船用柴油机排气冷却消声器流体与消声特性

陈 涛 胡 霖 黎 南

1海军驻大连地区军事代表室，辽宁 大连 116004

2大连船舶重工集团有限责任公司军代表室，辽宁 大连 116001

船用柴油机排气冷却消声器流体与消声特性

陈 涛1胡 霖2黎 南2

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为了降低船用柴油机排气噪声，并对废气进行冷却以降低红外辐射，实现红外隐身目的，要求在排气系统中安装排气冷却消声器。利用数值算法研究排气冷却消声器的气体流动特性、冷却效果、声学性能。首先利用有限体积法计算并分析了排气冷却消声器在冷却与不冷却时的空气动力性能，得到其阻力损失特性、冷却效果和温度场信息。在流体计算的基础上得到消声器温度场，然后采用声学有限元法计算并分析了排气冷却消声器在室温与高温冷却下的声学特性，将排气冷却消声器的左端共振腔体积减小，改变其共振频率从而改变消声器在低频时的声学性能。

排气冷却；消声器；阻力损失；消声特性

1 引言

柴油机在水下排气时，影响排气管口辐射噪声的主要因素是气体在尾管出口的平均流速、流速变化幅值和频率［1］。柴油机水下排气所激起噪声的产生机理比较复杂，但从宏观物理过程上来说，这种噪声的根源在于脉动性强烈的，具有一定压力的大流量高温脉动废气对排出口介质的强烈扰动［2］。通过对柴油机水下排气噪声的形成过程的分析中可以得知，在发动机的排量、喷嘴结构尺寸以及水深一定的条件下，废气通过尾管的平均流速取决于废气的温度。如果降低排气温度、流速脉动、压力脉动，则水下排气噪声可大大削减［3］。同时，为了有效抑制红外辐射信号，削减气动噪声，通常需要安装排气冷却消声器。

图1为某型柴油机排气冷却消声器的结构示意图，它由3个膨胀腔和2个共振腔组成。考虑到数值计算时便于流场和声场的观察和分析，在进行数值建模计算时将原本V型的进气管建成上下对称的进气管但不影响流场、声场的分布和计算。本文的目的是研究该排气冷却消声器的冷却效果、阻力损失和消声特性。由于该消声器内部结构复杂，传统的一维理论计算不能精确反应内部流体的流动，需要采用三维数值方法进行计算。首先利用基于有限体积法的Fluent软件计算排气冷却消声器内部流体流动和温度场，进而分析其阻力损失和冷却效果。在此基础上使用声学有限元法计算并分析排气冷却消声器的消声特性。

图1 排气冷却消声器结构示意图

2 流体特性与冷却效果计算及分析

2.1 流体计算模型的选择

由于排气冷却消声器结构复杂，外形尺寸大，薄层环形通道多，其内部流场是复杂的三维湍流流场，传统的一维流体力学方法不能精确预测其内部流动和温度场分布，故采用三维数值方法进行模拟计算。本文使用有限体积法计算排气冷却消声器的内部流场特性和温度分布。用有限体积法导出的离散方程可以保证具有守恒特性，而且离散方程系数的物理意义明确［4］。

