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摘要：对新型的的排气净化消声器建立流场模型，利用CFD软件Fluent进行内部流场分析，本文研究的是带有内置低温等离子体装置的消声器，低温等离子体装置势必对消声器的流场特性产生巨大的影响，进一步影响柴油机的性能。通过对比分析两种不同内部结构的模型的压力场、速度场，得出内置低温等离子体对消声性能的影响。通过流场数值模拟，可以分析消声器的空气动力性能， 为消声器的设计改造起到一定的指导作用。
关键词：净化消声器，低温等离子体，空气动力性
Abstract： By establishing flow field model of the new type of exhaust purification muffler， using CFD software Fluent to analysis internal flow field， this paper studies a muffler with low temperature plasma device built-in， the low temperature plasma device will be have a great influence on the flow field characteristics， and further affect the performance of the diesel engine. Through the comparative analysis the pressure field， velocity field of the two kind of model with different internal structure， it is concluded that the built-in low temperature plasma influence on the muffler performance. Through the numerical simulation of flow field， it is convenient to analyses the muffler aerodynamic performance， and provide guides for the muffler design and transformation .
Keywords： purification muffler， low temperature plasma， air dynamic
0 前言
消声器是降低柴油机排气噪声最主要的消声降噪装置，已经广泛应用到发动机领域。但是随着排放法规的逐渐严格，又对船舶柴油机排放物提出了严格的限制措施。鉴于船上空间利用率极高，没有足够的空间安装尾气处理装置；因此，本文设计了一种内置低温等离子体的消声器，在进行降噪的同时又能够净化柴油机排气中的氮氧化物颗粒物等有害成分。考虑到柴油机的排气背压对柴油机的性能有很大的影响，所以，应着重研究消声器的空气动力性，考察其是否满足柴油机背压的要求。然后优化结构设计，使其达到最优性能。
评价消声器空气动力性的指标主要有插入损失和传递损失，传递损失主要反应消声器本身的结构性能，所以传递损失是主要的研究对象。计算消声器的传递损失主要分为时域法和频域法；但是时域法的计算量比较大，在实际的计算中并不常用。频域法分为解析法和数值法，解析法中一维的传递矩阵法较为常用，但只能预测中低频的传递损失，而且对于复杂腔体的消声器，其计算十分复杂，通常不易求解。所以三维数值法较为常用，分为有限元和边界元，有限元在计算带有吸声材料及穿孔管的传递损失有较大优势，而边界元在处理带有吸声材料的消声器比较困难。
本文在详细研究基本消声器的消声规律和空气动力特性基础上，应用计算流体力学软件Fluent建立了流场的有限元模型，通过仿真计算得出消声器的传递损失，分析消声器内部流速、声压分布情况，并且根据结果分析了排气系统的空气动力性能[1]。为实际工程应用提供参考和依据。
1 理论模型
1.1 基本假设
（1）假设介质为理想流体，流体无黏性，声波在介质中传播没有能量损耗。
（2）假设介质在是静态的，且介质是均匀的。
（3）假设声波的传播是绝热过程，即介质与相邻邻的部分如壳体不会产生热交换。
（4）假设声波在介质中传播是小振幅传播，介质中声场的参数都是一阶变量，可以用线性波动方程来求解。
1.2 基本模型
采用三维建模软件UG建立净化消声器的物理模型。图1（a），（b）为此消声器结构示意图， 此消声器采用进出口中心线不在同一直线上，低温等离子体内置在消声器的前端。
