张翼强，武 佩，苏 赫，张海军，张永安，郭宇辰

（1.内蒙古农业大学机电工程学院，呼和浩特 010018；2.内蒙古农业大学计算机与信息工程学院，呼和浩特 010018）

内燃机作为工业、农业和交通运输业最主要的动力来源具有适用范围广、不可替代等特点[1-2]。目前，我国内燃机保有量超过5 亿台，2019年产量为7 600 万台，产生功率26.7 亿千瓦[3]。其中15 kW～50 kW的中小型柴油机因其价格低廉、操作简便、动力强劲，被广泛应用在工农业生产等非道路运输场合，但这些场合普遍没有全面的隔声减噪措施，对柴油机噪声贡献最大的排气噪声完全依赖加装消声器控制，消声器工作环境又为高温、高速且具有腐蚀性。现有柴油机消声器结构普遍使用抗性消声器，其结构大多为内插管、穿孔板（管）、扩张腔和亥姆霍茨（Helmholtz）腔消声单元或消声单元的组合组成[4]。抗性消声器设计中消声器的消声量和排气背压之间需要反复权衡，消声量大，往往使用的抗性消声单元也多，即排气背压也大。这是由于废气在流经消声器时，气流与内壁的摩擦，及通过截面突变、穿孔、管道弯头等受阻会产生压力损失。消声器的压力损失使得柴油机的排气背压增大、缸内燃烧恶化，表现为发动机油耗上升、功率损失增加、污染物排放增加等。排气消声器造成发动机的功率损耗可达5%以上[5]，消声性能好、排气阻力低成为设计消声器追求的目标，也是国内外消声器研究的难点和热点[6]。研究发现抗性消声器设计中消声量与排气背压之间“矛盾问题”与消声器内部气流速度直接相关，传统消声器结构以“堵”为主要消声原理，此类结构的增加虽然会使消声量增加，但也会导致排气背压增加进而使柴油机输出功率下降，油耗上升，那么从新型结构的角度解决上述问题为消声器设计提供了新思路[7]。

Mutyala 等[8]在研究双循环发动机的排气压力时，建立了压力波动的数学模型，提出了用声波方程耦合求解排气压力模拟方程的方法。Kin 等[9]针对一款压缩机排气消声器的排气背压特性，提出了适用压缩机消声器的排气背压表征方法，并开展相关研究。Wongul 等[10]利用商用声学仿真软件研究了某轿车消声器的排气背压和传递损失，采用试验设计的方法确定了影响排气背压和传递损失的结构并优化了相关参数。Fu 等[11]运用计算流体力学（Computational Fluid Dynamics，CFD）方法研究了消声器结构中扩张比是影响消声器压力损失的主要因素。国内学者诸如许雅芬[12]研究空调系统排气消声器时得出消声器中压力损失与气流速度之间存在正相关。王玉光[13]在研究不同气流速度下，穿孔管消声器的压力损失时得出压力损失与穿孔率有关的结论。张德满等[14]通过CFD的方法研究单缸柴油机消声器内部流场情况，分析出产生较大压力损失的结构，并进行改进和优化。赵海军等[15]通过流场数值计算得出穿孔管消声单元的湍动能分布，湍动能k值并根据相似理论建立了穿孔管消声单元的压力损失模型，同时在另一篇文献中阐明压力损失与消声器内部气流速度与消声器声学性能成正相关[6]。

国内外学者通过数值仿真和试验的方法对传统结构消声器压力损失研究较为完全，但对于分流气体对冲消声单元与传统消声单元耦合得到新型耦合结构的消声器的研究鲜有文章报道。根据本课题组前期研究发现，15 kW～50 kW的中小型柴油机的噪声频谱主要集中在200 Hz以内的低频部分，内插管与穿孔管的组合在此频段内具有较好的消声效果[16-19]，本课题组前期研究了不同结构参数下分流气体对冲消声单元的压力损失[17-19]，但没有对分流气体对冲消声单元耦合传统消声单元的新型结构进行研究和探讨[20]。鉴于此，在分流气体对冲原理降低柴油机排气消声器内部气流流速，提高消声器消声性能、降低消声器排气阻力的新方法的基础上，耦合了穿孔管和内插管结构，从数值仿真和试验的角度研究和验证该新型耦合结构消声器的压力损失。由此从解决消声器设计中“矛盾问题”出发，以期为解决上述问题提供新的思路和方案。

