趙偉豐 朱立鋒 石巖

摘 要：針對某車型排氣尾管噪聲不達標的問題，應用流體動力學仿真分析方法，計算排氣消聲器內(nèi)部流場，分析尾管噪聲過高是由于消聲器內(nèi)部結構設計不合理產(chǎn)生的氣流再生噪聲。根據(jù)問題真因，進行方案優(yōu)化，通過對比分析，優(yōu)化后方案改善明顯。同時，為了保證排氣系統(tǒng)的聲學性能，應用GT-POWER軟件搭建單進雙出傳遞損失分析模型，分析優(yōu)化后方案的消聲能力。通過尾管噪聲測試，優(yōu)化方案噪聲水平明顯降低，并滿足目標要求。

關鍵詞：排氣消聲器；氣流再生噪聲；模型簡化；計算流體力學；聲學性能；傳遞損失；結構優(yōu)化

中圖分類號：U463 文獻標識碼：A 文章編號：1005-2550（2018）05-0052-06

Abstract： Internal flow field of exhaust muffler was calculated by using the computational fluid dynamics method， internal structureofmufflerwas not reasonable， then flow regenerated noise wasproduced.The muffler structure was optimized based on theproblems， optimized scheme was improved significantly trough the comparison.To ensure the acoustic performance of muffler，transmission loss model of muffler with single-inlet and double-outlet is assembledby usingGT-POWER， the acoustic characteristics of optimized scheme were analyzed.After the optimization， exhaust tailpipe noise was tested， It is found noise is reduced and design target is reached.

Key Words： Exhaust Muffler； Flow Regenerated Noise； Model Simplification； Computational Fluid Dynamic； Acoustic Characteristics； Transmission Loss； Structure Optimization

排氣噪聲是汽車車內(nèi)噪聲的主要源頭之一，保證排氣系統(tǒng)的高消聲性能和低流動阻力，是消聲器設計的關鍵[1]。以往的消聲器設計主要根據(jù)設計者的經(jīng)驗和試驗，這種方法的針對性差，而且設計周期長、成本耗費大。隨著CAE手段的不斷進步，三維CFD軟件及GT-POWER軟件的應用，為消聲器結構的優(yōu)化提供了有力的手段[2]。本文針對排氣尾管噪聲不達標的問題，進行CFD流體動力學仿真分析，查找問題真因，完成方案優(yōu)化，并用GT軟件評估優(yōu)化后方案的消聲能力，最終通過排氣尾管噪聲測試，設計的消聲器滿足目標要求。

1 排氣尾管噪聲問題分析

某車型進行排氣系統(tǒng)開發(fā)，在試驗車階段，進行問題排查，針對三檔全油門加速工況，進行排氣尾管噪聲測試，排氣口總級和階次噪聲如圖1所示，噪聲總級在2500r/min以上超出目標值，階次噪聲滿足低于總級10dB（A）的目標要求；通過圖2分析，總級超出目標主要由于650Hz 、850Hz、1000Hz等多個頻段處的氣流噪聲大，由此需要建立排氣系統(tǒng)模型，進行仿真分析，確定氣流噪聲過高產(chǎn)生的根本原因；排氣系統(tǒng)總體布置如圖3所示。

2 建立消聲器結構模型

本文利用GT-POWER軟件中GEM 3D模塊對消聲器建模，針對各消聲器內(nèi)部結構對氣流噪聲原因進行初步分析。

GEM3D模型建模步驟為：（1）提取殼體、管路內(nèi)表面進行網(wǎng)格劃分，保存為stl格式的輸出文件，以方便在GEM3D模塊進行前處理；（2）導入處理好的stl格式文件，在此基礎上根據(jù)實體參數(shù)，建立相應隔板、穿孔等結構，形成GEM模型。

2.1 前消聲器結構建模

在圖形界面下導入處理好的圓錐形殼體及管路stl格式，添加隔板I、II構成三個腔室，在管路上增加穿孔，同時在腔I、III建立吸聲材料，屬性采用玻璃絲棉，密度100Kg/m3，其消音棉的質(zhì)量分別為400g、780g。

2.2 后消聲器結構建模

在圖形界面下導入處理好的異型殼體及各管路stl格式，添加隔板I、II、III、IV，構成五個腔室；在隔板I、II、III和芯管上添加穿孔命令，芯管上穿孔數(shù)為100個，穿孔長度50mm；并在第一、三腔室內(nèi)建立吸音材料，屬性采用玻璃絲棉，密度100 Kg/m3，各吸音棉的質(zhì)量分別為150g、1000g。

通過消聲器結構分析，前消聲器和后消聲器都加有吸聲材料，并與我司其它車型消聲器吸音棉添加質(zhì)量對比，高頻消聲能力滿足要求，由此判斷氣流噪聲可能不是由于高頻消聲能力不足引起，需進行流場分析，找出消聲器內(nèi)部結構產(chǎn)生氣流再生噪聲的原因。

3 消聲器流場分析及方案優(yōu)化

氣流再生噪聲的聲壓級大小，通過軟件定量計算存在局限性，但可針對消聲器內(nèi)部流場分布進行分析，評估排氣消聲器內(nèi)部壓力分布、馬赫數(shù)大小以及內(nèi)部是否存在明顯渦流，從而找出問題真因。