图1（a），（b）的区别是，图（b）在低温等离子体的第一个放电圆盘前部采用流线型流道，增强气体的流畅性。由6135s柴油机排气口直径为80mm，根据降噪要求取扩张比m=20，有m= [S2] [S1]得出扩张腔直径D1=357.8mm，其中S1为扩张腔截面积，S2为入口管截面积。根据测得的噪声频谱得出在125Hz处存在一峰值，利用fmax=得出扩张腔的长度L=680mm。
2 空气动力性分析
2.1 速度场分布
消声器中排气速度对消声性能的影响主要体现在以下两个方面：气流速度的方向和大小影响气流中声波的传播，进一步影响声波在消声器中传播时的衰减规律；另一方面气流本身的湍流运动产生涡流噪声和固体构件的受迫振动要产生的噪声，统称为“气流再生噪声”。[2]
图2（a），（b）为两种不同结构下消声器入口流速v = 40m/s时的速度矢量云图。由图可以看出： 气流由消声器入口经低温等离子盘边缘从第一腔进入第二腔，由出口管流出， 进入第一腔，由于扩张管的作用，速度降低，流入第二腔后，由于流体的充分扩流，速度进一步降低，再出口处又有明显增大的趋势。整体速度分布比较均匀。 2.2 压力场分布
消声器的压力损失主要包括消声器内通道拐角、截面突变等局部结构变化导致气流流动状态改变所产生的局部压力损失和消声器内通道壁面与气流摩擦所产生的摩擦压力损失。 而局部压力损失占主要地位。[3]
从图3中可以看到，未设导流装置的消声器，气体从进气口进入后，在第一个低温等离子盘处产生较大压力，达到最大值，气体在此处产生较大涡流，一定程度上增加生成再生噪声的可能性，存在较大的压力损失，严重影响柴油机的效率。相对于消声器的前半部分，由于后半部分有较大的扩流空间，所以压力分布比较均匀。装设导流装置的消声器，很明显看到气体在进入消声器后，在导流装置的作用下顺利流入消声器的后半部分，压力损失明显减小。因此，导流装置能降低消声器的压力损失，不会对柴油机的性能产生较大影响。
2.3 压力损失
当气流经过消声器内部时，由于沿程摩擦阻力阻力损失和截面变化时局部阻力损失的存在，在出口端会存在一定的压力损失。对于简单的扩张消声器来说，局部阻力损失为主要部分，远大于摩擦阻力损失，而在进行理论计算时，只考虑局部损失。
局部损失计算公式：
式中，ξ为阻力损失系数，S1和S2分别为管道和扩张腔横截面积[4]。
有以上公式计算两种消声器在入口速度为20m/s、30 m/s、40 m/s、50 m/s、60 m/s时的阻力损失，如表1所示：
把消声器网格模型导入到Fluent中，进行消声器的流场仿真。依据消声器的工况对边界条件进行设置。入口速度依次为20m/s、30 m/s、40 m/s、50 m/s、60 m/s；出口设置为0压力边界条件；壁面采用无滑移速度壁面，采用标准的壁面函数计算网格上的物理量。为了提高计算精度，扩散项采用中心差分格式离散，对流项采用二阶迎风格式离散，选用Simplec算法求解控制方程，考虑流体粘性的影响。
计算得到的压力损失理论值和仿真值如图4所示。从图中可知，仿真值略大于计算值，且大致与速度的平方成正比。当流速较高时消声器内部为充分发展的湍流，其阻力已进入湍流阻力的二次方区域。在不考虑壁面摩擦造成的摩擦损失的情况下，管道截面的突变是造成压力损失的主要原因。另一方面，消声器的压力损失与湍流也有一定关系。随着流速的逐渐增大，由管口射流产生的涡流和回流也逐渐增强。而涡流的存在又阻碍了气流的流动，造成压力损失的进一步增大。造成经验公式计算的阻力损失与仿真值有一定误差的原因是，经验公式是基于管道充分发展的基本假设，即流体从窄的管道流入到扩张管时充分发展，但是由于消声器长度的限制以及流体粘度的影响，流体没有充分的扩流。
由图4可知，理论值与仿真值相差不大，所以用fluent计算消声器的压力损失有较高的准确性。而且未设导流装置的消声器压力损失明显大于设有导流装置的消声器的压力损失。利用数值仿真给工程设计带来方便。
3 结论
通过建立不同结构的消声器有限元模型，运用Fluent分析导流装置对消声器传递损失的影响，从压力损失曲线图得出仿真结果能够比较准确地反映实际情况，而且加装导流装置使消声器的空气动力特性方面得到了改善，很大程度上降低了消声器的压力损失，从而降低背压对消声器性能的影响。
参考文献
[1] 王福军。计算流体动力学分析。清华大学出版社，2011.
[2] 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.
[3] Optimization of Multi-Chamber Mufflers with Reverse-Flow Ducts by Algorithm of Simulated Annealing， Ying-Chun CHANG， Min-Chie CHIU， ARCHIVES OF ACOUSTICS， Arch. Acoust， 35， 1， 1333 （2010）.