1 分流气体对冲降速理论

分流气体对冲结构基本形式为柴油机排出的高温、高压、高速气流通过消声器入口进入消声器锥形分流腔，而后气流通过位置相对的一组或多组对冲孔进入对冲腔发生气流对冲。此结构可有效降低气流速度，改善内流场湍动能分布。同时由于对冲孔结构尺寸较大，若干组对冲孔流通面积相加大于入口流通面积，因此与传统消声结构有所区别。气流承载的声波在对冲腔内扩张和发生若干次反射可有效削弱排气气流中的声能量，达到消声的目的[7]。

1.1 气体对冲理论数学模型

对冲气体微团在对冲区域内气体微团的运动和受力情况可简化到二维平面内，其运动和受力情况如图1所示。

图1 气体微团受力分析

假设流场是均匀场，场内不计重力且没有速度梯度、压力梯度，流体属性为不可压缩流体，流体微团进入对冲区域时为匀速运动，流场流线形状和位置不随时间改变，气体微团为均匀球体，尺寸宏观但足够小。

根据以上假设，分析气体微团在x方向的运动和受力情况，气体微团匀速进入对冲腔时，两股位置相对的气流发生对冲作用后，球形气体微团自身以角速度ω进行旋转运动，在流场内气流对其产生马格努斯效应（Magnus Effect），在该效应影响下，气体微团受到马格努斯力（Magnus Force，FM）的横向相互作用。

FM的计算公式如下：

根据质点动力学基本方程可知，其x方向的加速度为apx，

式中：rp为气体微团半径，mp为气体微团质量，vp为气体微团速度。

根据上式描述可知气体微团在对冲腔内x方向运动加速度为与流体速度、气流微团速度相关的变加速运动。

其次分析流体微团y方向的运动和受力情况。气体微团主要受流场带来的气体微团周期激励FE、附加质量力FV、气体阻力FD、气体微团速度vp和对向气流速度vF。

流场周期激励为FE，根据气体微团在对冲腔体内运动的实际情况，假设气体微团运动遵循如下运动函数形式：

式中：L为气体微团最大位移，即对冲孔到对冲腔中间的距离。

那么气体微团的速度vp=，气体微团的加速度为ap=。由此可知流场带来的气体微团周期激励为：

附加质量力FV，为气体微团在于流场中流体产生相对速度时，流体受气体微团运动下随之带来扰动，此时用附加质量力来描述这类扰动，即：

式中：ρp为气体微团密度。

气体阻力FD，根据流体阻力表达式，定义与气体微团体积S，雷诺数Re及阻力系数CD相关的等效阻尼系数CE，那么气体阻力为：

据质点动力学基本方程可知：

将公式整理为：

解出该2 阶非齐次方程得到气体微团运动函数：

1.2 求解气体分流对冲模型及结果分析

根据新型消声器对冲腔参数即对冲腔直径确定L=0.04 m，以30 m/s 速度作为对冲气流微团的初始速度，即可计算出气体微团振动近似周期为T=0.004 57 s，那么可得出参数：

矩形对冲孔尺寸为30 mm×50 mm可知，其雷诺数Re=6.5×104，根据阻力系数和雷诺数的关系得出阻力系数取CD=0.44。气体微团直径按宏观且足够小的原则，取dp=0.01 mm，气体微团密度即对冲气流气体密度ρp=1.225 kg/m3，气体微团在XOY平面上的投影面积Sp=7.85×10-5mm2，等效阻尼系数CE=9.88×10-10，气体微团质量mp=6.41×10-16kg，根据归一化描述k=1.03×106。

确定待定系数将初始设定速度及时间，求解待定系数c1：vp=30 m/s；t=0 s；

得出c1=-7.92×10-5，此时气体微团的速度方程为：

利用软件计算并绘制上式曲线。

利用软件计算出0～10 ms内的速度曲线如图2（a）所示，在气体微团进入对冲腔内，微团速度迅速下降，其速度下降趋势类似指数递减规律，放大0～5 m/s纵坐标可得如图2（b），由图2（b）可知气体微团速度在±0.5 m/s内呈现近似正弦函数式波动，此时为气体微团在对冲腔内受横向作用，影响以波动速度的运动方式，沿对冲面离开对冲区域。

