楊衛(wèi)國
(海軍駐上海地區(qū)艦艇設(shè)計研究軍事代表室 上海200011)
在船舶動力裝置中,發(fā)動機排氣噪聲是主要的噪聲源之一,因此必須對排氣系統(tǒng)配置消音設(shè)備進(jìn)行降噪[1]。隨著現(xiàn)代科技的發(fā)展,船舶使命任務(wù)多樣化,特別是近年來隨著噴水推進(jìn)裝置的應(yīng)用,小噸位大功率高航速船舶得到較大發(fā)展。由于高速船舶空間緊張,大功率發(fā)動機設(shè)備布置空間受限,為了在確保性能的前提下解決好各方面矛盾,消音設(shè)備只能特殊設(shè)計,以解決消音器布置、降噪指標(biāo)及背壓損失間的矛盾。由于數(shù)值模擬具有成本低、效率高、周期短的優(yōu)點,并且能提前預(yù)測,因此在工程實踐中得到了日益廣泛的應(yīng)用[2-5]。本文介紹一款船舶主推進(jìn)柴油機特殊排氣消音器的設(shè)計,解決了狹小空間的布置矛盾,并采用Fluent軟件模擬排氣系統(tǒng)內(nèi)部流場、計算排氣系統(tǒng)流動阻力損失,結(jié)果滿足不大于2 200 Pa的系統(tǒng)阻力設(shè)計要求。
圖1是原發(fā)動機排氣系統(tǒng)布置方案圖。
圖1 原發(fā)動機設(shè)備結(jié)構(gòu)設(shè)計圖
柴油機增壓器出口是541 mm×208 mm的方形管口,需要2個方變圓異徑管將排氣管變?yōu)棣?00圓管,然后匯合,再經(jīng)φ850排氣管排出舷外。由于實際空間的限制,圖1這種傳統(tǒng)的布置方式將無法安裝排氣消音器。該船主機功率在5 000 kW,排氣噪聲量級高,若不安裝排氣消音器,則對環(huán)境影響嚴(yán)重。為了在有限空間內(nèi)對排氣系統(tǒng)進(jìn)行合理布局并改善排氣系統(tǒng)噪聲排放水平,本文根據(jù)原方案中φ600圓管彎管所占用的寬度,將舷側(cè)φ850排出口進(jìn)行適當(dāng)調(diào)整,設(shè)計了一款異形主機排氣消音器,消音器布置空間為3 700 mm×2 000 mm×1 300 mm,其布置如圖2所示。
圖2 異形主機排氣消音器
由于消音器是根據(jù)機艙空間量身定制,這樣的布置方式不僅解決了傳統(tǒng)消音器及排氣系統(tǒng)在本船無法布置的不足,同時可有效提高主機排氣噪聲的控制水平。但為了達(dá)到理想的設(shè)計航速,要求主機排氣系統(tǒng)阻力控制在不大于2 200 Pa的設(shè)計范圍內(nèi)。
采用Fluent軟件對所設(shè)計的結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行模擬,需要建立數(shù)學(xué)模型。流體作為物質(zhì)的一種運動形態(tài),必須遵循客觀規(guī)律,如質(zhì)量守恒、動量守恒、能量守恒等,這些規(guī)律可以通過數(shù)學(xué)公式來表示[3],對流體流動利用Boussinesq渦旋粘性假設(shè),忽略質(zhì)量力的可壓縮粘性氣體,排氣系統(tǒng)內(nèi)流體運動Navier-Stokes方程組描述如下:
·連續(xù)方程
·能量方程
·狀態(tài)方程
·湍流方程
湍流方程采用k-ε方程,其中忽略了重力影響,決定于浮力的湍流生成G設(shè)為0,得到其輸運方程為:
式中:ρ為氣體密度;ui為氣體速度分量;p為氣體壓力;e為單位質(zhì)量的內(nèi)能;k為熱傳導(dǎo)系數(shù);τij為粘性應(yīng)力張量;T為溫度;μ為動力粘性系數(shù);μT為渦旋粘性系數(shù),μT=ρCμ;Gk為湍動能,Gk=μTS2,式中)。 根據(jù) Launder B E等人的推薦值及后來學(xué)者實驗驗證,湍流模型常數(shù)取值為:C1ε=1.44,C2ε=1.92,Cμ=0.09,σk=1.0,σε=1.3。