采用有限体积法求解排气冷却消声器内部的流体流动与换热，就是求解三维不可压N－S方程，包括质量守恒方程、动量守恒方程、能量守恒方程，k方程和ε方程。

标准k－ε模型是针对充分发展的湍流流动建立起来的，在近壁区内的流动，湍流发展并不充分，湍流的脉动影响可能不如分子粘性的影响大，在更贴近壁面的底层内，流动可能处于层流状态。因此必须采用特殊的处理方式解决近壁区内流动的计算问题。解决这一问题的途径目前有两个：一是不对粘性影响比较明显的区域（粘性底层和过渡层）进行求解，而是用一组半经验公式（即壁面函数）将壁面上的物理量与湍流核心区内的相应物理量联系起来，这就是壁面函数法［5］。其基本思想是对湍流核心区的流动使用k－ε模型求解，而在壁面区直接使用半经验公式将壁面上的物理量与湍流核心区内的求解变量联系起来。这样就不需要对壁面区内的流动进行求解，直接得到与壁面相邻控制体积的节点变量值。在划分网格时，不需要在壁面区加密，只需要把第一个内节点布置在对数律成立的区域内，即配置到湍流充分发展的区域。另—种途径是采用低Re数k－ε模型来求解粘性影响比较明显的区域，这时要求在壁面区划分比较细密的网格，越靠近壁面，网格越细，但考虑到排气冷却消声器的结构复杂，总体尺寸较大的特点，数量巨大的节点对微机的要求较高，计算周期较长，因此本文采用壁面函数法。

由于气流在排气冷却消声器内多次转折，经过三个环形薄层区域并与水交换热量，所以应对消声器内部壁面做流固耦合传热分析。固体区别于流体的地方是它是不动的，速度为零，因此固体域中不需要求解N－S方程。在固体域中，能量方程的对流项也为零，本文研究的消声器壁面均没有内热源，同时属于稳态传热问题，因此固体域控制方程只剩下能量方程中的扩散项，也就是固体域导热微分方程，可表示为：

式中，cp为固体比热，J／kg·K； λ 为固体传热系数，W ／m2·K。

2.2 网格划分

排气冷却消声器内部壁面较多，且由于具有两个气流环形通道、一个水层环形通道，共3个薄层环形通道，其长宽比很大，而气层的温度较高（约 500℃），而水层的温度较低（约 20℃），这种情况下，为确保流体计算的准确性，在薄层区域需要一定数量的单元节点以保证流场模拟的准确性，考虑到结构的复杂性，采用非结构化网格离散整个空间区域，采用分块网格法将整个消声器分割成多个子结构，逐一进行网格划分，总共划分网格约220万个，采用并行计算技术在多CPU工作站上进行计算。

2.3 排气冷却消声器阻力损失与温度场计算结果

根据以上论述，对排气冷却消声器施加的边界条件为：废气进口／废气入口，温度为500℃；废气出口／排气背压，出口环境温度为20℃；冷却水入口／质量流量，温度为20℃；冷却水出口／出口环境压力为101 325 Pa。

由于整个流场区域内流体的温度场是变化的，而流体介质的物性参数随温度的变化而变化，所以废气与冷却水的物性参数cp，ρ，λ等采用插值多项式表示，其表达式为［6］：

其中，各多项式的系数值由表1所给出。

表1 废气的插值多项式系数

根据以上设置，对排气冷却消声器内部流体流动和换热进行了计算。为了考察冷却对流场的影响，本文首先计算了排气冷却消声器不带冷却水套时的流体特性，然后对照在冷却的情况下消声器内部的流场分布和阻力损失特性。

图3～图4分别给出了不同流速下排气冷却消声器不带冷却水套时的湍流强度、压力云图和阻力特性曲线。从消声器的横截面流线图中可以看出，气体在碰到各管壁后以及在气流的转折、导流等处产生了涡流，消声器内部流场中共产生8处漩涡。在气流流经内部挡板、导流环等障碍物时，由于空气分子粘滞摩擦力的影响，具有一定速度的气流与障碍物下游区形成带有涡流的气流。这些涡流不断地形成又不断地脱落，每一个涡流中心的压强低于周围介质压强，每当一个漩涡脱落时，湍动气流就会产生一次压强跳变，这些跳变的压强通过四周介质向外传播，并作用于障碍物，当湍动气流中压强脉动含有可听声频成分，且强度足够大时，则辐射出噪声，称为涡流噪声或湍流噪声［7］。