图2 气体微团速度曲线

2 新型耦合结构消声器结构参数的确定

新型耦合结构消声器初始参数与对比原装消声器相同，根据测绘得知原装消声器D1=42 mm，D2=100 mm，L1=310 mm，以此为新型耦合结构消声器设计基础并将分流气体对冲单元与穿孔管单元串联耦合。故新型耦合结构消声器结构参数确定如下：D1=42 mm，L1=100 mm，D3=D7=100 mm，D6=D8=50 mm，L6=176 mm，膨胀腔长度L=L2+L3+L4+L5=330 mm。新型消声器总长与原装消声器长度一致为606 mm。分流对冲消声单元各结构尺寸如下，总长度为L2+L3=165 mm，穿孔消声单元长度为L4+L5=165 mm。课题组前期已经试验证明分流气体对冲消声单元与抗性消声单元长度分配比为1:1，分流对冲锥顶角为90 °时消声器的消声效果最佳[20]，因此L2=29 mm，L7=L8=L9=1/3L3=45 mm，D2=80 mm，L10=30 mm，L11=15 mm。

考虑耦合穿孔管消声单元的各结构参数时应符合消声器鉴定标准，其中主要研究的是用压力损失衡量排气背压[21]。根据CG25 型单缸柴油机实际参数确定消声器入口速度为30 m/s，进行结构预仿真，得出如下结论：仿真模拟穿孔消声单元得出如下结论：穿孔板穿孔孔径、穿孔个数与消声器压力损失成正相关；穿孔插入管管径与消声器压力损失呈负相关。

基于以上结论最终选择新型耦合结构消声器穿孔消声单元各结构参数为，即L4=L5=83 mm；穿孔消声单元入口管长度L14=54 mm；穿孔板穿孔个数为10，穿孔孔径为18 mm；穿孔板插入管个数为2，管内径D4=D5=18 mm；左端长度L12=20 mm，右端长度L13=40 mm；穿孔管穿孔孔径为6 mm，穿孔率为9%。入口管的长度L14=18 mm为穿孔消声单元的3/4，选择穿孔板穿孔个数为10。两种消声器的结构对比如图3（a）所示其中上侧为新型耦合结构消声器，下侧为原装消声器。其实物对比图如图3（b）所示。

图3 新型耦合结构消声器和原装消声器

3 新型耦合结构消声器内流场特性研究

Fluent软件是当前国内外最常用的CFD软件其流程图如图4所示，本文通过Fluent软件对新型消声器的空气动力性能进行模拟研究，分析其速度场、压力场和湍动能场分布情况。并使用Hypermesh软件对研究新型消声器空气动力性能所需的网格模型进行网格划分。

图4 Fluent模拟计算流程图

本文所研究的CG25 型单单缸柴油机工作过程中主要为额定转速（1 500 r/min）下运行，根据实测结果显示，CG25 型柴油机额定转速下排气速度为30±2 m/s 范围内波动，因此设置入口气流速度为30 m/s，出口边界条件设置为“pressure-outlet”，其他边界均默认设置为“wall”。

3.1 消声器内部速度场分布结果及分析

图5为入口气流速度为30 m/s时新型消声器内部气流XOZ面速度云图。

图5 入口气流速度为30 m/s时的速度云图

从图5 可以看出，气流在新型消声器入口处的初速度为30 m/s，到达锥形环导流面后，由于方向和截面积的突变，致使气流方向发生改变，气流速度有所增加，锥形环附近的气流速度约为57.3 m/s。到达环形腔后由于截面积的增大，气流速度降低，在环形腔内气流速度约为21.5 m/s。而后气流以27.6 m/s的速度在对冲孔附近发生反相对冲，对冲中心附近的气流速度明显降低，速度大约为14.3 m/s。气流通过对冲后，运动方向发生改变，变为横向加速运动，到达分流对冲消声单元出口，出口处的气流速度约为18.6 m/s，与进口速度相比明显降低，分流气体对冲消声单元达到预期降速的目的。

