多入多出型消声器阻力损失探究

刘智建 张 杰 郭文亮

(1.太原理工大学机械与运载工程学院， 山西太原 030024； 2.精密加工山西省重点实验室， 山西太原 030024)

引言

消声器作为一种有效的降噪设备，广泛应用于各种机械设备中。在气流通过消声器内部时，一方面减弱了噪声的传播，一方面也发生了机械能的损耗现象，消声器进出口端的气体全压产生一定程度的降低。这种降低会直接加大发电机或汽车内燃机等的功率损失，使得设备使用效能大大下降。

对于消声器阻力损失的研究，国内外学者进行了大量的探究。胡效东[1]研究了相应结构对消声器压力损失的影响规律；邓兆祥[2]研究了扩张比对消声器阻力损失的影响并得出了临界扩张比；李沛然[3]研究了反流式插入管的进出口管与后壁面距离对消声器压力损失的影响；林光典[4]对典型的抗性消声单元进行了压力损失研究；姚进峰[5]在分析消声器背压的基础上比较了其对消声量的影响；魏轲[6]研究了渐扩结构对冷却塔消声器阻力损失的影响。但上述文献都是针对的单入单出单腔或多腔消声器。在实际使用中，多入多出型消声器也应用广泛。文献[7-9]探究了多入多出型消声器的消声性能，对其空气动力特性并未分析。本研究进一步探究了多入多出口消声器的阻力损失变化，以明确其空气动力特性，为多入多出口消声器的设计改进提供参考。

1 理论及模型

1.1 消声器阻力损失理论

消声器的空气动力性能通常用阻力损失来衡量，其中包括气流扩散形成的局部阻损和气流传播的沿程阻力，总阻力损失定义为入口端与出口端的全压差：

Δp=p1-p2

(1)

式中,p1为消声器入口端全压；p2为消声器出口端全压。

对于消声器阻力损失常采用CFD计算，该方法对于内部流场计算结果可靠准确[10-12]。计算方程选用k-ε标准方程；设定消声器内部为湍流流动；分别取消声器入口端流速为5， 15， 25， 35， 45， 55， 65， 75 m/s；其中水力直径雷诺数Re和湍流强度I分别由下式计算：

(2)

I=0.16×Re-0.125

(3)

式中，ρ为空气密度，取1.29 kg/m3；v为气流速度；d为消声器管道直径；μ为空气动力黏度系数，取1.8×10-5Pa·s。

1.2 多入多出型消声器模型

实际使用中，常用的主要是双入口和双出口消声器，因此，本研究主要对图1所示的同轴型(图1a)和交叉型(图1b)2种双入双出口消声器进行分析。

2种消声器各部分结构参数相同。扩张腔长度L=400 mm；扩张腔直径D=240 mm；入口管与出口管直径都为d=45 mm；δ1=δ2=β1=β2=50.5 mm。

2 消声器阻力损失分析

2.1 消声器结构形式阻损对比

首先构建常用的不同入出口消声器结构如图2所示，分别有单入单出、单入双出、双入单出、2种双入双出形式。

图1 多出多入型消声器模型

图2 不同结构消声器示意图

消声器各部分结构尺寸相等，入口出口直径为45 mm，长100 mm；扩张腔直径240 mm，长400 mm。经过CFD分析得到其入出口压力后，采用式(1)可得到各结构的阻力损失大小，其比较如图3所示。

图3 不同结构消声器阻力损失对比

从图3中可以看出，5种类型的消声器中，单入双出型消声器产生的阻力损失最大，单入双出消声器产生的阻力损失最小。同时，对比2种双入双出型消声器可以看出，交叉型消声器的阻力损失大于同轴型消声器的阻力损失，产生这一现象的原因是，对于同轴型消声器，气流流入扩张腔后，直接由出口管流出，阻力损失着重发生在出口管处(图4a所示)。对于交叉型消声器，气流经入口管流入后，首先部分气流碰撞在壁面，造成部分阻力损失(图4b),再经出口管流出时，在出口管处再次造成部分损失(图4c)，因此消声器内部的压力经多次改变，造成最终出口压力减小，阻力损失增大。

图4 消声器内部湍动能云图

2.2 入出口管变化对阻力损失的影响

1) 入口管相对角度对阻力损失的影响

保持图1中2种消声器的结构形式不变，改变2个入口管相对角度分别为90°, 135°, 225°, 270°。其阻力损失变化如图5所示。

从图中5可以看出，对于同轴型和交叉型的消声器，入口管角度对阻力损失的影响基本相同，其中入口管呈90°和270°时，消声器阻力损失相同。入口管呈135°和225°时，同轴型的消声器阻力损失有略微差异，但差异相对较小，影响甚微；交叉型消声器的阻力损失完全相同。同时，对比2种类型消声器的阻力损失变化可以看出，入口管角度变化对交叉型消声器的阻力损失影响比同轴型消声器受到的影响更大。

2) 出口管相对角度的影响

改变图1中2种消声器的入口管相对角度，分别为90°， 135°， 225°， 270°，阻力损失变化如图6所示。

从图6中可以看出，出口管角度变化带来的影响与入口管变化的影响相似，都是90°与270°的阻力损失变化相同；135和225°的阻力损失变化相同，这是由于结构的对称性，气流在内部产生的局部和沿程阻损并没有发生变化。此外，2种消声器在角度影响下的阻力损失变化幅度也基本相同，因此。出口管相对角度对2种类型消声器的影响相同。

