某危险品运输车消声器热固耦合模态试验分析

刘文瑜，罗卫东，2

（1.贵州大学机械工程学院，贵州 贵阳 550025；2.贵州大学明德学院，贵州 贵阳 550025）

1 前言

道路危险货物运输已覆盖爆炸品、压缩气体和液化气体、易燃液体等9类危险物品，这些货物在运输过程中存在各种潜在危害。危险品运输车所采用的都是柴油发动机，排出的尾气具有高速、高温且夹带火星颗粒，所以GB13365-2005中明确规定易燃易爆运输车必须配备火花熄灭器，同时排气消声器往往具有大尺寸、薄壁等特点，这意味着在行驶过程中更容易因为发动机和路面激励发生共振，严重的还会使消声器的薄弱部分开裂，导致火星泄漏，火花熄灭器起不到应有的作用。这对危险品运输车来说是应极力避免的，一旦发生事故会造成较大的人员伤亡和财产损失。

文献[1]在科研工作中发现了发动机在排放尾气时会在消声器腔体中形成很复杂的内流场。文献[2]在分析进排气歧管的研究中，采用了流固耦合的研究方法，分析的零件热变形更符合实际情况。文献[3]研究了某薄壁结构的振动特性，得出低频段结构位移响应有越来越大的趋势。文献[4]用流体分析方法研究了气流对排气系统模态频率和固有频率的影响。文献[5]在提升消声器支架刚度时采用了子结构分析法，成功避免了消声器与发动机激励频率产生共振的情况。文献[6]利用有限元分析法，得出了消声器开裂是因为发生了共振的结论，并针对性的解决了这一问题。

虽然前人对于消声器结构性能的研究已经有很多，但是部分研究在分析消声器结构性能时把温度视为一个定值，并没有考虑温度梯度对材料属性的影响，而且对危险品运输车相关的研究更是少之又少。针对与此，提出用热固耦合的方法探究该消声器的结构性能，结果更贴近实际情况，对后续的优化设计有一定的参考价值。

2 模型及理论

2.1 物理模型

研究对象是某型号的危险品运输车，燃油类型为柴油，最大总质量为4490kg，最高车速≥80km/h，车和消声器实物图，如图1、图2所示。消声器材料属性，如表1所示。

图1 危险品运输车实物图Fig.1 Dangerous Goods Transporter

图2 消声器实物图Fig.2 Muffler

表1 消声器材料属性Tab.1 Muffler Material Properties

2.2 数学模型

2.2.1 流体分析模型

为确保流体流动遵循湍流的物理定律，需要对正应力作一定的约束处理，对标准k-ε模型中的Cμ改进可以得到Realiz⁃ablek-ε模型方程[7]，该方程能很好的进行管内流动模拟，还能对回流流体区域进行提前预测：

式中：C2=max(η/5+η，0.43)；η=C1=1.9；αε=1.2；αk=1.0；μt=ρCμk2/ε；ρ—流体密度的均值；xi、xj—位置向量；ui、uj—流体沿xi、xj方向的速度分量；μ—层流粘度；C1、C2、Cμ—经验常数。

2.2.2 模态分析模型

模态分析是研究结构性能的起点，模态是结构自有的固定振动特性，每阶模态都有对应的频率和振型[8]，其计算式为：

若考虑温度梯度的影响，则应该先计算在温度影响下的消声器静力结构分析：

由于该消声器有几处处于固定状态，所以考虑预应力的模态分析方程为：

式中：[M]—质量矩阵；[K]—刚度矩阵；[δ]—应力刚度矩阵；{F} —激振力向量；{x} —位移向量；ωi—第i阶的固有频率；φi—第i阶模态振型向量。

3 消声器温度场分析与实验对比

3.1 仿真分析

发动机转速n为800 r/min、2200 r/min 和3000 r/min 是分别对应为怠速、常速和高速工况，可由式（6）得到尾气进入消声器的速度分别为6.24 m/s、17.16 m/s和23.4 m/s。