气流进入穿孔消声单元，因为消声器截面突然收缩，气流在穿孔管消声单元入口管处速度有所增加，速度约为35.8 m/s，到达穿孔消声单元第一腔后，由于截面积的扩大，气流速度再次降低，在穿孔消声单元第一腔内气流速度基本不变。气流通过穿孔板消声元件时，由于截面积收缩，气流速度再次增加，气流速度在穿孔板小孔处和插入管管口达到最大，最大气流速度为43 m/s。气流到达穿孔消声单元第二腔后，由于截面积增大，气流速度再次降低，气流速度在穿孔消声单元第二腔内趋于稳定。气流通过穿孔管消声单元，由于截面积的突然收缩，气流速度再次增加，在穿孔管小孔处速度最大，最大速度达到57.6 m/s。气流最终到达穿孔管，由于截面积再次增大以及无阻挡结构，气流速度再次降低，最终匀速到达新型消声器出口管，出口管管口的气流速度为28.7 m/s。

3.2 消声器内部压力场分布结果及分析

图6为入口气流速度为30 m/s时新型消声器内部气流XOZ面压力云图。

图6 入口气流速度为30 m/s时的压力云图

从图6 可以看出，新型消声器入口处的压力约为5 738 Pa，在锥形环处压力约降低为4 814 Pa，在环形腔内压力值基本不变，接着气流经对冲孔进入消声器内腔，此过程中压力损失不明显，消声器分流气体对冲消声单元内腔压力值约为4 302 Pa，气流经截面积突然收缩后进入穿孔消声单元第一腔，在此过程中压力损失比较明显，穿孔消声单元第一腔内的压力值约为2 737 Pa；之后气流通过穿孔板消声元件到达穿孔消声单元第二腔，在此过程中，压力损失不明显，在第二腔内压力值约为2 170 Pa；最后气流通过穿孔管小孔进入穿孔管，此过程由于截面积突然收缩，压力损失较为明显，在穿孔管内部的压力值约为989 Pa；最终气流从消声器出口流出，在出口处的压力值约为556 Pa。所以，当入口气流速度为30 m/s 时，该新型消声器的压力损失为5 182 Pa，与原装消声器入口气流速度为30 m/s 时的压力损失6 856 Pa相比，降低了1 674 Pa。新型耦合结构消声器显著降低了排气背压，即可以很好地抑制柴油机的功率损失。

3.3 消声器内部湍动能场分布结果及分析

图7为入口气流速度为30 m/s时新型消声器内部气流XOZ 面湍动能云图。湍流动能（Turbulent kinetic energy，TKE），以符号k表示湍动能强度，通过观察消声器内部流体在某个消声单元形成湍流的能力，可以用来评价内部流体流动的稳定性。

图7 入口气流速度为30 m/s时的湍动能云图

从图7 可以看出，新型消声器的湍流动能主要集中在穿孔管区域，气流在分流对冲消声单元以及穿孔消声单元第一腔内湍动能k值最大约为96.6 m2/s2，气体流动稳定。在穿孔管区域最大湍动能k值约为338 m2/s2，这是因为气流经过截面突变结构内部压力产生变化导致的，该新型消声器内部湍流强度不大，而且湍流没有向消声器出口管传递，所以可以推测该结构可以有效抑制再生噪声。

4 新型消声器压力损失试验验证

4.1 试验条件及方法

利用实验室前期自制消声器性能试验台[22]，分析新型消声器和原装消声器的压力损失，新型消声器压力损失实测值与模拟值。试验所需设备：新型消声器一个，原装消声器一个，美国TSⅠ公司的9565-P多功能风量计一台，热线风速探头一个，皮托管一个,验场地位于校内实验室。

为确定新型耦合结构消声器在多种工况下压力损失变化规律，选择10 m/s、20 m/s、30 m/s 三个入口气流速度进行研究。具体方法为：根据对CG25 型单缸柴油机排气噪声、风速及压力参数的实测结果设置试验初始条件。将多功能风量计热线风速探头伸入入口连接处的测孔，通过变频器调节风机转速获得试验所需消声器入口气流速分别为10 m/s、20 m/s、30 m/s；然后保持入口气流速度不变，通过多功能风量计测得对应入口气流速度下的出口气流速度；使用皮托管测量入口和出口全压值。新型消声器入口全压值和出口全压值之差即为新型消声器的压力损失；更换消声器，以相同的方法测得原装消声器入口气流速度分别为10 m/s、20 m/s、30 m/s 时的出口气流速度、入口全压值和出口全压值。原装消声器入口全压值和出口全压值之差即为原装消声器的压力损失。图8为压力损失测试现场照片。