[4] Acoustic attenuation performance of perforated dissipative mufflers with empty inlet/outlet extensions， F.D. Denia， A. Selamet， F.J. Fuenmayora， R. Kirby， Journal of Sound and Vibration 302 （2007） 1000-1017，2007
作者简介：王志刚，1989年生，上海海事大学船舶与海洋工程专业研究生，从事船用柴油机排气净化消声方面的研究。
关键词：净化消声器，低温等离子体，空气动力性
Abstract： By establishing flow field model of the new type of exhaust purification muffler， using CFD software Fluent to analysis internal flow field， this paper studies a muffler with low temperature plasma device built-in， the low temperature plasma device will be have a great influence on the flow field characteristics， and further affect the performance of the diesel engine. Through the comparative analysis the pressure field， velocity field of the two kind of model with different internal structure， it is concluded that the built-in low temperature plasma influence on the muffler performance. Through the numerical simulation of flow field， it is convenient to analyses the muffler aerodynamic performance， and provide guides for the muffler design and transformation .
Keywords： purification muffler， low temperature plasma， air dynamic
0 前言
消声器是降低柴油机排气噪声最主要的消声降噪装置，已经广泛应用到发动机领域。但是随着排放法规的逐渐严格，又对船舶柴油机排放物提出了严格的限制措施。鉴于船上空间利用率极高，没有足够的空间安装尾气处理装置；因此，本文设计了一种内置低温等离子体的消声器，在进行降噪的同时又能够净化柴油机排气中的氮氧化物颗粒物等有害成分。考虑到柴油机的排气背压对柴油机的性能有很大的影响，所以，应着重研究消声器的空气动力性，考察其是否满足柴油机背压的要求。然后优化结构设计，使其达到最优性能。
评价消声器空气动力性的指标主要有插入损失和传递损失，传递损失主要反应消声器本身的结构性能，所以传递损失是主要的研究对象。计算消声器的传递损失主要分为时域法和频域法；但是时域法的计算量比较大，在实际的计算中并不常用。频域法分为解析法和数值法，解析法中一维的传递矩阵法较为常用，但只能预测中低频的传递损失，而且对于复杂腔体的消声器，其计算十分复杂，通常不易求解。所以三维数值法较为常用，分为有限元和边界元，有限元在计算带有吸声材料及穿孔管的传递损失有较大优势，而边界元在处理带有吸声材料的消声器比较困难。
本文在详细研究基本消声器的消声规律和空气动力特性基础上，应用计算流体力学软件Fluent建立了流场的有限元模型，通过仿真计算得出消声器的传递损失，分析消声器内部流速、声压分布情况，并且根据结果分析了排气系统的空气动力性能[1]。为实际工程应用提供参考和依据。
1 理论模型
1.1 基本假设
（1）假设介质为理想流体，流体无黏性，声波在介质中传播没有能量损耗。
（2）假设介质在是静态的，且介质是均匀的。
（3）假设声波的传播是绝热过程，即介质与相邻邻的部分如壳体不会产生热交换。
（4）假设声波在介质中传播是小振幅传播，介质中声场的参数都是一阶变量，可以用线性波动方程来求解。
1.2 基本模型
采用三维建模软件UG建立净化消声器的物理模型。图1（a），（b）为此消声器结构示意图， 此消声器采用进出口中心线不在同一直线上，低温等离子体内置在消声器的前端。
图1（a），（b）的区别是，图（b）在低温等离子体的第一个放电圆盘前部采用流线型流道，增强气体的流畅性。由6135s柴油机排气口直径为80mm，根据降噪要求取扩张比m=20，有m= [S2] [S1]得出扩张腔直径D1=357.8mm，其中S1为扩张腔截面积，S2为入口管截面积。根据测得的噪声频谱得出在125Hz处存在一峰值，利用fmax=得出扩张腔的长度L=680mm。