式中：Vl—发动机排量；n—发动机转速；D—尾气进口直径。

使用Solidworks 软件对消声器进行三维建模，如图3 所示。再使用Hypermesh软件对消声器进行网格流域划分，导入Fluent软件中计算，同时设置Realizablek-ε湍流模型，打开能量方程，流体区域设置为不可压缩空气，入口端采用速度进口边界并设定入口端温度为650K，出口端设为压力出口边界与大气连通，壁面设为无滑移刚性壁且与空气的对流换热系数[9]为30W/m2·℃。

图3 消声器三维模型Fig.3 3D Model of Muffler

怠速、常速、高速三种工况，如图4所示。从图4可以看出，在3种工况下，温度的传播趋势是相似的。总体来说：尾气从进口端流入，在腔体内与空气进行对流换热，因为尾气带有一定的初速度，消声器右侧壁面无法与进入的高温尾气充分接触，所以导致消声器右侧壁面出现较低的温度；在出口端，由于有内插管的存在，导致尾气流出的时候与避免撞击产生回流，所以在消声器左侧壁面会显示较高的温度；因为出口管有一定角度的偏转，尾气排出到大气时会和偏转的出口管发生碰撞，导致偏转部位与高温尾气充分对流换热，偏转部分也会呈现较高的温度。

图4 三种工况下消声器XY截面的温度场分布Fig.4 Temperature Field Distribution of XY Section of Muffler Under Three Kinds of Working Conditions

怠速工况下，由于尾气进口速度低，高温尾气在消声器内与空气充分换热，所以出口温度降低，平均出口温度为289.65℃；常速工况下尾气流速较快，还未充分换热就流出消声器，所以出口温度减低得不明显，平均出口温度为314.59℃；高速工况下尾气流速最快，尾气还未来得及与空气对流换热就已经排出到大气，此时的出口温度最高，平均出口温度为341.27℃。

由Fluent求解可以得到消声器外壳体的温度分布，3中工况下的壳体温度分布，如图5所示。其趋势与消声器XY截面趋势一致，高温区域集中在进口端和出口端，中间部分温度没有两端口处温度高是因为在消声器的腔体内气体与空气和消声器内壁发生了对流换热，带走了部分热量。

图5 消声器外壳体温度分布Fig.5 Temperature Distribution of Muffler Shell

3.2 实验数据对比

危险品运输车在运行时常处于常速和高速工况下，为了验证仿真结果的准确性，现用手持式温度测量仪对常速和高速工况下消声器外壳体进行温度测量，把测量结果与Fluent 软件仿真结果作对比。具体实施方案是在消声器壳体上选取18 个测量点，如图6所示。在各个测量点上分别测量3次数据，然后取平均值再与仿真得到的相同点温度数据作对比。为了方便观察对比，把仿真结果全以摄氏度形式表示，测量得到的数据，如表2、表3所示。

图6 消声器壳体测量点Fig.6 Muffler Housing Measuring Point

将表2、表3绘制成的趋势，如图7所示。可以看到在常速时相对误差比较大，出现这一情况是因为发动机预热量不够，导致温度传递不均匀。常速工况下平均误差为7.12%，在测量点11处产生最大相对误差29.4%；在高速工况下测量相对误差比较小，在经过常速工况下的测量后，发动机已经得到了充分预热。平均误差为2.09%，同样在测量点11处产生最大相对误差5.1%。