图8 消声器压力损失测试现场图

4.2 压力损失试验结果分析

表1 所示试验结果与仿真结果对比，由结果可知，试验测试数据与仿真结果的相对误差在7%～9%之间，符合试验及工程应用要求。

表2给出原装消声器和新型耦合结构消声器在消声器试验台上的测试结果；图9 示出新型消声器和原装消声器压力损失对比图。

图9 新型消声器和原装消声器压力损失对比图

表2 不同入口气流速度下消声器压力测试结果

入口气流速度为10 m/s 时，新型耦合结构消声器出口流速为6.75 m/s，原装消声器出口流速为8.61 m/s；新型耦合结构消声器压力损失为537.8 Pa，原装消声器压力损失为706.2 Pa。与原装消声器相比出口流速降低了21.6%，压力损失降低了23.8%。

入口气流速度为20 m/s 时，新型耦合结构消声器出口流速为11.92 m/s，原装消声器出口流速为15.86 m/s；新型耦合结构消声器压力损失为2 183.3 Pa，原装消声器压力损失为2 807.5 Pa。与原装消声器相比出口流速降低了24.8 %，压力损失降低了22.2%。

入口气流速度为30 m/s 时，新型耦合结构消声器出口流速为18.63 m/s，原装消声器出口流速为25.34 m/s；新型耦合结构消声器压力损失为4 911.7Pa，原装消声器压力损失为6 273.4 Pa。与原装消声器相比出口流速降低了26.5 %。压力损失降低了21.7%。

4.3 插入损失试验结果分析

将两种消声器安装于CG25 型单缸柴油机，并在额定转速2 200 r/min 时测量其插入损失如图10。从图10 可知，除了少数频率如：630 Hz～900 Hz 和1 250 Hz频带内插入损失略低于原装消声器外，0～2 500 Hz以大部分频带上新型耦合结构消声器插入损失均高于原装消声器，特别是200 Hz以下的低频范围内，新型耦合结构消声器的消声性能表现优异。分析图表可知新型耦合结构消声器2 500 Hz内的平均插入损失为11.26 dB，与原装消声器平均插入损失6.57 dB 相比高了4.69 dB。CG25 型单缸柴油机目标消声频段200 Hz 以内新型耦合结构消声器的平均插入损失为13.38 dB，与原装消声器200 Hz 以内平均插入损失6.34 dB 相比高了7.04 dB，新型耦合结构消声器在额定转速2 200 r/min时插入损失曲线明显优于原装消声器，对低频段的排气噪声控制明显优于原装消声器。

图10 2 200 r/min插入损失对比

通过对新型耦合结构消声器压力损失和插入损失的研究发现，该型消声器在消声器设计中两项主要性能参数的表现上均优于原装消声器。

5 结语

（1）本文进行了分流气体对冲降速的理论分析，验证了采用分流气体对冲结构对消声器内部气流降速的可行性，将压力损失作为评价所研究消声器空气动力学性能的指标。通过预仿真选定新型耦合结构消声器耦合单元的各结构的优化参数，确定了消声器结构。

（2）通过仿真结果确定新型消声器内部流场情况，由速度场仿真结果可知新型耦合结构消声器在对冲腔内，气流速度显著降低，由进入对冲腔时的27.6 m/s 降低到对冲腔内14.3 m/s。压力场结果分析可知，新型耦合结构消声器可降低排气背压，即可以抑制柴油机的功率损失，入口气流速度为30 m/s时，新型消声器压力损失与原装消声器相比降低了1 674 Pa。由湍动能场结果分析可知湍动能k值最大值主要集中在穿孔管处，而对冲腔内的k值比较小，为96.6 m2/s2，表明分流气体对冲结构并不会显著影响内部流体流动情况，对消声器内部再生噪声产生贡献较小。

（3）新型耦合结构消声器与原装消声器压力损失试验值减小21%～24%，消声器出口排气速度降低21%～26%，该结果使消声器压力损失得以有效控制，气流通过性能优于原装消声器。从内部结构的角度解决消声器设计中“矛盾问题”，验证了分流气体对冲消声单元与传统消声单元的耦合结构可以通过降低新型消声器内部气流速度来抑制压力损失、提高气流通过性能，并为后续设计新型结构消声器提供了新的思路和可能性。