歧管式催化器排氣系統(tǒng)流場(chǎng)優(yōu)化及氣動(dòng)噪聲預(yù)測(cè)*

盧熾華 馮 展 劉志恩 吳海濤

(武漢理工大學(xué)現(xiàn)代汽車(chē)零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室1) 武漢 430070)(武漢理工大學(xué)汽車(chē)零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心2) 武漢 430070) (歐源動(dòng)力科技有限公司3) 武漢 430074)

歧管式催化器通過(guò)螺栓固定在發(fā)動(dòng)機(jī)缸體上，接收來(lái)自發(fā)動(dòng)機(jī)的高溫、高速尾氣，設(shè)計(jì)時(shí)，要求其具有較好的流動(dòng)均勻性且能承受較高溫度尾氣的熱沖擊[1].催化劑載體通過(guò)襯墊固定在催化器殼體內(nèi)，催化器載體前端面的速度分布對(duì)催化器的轉(zhuǎn)化效率和耐久性都有很大影響[2].

某發(fā)動(dòng)機(jī)排量為2.0 L的SUV車(chē)型在進(jìn)行排放耐久性實(shí)驗(yàn)時(shí)尾氣污染物嚴(yán)重超標(biāo)，拆下歧管式催化器后發(fā)現(xiàn)原本封裝在內(nèi)部的催化劑載體已經(jīng)破潰消失只剩下很小的一部分.針對(duì)該問(wèn)題，對(duì)原歧管式催化器進(jìn)行重新設(shè)計(jì)，同時(shí)，該車(chē)型擬從國(guó)四排放標(biāo)準(zhǔn)升級(jí)到國(guó)五排放標(biāo)準(zhǔn)并使排氣背壓降低7 kPa，對(duì)二級(jí)催化器和排氣管道進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì).并通過(guò)Star-ccm+建立原方案和優(yōu)化方案CFD模型仿真計(jì)算來(lái)評(píng)價(jià)是否滿足優(yōu)化目標(biāo)，同時(shí)使用寬頻噪聲源模型來(lái)預(yù)測(cè)優(yōu)化前后的氣動(dòng)噪聲，保證優(yōu)化后排氣系統(tǒng)消聲效果不會(huì)惡化[3].

1 載體破裂機(jī)理分析

典型催化器由載體、催化劑、墊層、殼體四部分組成[4]，見(jiàn)圖1.載體和殼體之間是采用襯墊固定的，催化器的金屬外殼的熱膨脹系數(shù)很大，而陶瓷載體的熱膨脹系數(shù)很小，靠襯墊的膨脹和彈性加以緩沖保證載體不會(huì)松動(dòng).

圖1 催化轉(zhuǎn)化器的基本結(jié)構(gòu)

觀察整個(gè)歧管式催化器表面，未發(fā)現(xiàn)裂縫，各焊縫及殼體結(jié)構(gòu)均完好，因此結(jié)構(gòu)并未因高溫尾氣的熱沖擊和發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)沖擊出現(xiàn)破壞，由此排除了因殼體結(jié)構(gòu)破壞導(dǎo)致載體破碎的可能.原本圓柱體形狀的載體破潰后只剩下很小的一部分，因此考慮是由于高速高溫尾氣從歧管排出后直接沖擊到襯墊上，襯墊在高速高溫尾氣的長(zhǎng)時(shí)間吹蝕下最終破損使載體無(wú)法固定，在車(chē)輛行駛過(guò)程中與殼體內(nèi)壁碰撞，陶瓷材質(zhì)的載體最終破潰只剩下一小部分.

2 數(shù)值模擬研究方法

2.1 多孔介質(zhì)模型

載體內(nèi)部許多細(xì)小的方形孔道來(lái)增加反應(yīng)面積，由于摩擦損失載體會(huì)產(chǎn)生一定壓降，對(duì)載體部分用多孔介質(zhì)模型來(lái)模擬.

多孔介質(zhì)動(dòng)量方程具有附加動(dòng)量源項(xiàng)[5-6]，為

fp=-v(Pv+Pi|v|)

(1)

式中：Pv為黏性阻力系數(shù)；Pi為慣性阻力系數(shù).

對(duì)于多孔介質(zhì)流動(dòng)，Ergun方程是常用的一個(gè)壓降dp和流體流動(dòng)管道長(zhǎng)度L的經(jīng)驗(yàn)?zāi)Ｐ?，?/p>

式中：ρ為流體密度；ε為孔隙率；μ為流體黏度；Dp為多孔介質(zhì)粒子的平均直徑.

