挖掘机排气消声器的cfd仿真及流场分析

1、挖掘机排气消声器的cfd仿真及流场分析0引言消声器主要用来降低发动机的进排气噪声，其设计水平的提高对于 提升工程机械整机质量有重要的意义。压力损失是评价消声器空 气动 力性能的重要技术参数，其数值大小反映了发动机的效率。在“节能 减排”的国际大环境下，考虑消声性能的同时，消声器对发 动机性能 的影ii向研究也被越来越多地涉及，这样能有效地降低发 动机的功率 损失，提高发动机的效率，减少能源损耗。20世纪50年代后期开始，多位学者对消声器的传递特性及声场 进 行了研究，craggsa最早将有限元方法应用于声学领域，证实了有限元 法是一种非常有效的研究复杂结构消声器的方法。胡效东利用计算流 体力学

2、方法对消声器的压力损失进行了较多的研究，作者 也利用cfd 的方法对消声器的压力损失进行了一系列研究。本文利用计算流体力学方法，在特定的发动机转速下，对某挖掘机 排气消声器的压力损失进行仿真研究，通过对局部重点部位的分 析, 对消声器的空气动力性能进行研究，研究不同入口气流流速对 消声器压力损失的影响，并对消声器的空气动力性能进行了评测。1挖掘机的技术参数该挖掘机是国内某工程机械厂家的产品，产品为履带式全液压挖掘 机，表1为该型号挖掘机发动机的相关参数。2消声器的内部结构图1为该挖掘机使用的排气消声器的结构简图。该消声器为三扩 张腔结构，其中第一、二、三腔长度分别为120、210、120mm。

3、消声器 的扩张腔直径为100mm,总长度为471mm，主要采用穿孔管消声结构。 发动机排气噪声以中 高频噪声为主，因此消声结构主要采用穿孔管 消声结构，第一腔、第二腔前半段 第二腔后半段、 第四腔内穿孔管 的穿孔率分别为3.7%、11.2%、1l9%、11.2%,均较低，这在一定程度 上有利于高频排气噪声的衰减。为增大气流的流 通而积，降低气流的 流通速度，穿孔管的左右两端面以及中间隔板均为穿孔板结构，穿孔 板上的小孔以正方形分布，穿孔率为11.8%o3消声器的cfd仿真计算分析利用三维建模软件gambit建立消声器的三维模型，进行网格划 分；在设定出入口类型后，生成消声器的仿真模型；在计算模

4、块fluent中对导入的仿真模型进行求解方法的选择、求解器的选取、边界条件的设置等步骤后，进行消声器流场的仿真计算，并对计算结果 进行后处理分析。3.1仿真网格模型及边界条件划分网格时，elements选择tet/hybrid, type选择tgrid,并进行网格检查。穿孔位置是消声器内部流场中需要重点研究的区域，该消声器存 在大量穿孔结构，因此对物理模型采用“区域法”的网格划分方法;对穿孔管及附近区域采用较细的网格；而其余位 置采用较粗糙的网 格。图2为消声器的仿真网格模型，可以看出，在穿孔管附近的圆柱范围内，采用了较小的网格单元，其余区域则为较大的网格单元。这是 因为穿孔管穿孔的尺寸较小，

5、能在保证精度的同时提高仿真计算的速 度。计算方法采用segregated/implicit非耦合隐式求解算法，流体为steady 定常流动。考虑质量守恒 动量守恒和能量守恒三大定 律，选择标准 湍流模型，启动energy能量方程。控制方程求解采用simple算法，选 用一阶迎风差分格式，内部流体选用空气。定义边界条件时，环境气 压设为标准大气压，忽略重力的影响，入口为速度入口形式(velocity inlet),入口流速为37m s 1,入口温度为813k,水力直径为25mm，消声器壁厚度为1.5mm,材料为q235a0出口形式为压力出口边界条件(pressureoutlet),表压强设为0,