图7 实验仿真对比Fig.7 Experimental Simulation Comparison

表2 常速工况下数据对比Tab.2 Data Comparison at Normal Speed

表3 高速工况下数据对比Tab.3 Data Comparison at High Speed

在经过发动机充分预热后的高速工况下，实验数据和仿真数据趋势一致，且最大相对误差不超过5.1%，间接验证了仿真结果的正确性。

4 热固耦合模态分析

4.1 固有频率和振型计算

大多数材料在不同温度下所表现的性质有所不同，在结构性能研究中应该考虑到在有温度梯度影响下的材料属性变化[10]。模态分析是结构设计及预测的起点，结构本身的固有频率与是否受外力无关，只与所选材料属性有关，理论计算模型，如式（3）～式（5）。在上文所述中已经得到了消声器外壳体的温度分布情况，现利用Ansys Workbench 求解考虑温度梯度影响的消声器结构模态，搭建了以Fluent求解温度数据作为边界条件在有预应力作用下的热固耦合模型，求解结构模态。

由于结构的动力特性是由少数低阶模态决定[11]，再考虑到篇幅的长度和计算机的性能，这里只求解常速和高速工况下的前8阶模型，结构振型图，如图8、图9所示。

图8 常速工况下的各阶振型Fig.8 Modes of Each Order Under Normal Speed Conditions

图9 高速工况下的各阶振型Fig.9 Modes of Each Order Under High Speed Conditions

由图8、图9可知：在常速和高速工况下，该消声器在有预应力的作用下前8阶振型特征一致，只是振动幅度有区别，各阶频率及振型特征，如表4所示。

表4 前8阶振型特征Tab.4 First 8th Mode Characteristics

温度升高会使低阶模态频率（1～）4阶降低，高阶模态频率（4阶以上）升高，且变形区域较多集中在出口管、消声器左侧和中间壁面，这是由于该消声器属于大尺寸、壳体厚度小的薄壁管结构，再加上出口端和中间部分没有施加约束，振型符合实际工况。其中出口管末端在2阶时达到了最大振型变量60.8mm，为有害振型，应考虑增大整个消声器的壁面厚度以提升结构刚度，控制工作中的最大变形量。

4.2 共振分析

在文献[13]指出了车辆在运行的状态下，排气系统主要受发动机和路面激励，并列出了相关计算公式：

式中：ν—车辆行驶速度；λ—路面不平度波长；n—发动机转速；z—发动机缸数；τ—发动机冲程数；f1—来自路面的激励；f2—来自发动机的激励。

式（7）中ν取60km/h，λ取0.68m[12]，计算得f1=24.51Hz；由于该车型的发动力型号为ISF2.8s4129V，所以式（8）中n取(800～3000)r/min，z取4，τ取4，计算得26.67 ≤f2≤100Hz。

从表4 中得到在常速、高速工况下的1 阶振动频率分别为107.83Hz和107.5Hz，这都大于路面激励24.51Hz和发动机最大激励100Hz，所以不会产生由路面和发动机激励引起的共振，消除了危险品运输车运输途中排气消声器因共振开裂而导致火星漏出的潜在安全隐患，故动态结构性能较好。

5 结论

以实验和仿真相结合，验证仿真结果的正确性后，在Ansys中利用Fluent求解的温度场作为边界条件，以求解在有温度梯度影响下的消声器结构模态。在研究的过程中得到以下结论：

（1）通过实验和仿真数据的对比，常速工况下平均误差为7.12%，高速工况想平均误差为2.09%。常速工况下是因为采集实验数据时发动机还未充分预热和环境温度的影响，所以导致误差比较大，在经过常速工况的测量过后开始测量高速工况下的温度，结果与仿真结果拟合度较好，间接证明了之前发动机还未充分预热的设想，同时也证明了仿真结果的准确性。（2）温度升高时，（1～4）阶模态频率有减小的趋势，5阶及以上模态频率有增大的趋势。该消声器的薄弱位置在出口管末端和左侧壁面，2阶时出口管有最大形变量60.8mm，为有害振型，应考虑加厚壁面，提升结构刚度。（3）经计算，消声器1阶固有频率107.5Hz都大于f1、f2，所以在路面激励和发动机激励作用下不会发生共振，该消声器动态结构性能较好。