對(duì)比式(1)、(2)可得黏性阻力系數(shù)和慣性阻力系數(shù)的表達(dá)式，為

(3)

(4)

2.2 氣動(dòng)噪聲預(yù)測(cè)方法

首先使用寬頻噪聲源模型來(lái)計(jì)算主要噪聲源的位置和近似的聲壓級(jí)大小.這一步為穩(wěn)態(tài)計(jì)算，通過(guò)統(tǒng)計(jì)雷諾平均的N-S方程所獲得的湍流量，結(jié)合半經(jīng)驗(yàn)的修正Lighthill聲學(xué)分析理論，就可以模擬寬頻噪聲.在穩(wěn)態(tài)計(jì)算的基礎(chǔ)上，進(jìn)行瞬態(tài)計(jì)算，使用基于大渦模擬的直接計(jì)算聲學(xué)模型獲取測(cè)點(diǎn)的時(shí)變壓力，對(duì)其進(jìn)行快速傅里葉變換得到測(cè)點(diǎn)的聲壓級(jí)頻譜圖.

3 排氣系統(tǒng)數(shù)值模擬

3.1 排氣系統(tǒng)優(yōu)化方法

圖2為排氣系統(tǒng)優(yōu)化方法流程圖.

圖2 排氣系統(tǒng)優(yōu)化方法

3.2 CFD模型建立

建立歧管式催化器和整個(gè)排氣系統(tǒng)的CFD模型，以下簡(jiǎn)稱為模型1和模型2.模型1用來(lái)評(píng)價(jià)歧管式催化器的流動(dòng)均勻性能以及壓力損失，計(jì)算單缸排氣，即每次計(jì)算將總排氣流量加在四個(gè)歧管入口，同時(shí)封閉另外三缸歧管入口，每個(gè)方案計(jì)算四個(gè)模型.模型2用來(lái)計(jì)算排氣系統(tǒng)背壓和氣動(dòng)噪聲，由于發(fā)動(dòng)機(jī)各缸排氣時(shí)間非常短，在6 000 r/min時(shí)，一個(gè)氣缸排氣時(shí)間只有0.005 s，在如此短的時(shí)間內(nèi)，某一缸排氣引起的壓力脈動(dòng)還未傳遞到整個(gè)排氣系統(tǒng)下一缸就開(kāi)始排氣，因此，在計(jì)算排氣系統(tǒng)的背壓時(shí)將排氣流量均分至四個(gè)進(jìn)口將使仿真結(jié)果更符合實(shí)際情況.

3.3 邊界條件

計(jì)算為穩(wěn)態(tài)計(jì)算，氣源設(shè)置為理想氣體[7].湍流模型使用高雷諾數(shù)的k-ε湍流模型，湍流特征長(zhǎng)度為0.003 5 mm，為排氣歧管水力直徑的10%.湍流強(qiáng)度設(shè)置為0.03，湍流強(qiáng)度I為

(5)

式中：Re為雷諾數(shù).

入口選用質(zhì)量流量入口，在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速6 000 r/min時(shí)實(shí)驗(yàn)測(cè)得排氣流量為0.174 kg/s，排氣溫度為1 069 K.模型1和2出口均為壓力出口，壓力通過(guò)實(shí)驗(yàn)測(cè)得，模型1出口壓力為38 kPa，溫度為900 K；模型2出口壓力0 kPa，溫度500 K.其余壁面均設(shè)置為對(duì)流換熱壁面條件[8].

載體阻力系數(shù)由載體供應(yīng)商提供，0.038 mm蜂窩載體慣性阻力系數(shù)為1.47 kg·m4，黏性阻力系數(shù)為2 091 kg/(m3·s).0.025 mm蜂窩載體慣性阻力系數(shù)為2.04 kg·m4，黏性阻力系數(shù)為8 104 kg/(m3·s).

3.4 歧管式催化器評(píng)價(jià)指標(biāo)

采用速度均勻性系數(shù)(uniformity index,UI)來(lái)評(píng)價(jià)歧管式催化器內(nèi)部氣流均勻性的好壞[9]，UI的定義為

(6)

同時(shí)，引入最大速度點(diǎn)偏心率(velocity index,VI)，定義為

VI=a/R

(7)

式中：a為最大速度點(diǎn)到端面圓心的距離，m；R為端面圓的半徑，m.

UI取[0,1]，UI越大則流動(dòng)均勻性越好，1表示理想狀態(tài)下均勻流動(dòng)，0表示流體僅從一個(gè)測(cè)點(diǎn)流過(guò)，這兩種情況均為假設(shè)工況，實(shí)際上并不存在.VI取[0,1]，VI越小則表明速度點(diǎn)越靠近圓心的位置.在歧管式催化器設(shè)計(jì)中，UI值較大VI值較小是期望得到的結(jié)果.