要進(jìn)行數(shù)值模擬首先要劃分網(wǎng)格,網(wǎng)格劃分的質(zhì)量也影響計算的收斂性。針對主機消音系統(tǒng)建立計算模型,包括消音器進(jìn)口下端的方變圓、消音器以及消音器出口后的排氣管路(見圖3),并對計算域進(jìn)行網(wǎng)格劃分。
圖3 排氣系統(tǒng)計算模型
非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格具有優(yōu)越的幾何靈活性,可以擬合任意的復(fù)雜形狀,其隨機的數(shù)據(jù)結(jié)構(gòu)有利于進(jìn)行網(wǎng)格自適應(yīng),而結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格適用于結(jié)構(gòu)規(guī)則的區(qū)域。由于計算模型結(jié)構(gòu)復(fù)雜,在消音器內(nèi)部采用了非結(jié)構(gòu)混合的網(wǎng)格,網(wǎng)格劃分如圖4所示。
圖4 排氣系統(tǒng)計算網(wǎng)格圖
根據(jù)增壓器出口廢氣流量21.2 m3/s以及氣流平均密度0.58 kg/m3,可以計算出排氣質(zhì)量流量為12.3 kg/s。由于有兩個進(jìn)口,因此取進(jìn)口質(zhì)量流量為6.15 kg/s;出口設(shè)為壓力出口,取一個大氣壓為出口背壓,在計算中此值設(shè)置為參考壓力;壁面條件設(shè)置為壁面無滑移。
排氣系統(tǒng)內(nèi)部結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜,產(chǎn)生局部阻力損失的部位較多。為了計算不同部位阻力損失大小,因此需要取一些截面壓力進(jìn)行監(jiān)測。本文除入口和出口外,還取了6個內(nèi)部截面,如圖2所示。
根據(jù)模擬結(jié)果可得排氣消音器各部分壓力及壓力損失,如表1所示。
表1 排氣系統(tǒng)各部分總壓損失表
為了考核主機排氣消音器本身的阻力性能,在入口流場均勻的情況下,計算得到主機排氣消音器的阻力損失約為932 Pa;由于方變圓長度較小,導(dǎo)致消音器入口處流場不均勻,使得消音器的阻力損失有所增加,系統(tǒng)匹配計算中消音器的阻力約為1 302 Pa。
總體而言,在入口流場均勻的情況下,估算排氣系統(tǒng)總的阻力約為1 571 Pa,在入口流場不均勻的情況下,計算排氣系統(tǒng)總阻力約為1 941 Pa。
圖5和圖6分別顯示了排氣系統(tǒng)內(nèi)部截面速度和壓力分布,可以看出在入口處速度較高,進(jìn)入膨脹通道后,直接沖擊在頂板上,造成流場速度不均,在進(jìn)入右邊的膨脹腔后,速度降低且變均勻,在彎頭及截面突變處,壓力變化較大,說明阻力損失主要受局部阻力影響。
圖5 排氣系統(tǒng)內(nèi)部速度截面分布
圖6 排氣系統(tǒng)內(nèi)部靜壓截面分布
圖7和圖8分別是排氣系統(tǒng)內(nèi)部截面速度和壓力分布,可以看出由于內(nèi)部導(dǎo)流板的作用,形成了多腔細(xì)連通道,增加了膨脹腔數(shù)目,有利于消減噪聲。
圖7 排氣系統(tǒng)內(nèi)部速度截面分布
圖8 排氣系統(tǒng)內(nèi)部靜壓截面分布
從上述計算結(jié)果可以看出:在消音器入口流場均勻的情況下,消音器本體阻力約為932 Pa,排氣系統(tǒng)總阻力約為1 571 Pa;因消音器入口流場不均勻,消音器阻力約為1 302 Pa,總阻力約為1 941 Pa。經(jīng)試航測量,在有效降低排氣噪聲的情況下,主機排氣系統(tǒng)總阻力約為1 600 Pa,說明消音器在實際工作中入口流場比較均勻。因此,所設(shè)計的消音器及整個排氣系統(tǒng)的阻力能滿足不大于2 200 Pa設(shè)計使用要求。
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