6、温度为300k,环境温度为常温。初始化后，进行消声器的cfd仿真计算，进行计算结果后处理分析，研究消 声器流场的相关特性。3. 2仿真计算后处理分析内部流场及压力场分析是研究内部速度场、压力场分布特点以及相互关系的重要途径，对于消声器空气动力性能的研究有重要作用。321消声器的内部流场分析图3为入口流速为37m s-1时挖掘机消声器纵切面(z=0)上 气流 速度场的分布情况。可以看出，气流从入口进入第一腔后，通过该腔 内的一排圆周穿孔和左端穿孔板上的穿孔进入穿孔管。由于穿孔面积 很小，即穿孔率很小，仅为3. 7%,导致第一腔穿孔处的气体流速急剧增大，部分穿孔处的速度甚至达到7200m -s-1

7、以上，流域 内气流的最大速度达到了 293.4766m s-1,这会导致该处产生强烈的气 流再生噪声并造成很大的压力损失。而后流通面积增大，第二 三腔内 穿孔管穿孔率增大，气流速度虽然迅速降低，但是在第二腔穿孔管内部 最大气流速度也达到了 68.9670m-s1,出口处气流速度为57. 2279m- slo在第二腔内从穿孔管喷射入第二腔的射流区域、第二段穿孔管左侧以及从右侧进入第四腔的流域内产生了比较明显的射流形状，流体自 管口内结构向外喷射所形成的流动称为射流，一般出口处速度较大且呈 湍流状态。总体说来，消声器内部气体流速的分布除小部分区域较低 外，穿孔管及烟筒出气口内插管附近气流速度均比较

8、高，都达到50m-s-l以上，各区域 的速度很不均匀，总体呈现“憋气”状态。穿孔管处的压力损失随着人口流速的增大而增大，因此本着降低压 力损失、获得良好空气动力性能的原则，消声器结构应该使内部的气流 速度尽量降低。研究发现，该消声器大部分区域的气流速度都很高，导 致内部气流的通畅j性较差，空气动力性能较差。322消声器的内部压力场分析压力损失为消声器出、入口全压之差，内部流场局部点的全压值 对消声器内部结构对压力损失的影响研究有重要作用。图4为入口流速为37m - s1时消声器纵切而（z=0）上的全压力分布情况。可以看出，内部各腔的全压值变化差别比较明显，消声器内部10个点的全压值见表2o从表

9、2可以看出，第一腔内气流进入穿孔管前后的全压值分别为 113790、39016pa,位置1、2处的穿孔是产生压力损失最大的地方，达到 774774pao相比而言，第一段穿孔管内部产生的压力损失不大（10855pa），从第一段穿孔管内部位置3进入第二腔位置4产生的压 力损失为10854pa,小于1、2处的压力损失，主要是因为该处气流速度 要小得多。第二腔内的压力大致相同，出口处全压值为1627.8pa,人口 处全压值为113790pa,该消声器的压力损失为u2160pa,由此可以断定， 消声器产生的压力损失是非常大的。3. 2. 3人口流速对消声器压力损失的影响不同的入口气流速度导致消声器的压力

10、损失变化较大，因此研究压 力损失随消声器入口流速的变化情况就非常必要。图5为入口流速分别为10、20、30、40-100m s1时，消声器压力 损失的变化情况。入口流速为10m-s1时，该消声器的压力损失就 己经达到了 7655. 7557pa,入口流速为100m s1时，压 力损失甚至超 过了 810kpa,随着人口流速的增大，压力损失呈类似抛物线规律增大。分析速度场发现，气体的最大速度达到了 293.4766m - s1,b经大 大超过了当时声速（声波在813k时的传播速度为571. 8244m - s1） 的0.3倍（即171.5473m s1）。按照工程实践中对“不可压缩流 体”的界定，此时的流体己不可再视为不可压缩流体。内部气流速度过 大会大大增加压力损失，也会产生气流再生噪声，在增大消声器压力损 失的同时又影响了消声效果。该消声器的空气动力性能非常差，应对结 构进行优化，以降低压力损失，改善消声器的空气动力性能。4结语主要对某挖掘机用消声器的内部流场进行了仿真分析，分析了典 型 入口条件下内部气流的速度场及压力场的分布，研究了入口流速 对压力损失的影响，得到了以下具体结论。(1)研究证实，当流体的速