3.5 原方案計(jì)算結(jié)果

原方案催歧管式催化器尺寸直徑×長(zhǎng)度為104 mm×60 mm，蜂窩載體38 μm，二級(jí)催化器尺寸直徑×長(zhǎng)度為118 mm×120 mm，蜂窩載體23 μm，原排氣系統(tǒng)幾何模型見(jiàn)圖3.

圖3 原排氣系統(tǒng)幾何模型

圖4為原方案幾何模型CFD模型，從右往左依次為1～4缸排氣歧管.

圖4 原方案歧管式催化器

圖5為原方案歧管式催化器載體前端面沿載體軸向速度分量云圖.UI值最高為第3缸62.5%，VI值最低為0.81，均不滿足設(shè)計(jì)要求.可以看到各缸排氣時(shí)，在載體前端面上最大速度點(diǎn)都位于端面邊緣部位，說(shuō)明發(fā)動(dòng)機(jī)尾氣從歧管出來(lái)后直接沖向了襯墊，2，3缸載體前端面速度最大值要明顯大于1，4缸，從四根歧管的走向可以發(fā)現(xiàn)，這是由于尾氣從1，4缸歧管排出時(shí)會(huì)先沖擊到擴(kuò)張腔內(nèi)壁上，有一個(gè)緩沖的過(guò)程，而2，3缸尾氣會(huì)直接沖到載體端面邊緣位置.計(jì)算結(jié)果驗(yàn)證了前文對(duì)載體破潰問(wèn)題的原因的推斷，需對(duì)歧管走向進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì).

圖5 原方案載體前端面軸向速度云圖

3.6 方案改進(jìn)

為了解決載體破碎的問(wèn)題，同時(shí)兼顧該排氣系統(tǒng)擬提高排放標(biāo)準(zhǔn)的要求，將歧管式催化器尺寸直徑×長(zhǎng)度改為118 mm×85 mm，蜂窩載體23 μm，二級(jí)催化器改直徑×長(zhǎng)度為118 mm×100 mm，蜂窩載體38 μm，對(duì)歧管式催化器進(jìn)行了重新設(shè)計(jì)，對(duì)四根歧管的走向進(jìn)行了重新布置，同時(shí)改變了進(jìn)口錐段，由于安裝空間的限制，原來(lái)較長(zhǎng)的擴(kuò)張腔現(xiàn)改為端蓋形式的擴(kuò)張腔，圖6為改進(jìn)前后對(duì)比.

圖6 歧管式催化器改進(jìn)前后對(duì)比

同時(shí)，由于需要將排氣系統(tǒng)背壓降低7 kPa，故減小二級(jí)催化器進(jìn)出口錐角，見(jiàn)圖7.將二級(jí)催化器兩端連接管道直徑統(tǒng)一改為28 mm，前消聲器至后消聲器中間排氣管道直徑從22.5改為24.5 mm.

圖7 二級(jí)催化器改進(jìn)前后對(duì)比

3.7 流動(dòng)均勻性對(duì)比

圖8為改進(jìn)方案歧管式催化器載體前端面沿載體軸向速度分量云圖，速度最大點(diǎn)都靠近載體端面中心，尾氣不會(huì)直接吹到襯墊上，不會(huì)出現(xiàn)原方案類(lèi)似問(wèn)題.

圖8 改進(jìn)方案載體前端面軸向速度云圖

同時(shí)，與原方案相比，改進(jìn)方案最大軸向速度平均值從170 m/s降低到61 m/s，尾氣在擴(kuò)張腔內(nèi)擴(kuò)散得更為均勻，利于催化劑的均勻高效利用.表1為速度均勻性原方案與改進(jìn)方案計(jì)算結(jié)果對(duì)比，改進(jìn)方案各缸排氣UI值均有提高，VI值均有降低，改進(jìn)方案的流動(dòng)均勻性更好.

表1 速度均勻性計(jì)算結(jié)果 m/s

3.8 排氣背壓對(duì)比

按照排氣系統(tǒng)主要零部件作出了排氣系統(tǒng)背壓貢獻(xiàn)圖，見(jiàn)圖9.包括歧管式催化器、二級(jí)催化器、前消聲器、前消聲器至后消聲器之間排氣管道和后消聲器，分別記為P1,P2,P3,P4和P5.由于實(shí)驗(yàn)測(cè)試是在氧傳感器處測(cè)得排氣背壓，所以在氧傳感器處取背壓模擬值與實(shí)驗(yàn)值對(duì)標(biāo).

