移，对流换热系数100W/（m2·k），壁厚为1mm，温度为500K。

2 利用Gambit对草坪割草机消声器进行绘制与划分网格

2.1 消声器计算域模型的定义和简化

消声器计算域是指消声器内部气体可以流过的区域，即利用三维建模软件将气体流通的位置进行实体填充，对填充的实体部分进行分析。对消声器物理模型的建立可利用GAMBIT、TGrid、Filters等软件。本文中利用GAMBIT对消声器进行物理模型建立和网格划分。

2.2 消声器物理模型绘制以及网格化

Gambit是为了帮助分析者和设计者建立网格化计算流体力学模型和其他科学应用而设计的软件，本文利用Gambit对消声器计算域网格进行划分。划分结果得到884139个单元，1798326个面，162500个节点。

3 fluent对消声器进行求解

在fluent里对参数进行设置，对计算域进行迭代运算，观察残差曲线是否在设定范围内，直至迭代显示为收敛。经过迭代计算，消声器计算域在迭代192次后，满足要求，计算后其质量等满足守恒要求，视为计算收敛。

4 各流场分析

4.1 速度场分析

如图2所示，为所设计消声器速度场分布图，由图可看出气流以大约70m/s的速度进入消声器，以几乎相等的速度流出，可见流体在整个消声器中的动能损失几乎为零。同时在消声器各壁面处速度为零。在第一腔中，气流第一次膨胀，速度逐渐减小，但在多处气流速度都几乎为零；由第一腔流入插入管的过程中，流体速度增加，但流速任然小于入口速度；由插入管流入第二腔时速度再次呈逐渐减小的特点分布；在第二膨胀腔到出口管附近气流速度增加。发动机排出的高温高压气体高速的通过排气门进入消声器中，气流通过膨胀腔时，由于截面积突然增大使得气流迅速扩张，从而降低气流流速，使得排气噪声衰减。

图2 消声器速度场云图

4.2 湍流强度场分析

如图3所示为气流在消声器中的湍流强度分布图。湍流强度可描述流速随时间和空间变化的程度，反映脉动流速的相对强度，是描述气流湍流运动特性的重要的特征量。由图3可发现湍流强度出现高值主要有5处，将图3与图2相对照，发现这5处只要位于速度值从较高值变为0值附近或是从较低值变为高值附近；并在消声器出口管处出现高值。在膨胀腔内联管周围可看到消声器气体流速多处为零，湍流强度较大，应考虑研究插入管的位置（与膨胀腔中心轴的距离）变化情况，确定最优的内联管位置，提高消声器的消声性能。

4.3 压力场分析

如图4所示为消声器的压力分布图，由视图4可看出消声器压力呈逐渐降低的趋势分布，入口压力约为34800Pa，在第一腔中的压降约为9400Pa,第二腔中的压力降约为11400Pa。并发现在第一腔的两个腔体角处压力低于其周围的压力；在每个腔体中的压力几乎相等，气体通过扩张腔和收缩管时可看出压力变化较大。设计的消声器突变压力较大，总的声压降较大，在后期的改进设计中可适当的增加膨胀腔长度与膨胀室直径的比值。在消声器设计中各膨胀腔的长度，影响消声器的频谱移动，因此还应合理设计消声器各膨胀腔的长度，从而提高消声效果。