图5 入口管相对角度对阻力损失的影响

图6 出口管相对角度对阻力损失的影响

3) 出口管相对距离的影响

出口管位置会受到实际工作情况而调整，图7所示为改变出口管相对距离带来的阻力损失变化情况，分别取δ1=δ2为30.5, 50.5, 70.5mm。

图7 出口管相对距离对阻力损失的影响

从图7中可以看出，首先，流速增大，随着出口管距离的增加，同轴型消声器阻力损失减小但交叉型消声器阻力损失增大。此外，随着出口管距离的增大，2种消声器在此影响下的阻力损失变化减弱，如55 m/s时，出口管距离由小到大，同轴型消声器的阻力损失分别为2805, 2552, 2506 Pa，后两者相差很小，几乎变化不大。

2.3 消声器结构参数对阻力损失变化的影响

1) 扩张腔长度的影响

图8为扩张腔长度变化计算的消声器阻力损失计算值。保持消声器其他参数不变，只改变图1中2种消声器的扩张腔腔体长度，分别取L为300, 400, 500 mm。

从图8中可以看出，对于同轴型消声器，腔体长度增大，消声器阻力损失变大，这一阻损主要来于沿程阻损的增加；而对于交叉型消声器，腔体长度增加，消声器阻力损失变小，这与同轴型正好相反，原因是对于交叉型消声器，腔长增大气流从入口管入射后的沿途路径增大，与对面壁面产生碰撞的缓冲增大，减小了碰撞所带来的一系列能量损失。

图8 扩张腔长度对阻力损失的影响

2) 扩张腔直径的影响

图9为扩张腔腔体直径改变的计算值，分别取腔体直径D为180, 240, 300 mm。

从图9中可以看出，对于同轴型消声器(图9a)，扩张腔直径变化对阻力损失的影响较为明显，随着腔体直径变大，消声器阻力损失变小。对于交叉型消声器(图9b)，腔体直径变大，阻力损失变大。但腔体直径增高到一定值时，阻力损失变化减弱，如腔体直径为240 mm和300 mm时，消声器阻力损失几乎没有发生变化。造成这一变化的原因与上述扩张腔长度变化带来的影响类似，都是消声器自身结构带来的局部阻损和沿程阻损的改变所造成。

3) 入出口管直径的影响

图10所示为消声器入出口管直径变化带来的影响，取入出口管直径d为30, 45, 60 mm。

图9 扩张腔直径对阻力损失的影响

图10 入出口管直径对阻力损失的影响

从图10可以看出，入出口管直径变化对同轴型和交叉型2种多入多出口消声器影响相同，随着管径变大，消声器阻力损失变小。这一变化是由于消声器扩张比减小，局部阻损减小带来的总体阻损的降低，对于交叉型气流会先碰撞到壁面再从出口流出，因此其减小幅度远小于同轴型消声器。

3 消声器阻力损失改进

为了进一步考虑多入多出型消声器的阻力特性，本节针对上述研究中的同轴型消声器进行结构改进以此降低其阻力损失。本研究主要提出2种方式对消声器进行改进。方式一对消声器增加内插管形式；方式二对消声器增加过渡结构，如图11所示。改进后的消声器阻力损失比较如图12所示。

图11 消声器结构改进示意图

图12 改进前后消声器阻力损失对比

从图12可以看出，消声器在经过2种方式的结构改进后，各个流速下的都阻力损失大大降低。从降低机理上二者各有不同，一方面，对于添加内插管，气体在管内扩散受到限制，从而整个气流梯度下降，降低了分子摩擦能量损失；另一方面，在图4中已经知道该种结构的最大湍动能产生于出口管处，因此过渡结构在一定程度上降低了截面突变程度，是降低最大湍动能的角度进行了减小气流能量损失。但总体上二者都是从减小局部阻损的角度进行了降低总体阻力损失。对比两方式可以看出，采用内插管形式进行改善比增加过渡形式的效果更好。

4 结论

本研究采用CFD计算，得到了不同出入型消声器的阻力损失：

(1) 首先对比常见的出入型结构消声器，阻力损失从大到小依次为：双入单出、交叉型双入双出、同轴型双入双出、单入单出、单入双出；

(2) 分析双入双出型消声器可知，对于同轴型结构两个出口管角度会对其阻力损失产生一定影响，但入口管角度变化对其影响不大；对于交叉型结构，入口管和出口管角度的变化都会造成其阻力损失的增大或减小。两个出口管相对距离的增大，对两种结构影响相反；

(3) 对于消声器结构参数的变化：扩张腔长度减小和扩张腔直径增大影响同轴型消声器阻力损失减小，但对交叉型结构影响正好相反；入出口管直径变化对两种结构的影响相同，消声器阻力损失都随直径增大而减小；

(4) 采用内插管形式和过渡结构可以大幅降低多入多出型消声器阻力损失，且前者效果好于后者。

在实际工程使用中，可以视工作条件，调整多出多入型消声器的相关参数或改变结构，以提高其使用性能。