楊衛(wèi)國

（海軍駐上海地區(qū)艦艇設計研究軍事代表室 上海200011）

0 引 言

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)配置消音設備進行降噪［1］。隨著現(xiàn)代科技的發(fā)展，船舶使命任務多樣化，特別是近年來隨著噴水推進裝置的應用，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，消音設備只能特殊設計，以解決消音器布置、降噪指標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，并且能提前預測，因此在工程實踐中得到了日益廣泛的應用［2-5］。本文介紹一款船舶主推進柴油機特殊排氣消音器的設計，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)內部流場、計算排氣系統(tǒng)流動阻力損失，結果滿足不大于2 200 Pa的系統(tǒng)阻力設計要求。

1 排氣系統(tǒng)相關結構設計方案

圖1是原發(fā)動機排氣系統(tǒng)布置方案圖。

圖1 原發(fā)動機設備結構設計圖

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)境影響嚴重。為了在有限空間內對排氣系統(tǒng)進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φ850排出口進行適當調整，設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。但為了達到理想的設計航速，要求主機排氣系統(tǒng)阻力控制在不大于2 200 Pa的設計范圍內。

2 排氣消音器流場數(shù)值模擬

2.1 數(shù)學模型

采用Fluent軟件對所設計的結構方案進行模擬，需要建立數(shù)學模型。流體作為物質的一種運動形態(tài)，必須遵循客觀規(guī)律，如質量守恒、動量守恒、能量守恒等，這些規(guī)律可以通過數(shù)學公式來表示［3］，對流體流動利用Boussinesq渦旋粘性假設，忽略質量力的可壓縮粘性氣體，排氣系統(tǒng)內流體運動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為單位質量的內能；k為熱傳導系數(shù)；τij為粘性應力張量；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。

2.2 物理模型

要進行數(shù)值模擬首先要劃分網格，網格劃分的質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），并對計算域進行網格劃分。

圖3 排氣系統(tǒng)計算模型

非結構化網格具有優(yōu)越的幾何靈活性，可以擬合任意的復雜形狀，其隨機的數(shù)據(jù)結構有利于進行網格自適應，而結構化網格適用于結構規(guī)則的區(qū)域。由于計算模型結構復雜，在消音器內部采用了非結構混合的網格，網格劃分如圖4所示。

圖4 排氣系統(tǒng)計算網格圖

2.3 邊界條件

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，可以計算出排氣質量流量為12.3 kg/s。由于有兩個進口，因此取進口質量流量為6.15 kg/s；出口設為壓力出口，取一個大氣壓為出口背壓，在計算中此值設置為參考壓力；壁面條件設置為壁面無滑移。

3 計算結果分析

3.1 排氣系統(tǒng)阻力計算結果

排氣系統(tǒng)內部結構比較復雜，產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行監(jiān)測。本文除入口和出口外，還取了6個內部截面，如圖2所示。

根據(jù)模擬結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。

3.2 流場結果分析

圖5和圖6分別顯示了排氣系統(tǒng)內部截面速度和壓力分布，可以看出在入口處速度較高，進入膨脹通道后，直接沖擊在頂板上，造成流場速度不均，在進入右邊的膨脹腔后，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)內部速度截面分布

圖6 排氣系統(tǒng)內部靜壓截面分布

圖7和圖8分別是排氣系統(tǒng)內部截面速度和壓力分布，可以看出由于內部導流板的作用，形成了多腔細連通道，增加了膨脹腔數(shù)目，有利于消減噪聲。

圖7 排氣系統(tǒng)內部速度截面分布

圖8 排氣系統(tǒng)內部靜壓截面分布

4 結 論

從上述計算結果可以看出：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設計使用要求。

［1］張俊佳.船用柴油機排氣消聲器聲學及流動特性研究［D］.哈爾濱：哈爾濱工程大學碩士學位論文，2008.

［2］王少康.消聲器內三維流動的數(shù)值模擬研究［D］.長春：吉林大學碩士學位論文.

［3］劉鵬飛.汽車排氣系統(tǒng)的聲學性能及流場特性的樹枝分析研究［D］.合肥：合肥工業(yè)大學碩士學位論文.

［4］黃華.基于Fluent的消聲器設計及校核計算［J］.南通航運職業(yè)技術學院學報，2010，9（2）：50-54.

［5］陳濤，胡霖，黎南.船用柴油機排氣冷卻消聲器流體與消聲特性［J］.中國艦船研究.2010，5（4）：47-51.

［6］王福軍.計算流體力學分析—CFD軟件原理與應用［M］.北京：清華大學出版社，2004.