为了考查排气冷却消声器在冷却状态下的流场特性，对其进行同样的边界条件设置和处理，在水域层进行网格细化，以保证足够的网格节点来反应该区域的信息。

由内部截面迹线图可以看出，排气冷却消声器内部流场在第一级膨胀腔的左端部存在气流转折处速度降低，压力升高，当气流发生180°转折时，在主腔内壁处产生漩涡，在其中间大腔区，由于是两个进气管，且进气管离内壁较近，使右端腔内漩涡得到改善，气流流向呈“Y”型分布，与导流环同时作用，从而改善了气流的涡流现象。在消声器的出口管及其与右端共振腔之间的区域，气流发生第三次膨胀，速度再一次降低，使所产生的漩涡直径较大，湍流强度不高，主流区与气流的流向（消声器出口管的轴向）一致，这有利于气流的排出，降低局部阻力损失。

3 声学特性的数值计算及分析

本文在获得消声器内部温度场后，使用SYSNOISE［8］软件中的声学有限元法计算排气冷却消声器的传递损失。

忽略流动对消声器内声传播的影响，则声场的控制方程为 Helmholtz 方程［9］：

式中，p为声压；k为波数。

消声器内部声场的计算就是在给定边界条件下求解Helmholtz方程。鉴于消声器内部结构复杂，本文使用有限元法计算其传递损失。

当消声器进出口截面面积相等，且进出口管内满足平面波条件时，传递损失可表示为［10］：

式中，pi和pt分别为消声器进口处的入射声压和出口处的透射声压。

介质的密度和声速是在流体计算的基础上得到的。由于声波不在冷却水套中传播，所以进行声学有限元计算时不需要建立水套层的模型，而只需建立声场区域模型。

图9～图10分别是频率为238 Hz和2 000 Hz时消声器内部的声压分布。可以看出，在低频时消声器内部声传播主要以平面波形式进行；在高频时消声器内部声场呈现出非均匀的三维波形式，但在进出口管段，由于其直径较小，声波仍以平面波形式传播，所以仍然可以使用式（4）计算消声器的传递损失［11］。

图11～图12比较了排气冷却消声器在废气进气速度分别为 30m／s、50m／s、70m／s， 进气温度为500℃，冷却水入口质量流量为 2.5 kg／s，进口水温为20℃的冷却作用下得到的温度场所对应的传递损失曲线变化。

排气冷却消声器与常规非冷却消声器相比，由于冷却的效果导致其内部温度场是非均匀的，这就改变了声波传播介质的均匀性，使得传递损失曲线向低频方向移动，从而改善了柴油机的低频噪声。

为了进一步改善其低频传递损失特性，考虑到左右两个共振腔的固有频率比较接近，为了将其错开一定的范围，将双进口消声器的左端共振腔长度变小，由原来的30 cm变为15 cm，使其共振腔固有频率发生改变以改善某些频率下的传递损失，其余结构尺寸保持不变。

从图中可以看出，改进的排气冷却消声器，由于减小了左端共振腔的有效容积，使其固有频率发生了改变，无论在20℃下还是在500℃冷却下，都改变了低频段的传递损失特性，消声器在 0～1 200 Hz频率范围内其消声量达18 dB（A）。

4 结论

1）消声器的内部流动是一个湍流性较强的三维流动，多处气流产生漩涡，这可能会产生气流再生噪声，也是局部阻力损失的主要原因。在第一级膨胀腔内，在气流直接冲击内部挡板后产生180°的转向流动，如果此处的气流速度高，其湍流强度大，产生的漩涡较强烈，可能会产生气流再生噪声。在第二级膨胀腔及右侧挡板处，也是涡流产生的主要区域，为此在这两个地方加装导流环，以组织良好的气流流动，降低局部阻力损失，抑制气流再生噪声的产生。两股入口气流的相互作用使之在与内部挡板冲击碰撞后的气流出现对称性的“Y”型分布的流向，这使得内部流场得到一定程度上的改善，从而减少了阻力损失。由于废气排气温度高，且体积流量较大，通过人为地对废气进行有效地冷却，可以减小排气的压力脉动、速度脉动与较小废气的体积流量，从而降低排气噪声。