2 空气动力性分析
2.1 速度场分布
消声器中排气速度对消声性能的影响主要体现在以下两个方面：气流速度的方向和大小影响气流中声波的传播，进一步影响声波在消声器中传播时的衰减规律；另一方面气流本身的湍流运动产生涡流噪声和固体构件的受迫振动要产生的噪声，统称为“气流再生噪声”。[2]
图2（a），（b）为两种不同结构下消声器入口流速v = 40m/s时的速度矢量云图。由图可以看出： 气流由消声器入口经低温等离子盘边缘从第一腔进入第二腔，由出口管流出， 进入第一腔，由于扩张管的作用，速度降低，流入第二腔后，由于流体的充分扩流，速度进一步降低，再出口处又有明显增大的趋势。整体速度分布比较均匀。 2.2 压力场分布
消声器的压力损失主要包括消声器内通道拐角、截面突变等局部结构变化导致气流流动状态改变所产生的局部压力损失和消声器内通道壁面与气流摩擦所产生的摩擦压力损失。 而局部压力损失占主要地位。[3]
从图3中可以看到，未设导流装置的消声器，气体从进气口进入后，在第一个低温等离子盘处产生较大压力，达到最大值，气体在此处产生较大涡流，一定程度上增加生成再生噪声的可能性，存在较大的压力损失，严重影响柴油机的效率。相对于消声器的前半部分，由于后半部分有较大的扩流空间，所以压力分布比较均匀。装设导流装置的消声器，很明显看到气体在进入消声器后，在导流装置的作用下顺利流入消声器的后半部分，压力损失明显减小。因此，导流装置能降低消声器的压力损失，不会对柴油机的性能产生较大影响。
2.3 压力损失
当气流经过消声器内部时，由于沿程摩擦阻力阻力损失和截面变化时局部阻力损失的存在，在出口端会存在一定的压力损失。对于简单的扩张消声器来说，局部阻力损失为主要部分，远大于摩擦阻力损失，而在进行理论计算时，只考虑局部损失。
局部损失计算公式：
式中，ξ为阻力损失系数，S1和S2分别为管道和扩张腔横截面积[4]。
有以上公式计算两种消声器在入口速度为20m/s、30 m/s、40 m/s、50 m/s、60 m/s时的阻力损失，如表1所示：
把消声器网格模型导入到Fluent中，进行消声器的流场仿真。依据消声器的工况对边界条件进行设置。入口速度依次为20m/s、30 m/s、40 m/s、50 m/s、60 m/s；出口设置为0压力边界条件；壁面采用无滑移速度壁面，采用标准的壁面函数计算网格上的物理量。为了提高计算精度，扩散项采用中心差分格式离散，对流项采用二阶迎风格式离散，选用Simplec算法求解控制方程，考虑流体粘性的影响。
计算得到的压力损失理论值和仿真值如图4所示。从图中可知，仿真值略大于计算值，且大致与速度的平方成正比。当流速较高时消声器内部为充分发展的湍流，其阻力已进入湍流阻力的二次方区域。在不考虑壁面摩擦造成的摩擦损失的情况下，管道截面的突变是造成压力损失的主要原因。另一方面，消声器的压力损失与湍流也有一定关系。随着流速的逐渐增大，由管口射流产生的涡流和回流也逐渐增强。而涡流的存在又阻碍了气流的流动，造成压力损失的进一步增大。造成经验公式计算的阻力损失与仿真值有一定误差的原因是，经验公式是基于管道充分发展的基本假设，即流体从窄的管道流入到扩张管时充分发展，但是由于消声器长度的限制以及流体粘度的影响，流体没有充分的扩流。
由图4可知，理论值与仿真值相差不大，所以用fluent计算消声器的压力损失有较高的准确性。而且未设导流装置的消声器压力损失明显大于设有导流装置的消声器的压力损失。利用数值仿真给工程设计带来方便。
3 结论
通过建立不同结构的消声器有限元模型，运用Fluent分析导流装置对消声器传递损失的影响，从压力损失曲线图得出仿真结果能够比较准确地反映实际情况，而且加装导流装置使消声器的空气动力特性方面得到了改善，很大程度上降低了消声器的压力损失，从而降低背压对消声器性能的影响。
参考文献
[1] 王福军。计算流体动力学分析。清华大学出版社，2011.
[2] 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.
[3] Optimization of Multi-Chamber Mufflers with Reverse-Flow Ducts by Algorithm of Simulated Annealing， Ying-Chun CHANG， Min-Chie CHIU， ARCHIVES OF ACOUSTICS， Arch. Acoust， 35， 1， 1333 （2010）.
[4] Acoustic attenuation performance of perforated dissipative mufflers with empty inlet/outlet extensions， F.D. Denia， A. Selamet， F.J. Fuenmayora， R. Kirby， Journal of Sound and Vibration 302 （2007） 1000-1017，2007
作者简介：王志刚，1989年生，上海海事大学船舶与海洋工程专业研究生，从事船用柴油机排气净化消声方面的研究。