圖9 排氣背壓貢獻(xiàn)圖

原方案前催和優(yōu)化方案后催均為38 μm載體，原方案后催和優(yōu)化方案前催均為23 μm載體，由于0.025 mm載體內(nèi)部孔道更密集，孔道直徑更小，對(duì)氣流的阻力更大,所以原方案P1段背壓明顯低于P2段，優(yōu)化方案P1段明顯高于P2段.與原方案相比，優(yōu)化方案由于增大了排氣管道直徑，內(nèi)部氣流速度降低，P3,P4段壓損也比原方案小.后消未做任何修改，因此優(yōu)化方案P5段壓損與原方案相當(dāng).

3.9 氣動(dòng)噪聲預(yù)測(cè)

選取四個(gè)測(cè)點(diǎn)對(duì)比優(yōu)化方案與原方案氣動(dòng)噪聲大小，依次為氧傳感器處、前消入口處、后消內(nèi)部和尾管處,見(jiàn)圖10.

圖10 氣動(dòng)噪聲測(cè)點(diǎn)位置

表2為使用寬頻噪聲源模型進(jìn)行穩(wěn)態(tài)計(jì)算后原方案與優(yōu)化方案四個(gè)測(cè)點(diǎn)近似聲壓級(jí)對(duì)比[10].在氧傳感器處和前消入口處，優(yōu)化方案氣動(dòng)噪聲與原方案相比有很大降低，因?yàn)榇呋鲾U(kuò)張腔的增大和排氣管道內(nèi)徑的增大，使得這兩處的流速減小導(dǎo)致氣動(dòng)噪聲減小.而在后消內(nèi)部和尾管處氣流噪聲基本保持不變.從四個(gè)測(cè)點(diǎn)聲壓級(jí)來(lái)看優(yōu)化方案并未使氣動(dòng)噪聲增大.

表2 測(cè)點(diǎn)近似聲壓級(jí)對(duì)比 dB

圖11為測(cè)點(diǎn)1～4的聲壓級(jí)頻譜圖.在1 000 Hz以內(nèi)，優(yōu)化方案四個(gè)測(cè)點(diǎn)的聲壓級(jí)均有高于原方案的頻率段.在1 000～5 000 Hz頻率段內(nèi)，優(yōu)化方案四個(gè)測(cè)點(diǎn)的聲壓級(jí)均低于原方案.可以得出結(jié)論，優(yōu)化方案在低頻范圍內(nèi)氣動(dòng)噪聲較原方案有增大，而在中高頻范圍內(nèi)抑制了氣動(dòng)噪聲的產(chǎn)生.

圖11 聲壓級(jí)頻譜圖

3.10 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

表3為氧傳感器處背壓模擬值與實(shí)驗(yàn)值對(duì)比，誤差在5%以內(nèi)，模擬值與實(shí)驗(yàn)值吻合較好.在改進(jìn)方案的樣件實(shí)驗(yàn)中，測(cè)得改進(jìn)方案氧傳感器處背壓為52 kPa，達(dá)到設(shè)計(jì)目標(biāo)背壓降低7 kPa.

表3 氧傳感器處背壓模擬值與實(shí)驗(yàn)值對(duì)比

4 結(jié) 論

1) 利用CFD數(shù)值模擬技術(shù)分析原方案歧管式催化器流動(dòng)特性，找到了載體破潰的原因，由于高速高溫尾氣直接吹向襯墊使襯墊因吹蝕破壞，載體因無(wú)法固定與催化器內(nèi)壁碰撞最終破潰.

2) 對(duì)歧管式催化器進(jìn)行重新設(shè)計(jì)，解決原方案問(wèn)題；將二級(jí)催化器長(zhǎng)度縮短，減小進(jìn)出口擴(kuò)張角，降低此處渦流大小來(lái)減小排氣背壓；相應(yīng)增大后消聲器之前排氣管道直徑，以此來(lái)降低排氣背壓.最終速度均勻性系數(shù)從60.8%提高至86.7%，改進(jìn)方案排氣背壓降低了8.3 kPa.

3) 使用基于大渦模擬的直接計(jì)算聲學(xué)模型對(duì)排氣系統(tǒng)氣動(dòng)噪聲進(jìn)行預(yù)測(cè)，仿真結(jié)果顯示優(yōu)化方案在低頻范圍氣動(dòng)噪聲較原方案有增大，在中高頻范圍內(nèi)氣動(dòng)噪聲較原方案降低.

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