2）消声器内部温度场的分布总体上沿轴向呈降低的趋势，在管道外壁与水接触处存在很大的温度梯度，是热应力集中的地方。消声器中心温度接近，但随着轴向与径向位置的不同，其温度变化较大。在右端共振腔内，温度较其左侧的隔板主腔内降低较大，整个温度场梯度较大的地方集中在消声器的出口端。

3）声场计算结果表明，排气冷却消声器的内部声场是三维的，应采用三维理论进行计算。通过对比冷态与热态的声学特性发现，在低频段冷态与热态时的传递损失曲线相似，都出现了两个共振峰，其来源是由于两个共振腔所致。由于温度的降低，声波在介质中的传播速度也随之降低，排气冷却消声器的传递损失曲线会向低频方向移动。通过减小排气冷却消声器左端共振腔的有效容积，改变其固有频率从而改变了其低频传递损失特性。

4）排气冷却消声器在制造与应用过程中，应重点考虑其热疲劳所带来的损害，故设计时应科学计算其温度场与内部热应力。

［1］ 张文平，马强，张志华，等.柴油机水下排气噪声影响因素研究及降噪途径［J］.哈尔滨船舶工程学院学报，1991，12（4）：406-412.

［2］ 王永生.常规潜艇废气涡轮增压柴油机排气冷却消声器的功用分析［J］.海军工程学院学报，1995，35（3）：48-53.

［3］ 张文平，马强，张志华，等.柴油机水下排气管口辐射噪声［J］.哈尔滨船舶工程学院学报，1993，14（2）：25-33.

［4］ 王福军.计算流体动力学分析——CFD软件原理与应用［M］.北京：清华大学出版社，2004.

［5］ 邹雄辉.车用消声器CFD模拟及压力损失试验台的研制［D］.武汉：武汉理工大学，2007.

［6］ KHURRAM.Study of acoustic and flow resistance characteristics of submarine engine exhaust silencers and thermal infrared signature reduction［D］.Harbin Engineering Uni-versity Master Degree Dissertation，2006.

［7］ 马大猷.噪声与振动控制工程手册［M］.北京：机械工业出版社，2002.

［8］ 李增刚.SYSNOISE Rev5.6 详解［M］.北京：国防工业出版社，2005.

［9］ SULLIVAN JW，CROCKER M J.Analysis of concentrictube resonators having unpartitioned cavities［J］.Journal of the Acoustical Society of America，1978，64（1）：207-215.

［10］康钟绪，季振林.穿孔管消声器声学性能的有限元计算及分析［J］.噪声与振动控制，2005，25（5）：18-20.

［11］王雪仁.船用柴油机排气消声器声学性能预测的边界元法及试验研究［D］.哈尔滨：哈尔滨工程大学，2007.

Fluid and Acoustic Attenuation Characteristics of Exhaust Cooling Silencers for Marine Diesel Engine

Chen Tao1 Hu Lin2 Li Nan2
1Military Representative Office at Dalian District， Dalian 116004， China
2 Military Representative Office in Dalian Shipbuilding Industry Co.Ltd.，Dalian 116001， China

In order to reduce the exhaust noise ofmarine diesel engine and to cool the exhaust gas for the sake of reducing the infrared signature，the exhaust cooling silencer is always needed.In this paper，the characteristics of flow and cooling effect of the silencer as well as its transmission loss was analyzed with numerical calculation.The aerodynamic performance of the exhaust cooling silencer was calculated by the Finite Volume Method （FVM）to analyze the internal fluid flow and the temperature field，and then the Finite Element Method （FEM）was used to calculate the acoustic attenuation characteristics.The sound performance in low frequency was optimized as a result of the change of the left resonated chamber.

e xhaust cooling； silencer； r esistance loss； a coustic attenuation characteristics

U664.121

A

1673－3185（2010）04－47－05

10.3969/j.issn.1673-3185.2010.04.011

2010－01-06

陈 涛（1971－），男，硕士，工程师。研究方向：船舶工程。E-mail：vip.chentao@163.com