3.1 網(wǎng)格劃分

由于只有少部分氣流會通過吸聲材料，為了簡化模型，加有吸聲材料的腔體和管路的穿孔去除，并將排氣系統(tǒng)冷端模型導入到前處理軟件中，進行網(wǎng)格劃分；流體分析要求網(wǎng)格質(zhì)量，將主要網(wǎng)格尺寸設置為6mm，穿孔位置網(wǎng)格進行局部細化，網(wǎng)格模型如圖6所示：

3.2 邊界條件設置

假設消聲器內(nèi)部氣體為穩(wěn)態(tài)、可壓縮的理想氣體，應用標準k-ε湍流模型、連續(xù)性方程、動量方程、能量方程等控制方程求解[3]。

（1）進口：通過發(fā)動機臺架數(shù)據(jù)，獲取發(fā)動機最大轉速時的質(zhì)量流量，這里設為0.225kg/s；

（2）出口：設置出口為壓力邊界條件，絕對壓力為一個標準大氣壓；

（3）壁面：設置為絕熱且無摩擦的無滑移壁面。

3.3 真因分析

（1）排氣消聲器壓力分布

通過流場分析，此套排氣系統(tǒng)冷端壓力損失為46.3KPa，如圖7所示，壓力由入口到排氣尾口逐漸衰減，前消聲器和主消聲器之間的彎管有部分壓降，由前消聲器壓力圖8所示，副消無明顯壓降，由圖9所示，主消聲器第四腔管路打孔位置，

存在較大壓降，使得排氣背壓明顯增大，進而影響發(fā)動機效率。

（2）排氣消聲器馬赫數(shù)分布

排氣系統(tǒng)冷端馬赫數(shù)分布，如圖10所示，排氣后消聲器前管路，彎曲曲率過大，使得局部馬赫數(shù)偏高；前消聲器馬赫數(shù)如圖11所示，內(nèi)部彎管處馬赫數(shù)偏高，但第三腔為簡化模型，加有吸音棉，不作優(yōu)化；后消聲器馬赫數(shù)如圖12所示，第四腔處的芯管穿孔位置，是排氣主流道，但由

于穿孔個數(shù)較少，使得馬赫數(shù)偏高；尾管截面如圖13所示，排氣尾口采用的是扁口形狀，使得排氣流速分布不均，局部馬赫數(shù)偏高。

（3）消聲器內(nèi)部湍動能分布

由圖14和圖15所示，排氣系統(tǒng)管路和前消聲器無明顯湍流，湍動能較?。缓笙暺魍膭幽苋鐖D16所示，芯管穿孔位置湍動能最大，存在較大湍流，易產(chǎn)生氣流再生噪聲。通過以上分析，同時綜合考慮底盤布置空間的限制，確定針對后消聲器芯管打孔位置和排氣尾管形狀進行優(yōu)化。

3.4 方案優(yōu)化

（1）排氣尾管形狀優(yōu)化

將扁口尾口形狀改為圓口形狀，進行馬赫數(shù)對比，圓口尾管截面如圖17所示，圓尾管最大馬赫數(shù)分布區(qū)域較小，并且扁口左右尾管平均馬赫數(shù)分別為0.24和0.2，圓口左右尾管平均馬赫數(shù)為0.2和0.18。

（2）后消聲器芯管穿孔方案優(yōu)化

將第四腔芯管穿孔數(shù)由100個改為200個，穿孔長度由50mm改為100mm；通過流體分析，排氣冷端壓力損失為30.7KPa，與原方案對比，壓力損失降低15.6Kpa；通過圖9和圖18對比，優(yōu)化方案后消聲器第四腔芯管和腔體的壓力損失降低；通過圖12和圖19對比，優(yōu)化方案第四腔芯管穿孔處馬赫數(shù)降低明顯；通過圖16和圖20對比，優(yōu)化方案第四腔芯管穿孔處湍流強度降低；綜上所述，優(yōu)化方案改善明顯，由于消聲器內(nèi)部結構更改，需進一步評估消聲器消聲性能，由于消聲器內(nèi)部吸音棉的質(zhì)量無減少，高頻消聲性能不會產(chǎn)生明顯變化，特主要考慮低頻的消聲能力。

4 后消聲器傳遞損失分析

對上述優(yōu)化方案進行聲學分析--傳遞損失分析，傳遞損失分析有兩種方法：一、應用三維方法，計算較為準確，可進行消聲器高頻消聲能力的

準確預測[4][5]，但建模和計算時間較長；二、應用一維頻域和時域方法，未考慮非平面波效應，只適用于低頻消聲能力預測，本文應用一維GT-POWER軟件，在前面建好的模型基礎上，考慮排氣溫度和流速的影響[6]，進行后消聲器低頻消聲能力預測，建立的后消聲器傳遞損失分析模型如圖21所示。

后消聲器是單進雙出口的結構，設置兩個無反射末端，并增加傳遞損失計算模塊和壓力監(jiān)測傳感器，計算出每個消聲器出口的傳遞損失，并可查看每個出口的傳遞損失計算結果。

優(yōu)化前后傳損分析對比，如圖22所示，優(yōu)化方案80Hz之前的消聲量降低1dB-3dB，120Hz-150Hz的消聲能力增加約8dB，通過與原始方案尾管噪聲測試數(shù)據(jù)對比，設計方案消聲能力滿足要求。

5 方案驗證

優(yōu)化前后排氣尾管噪聲總級和階次對比，如圖23所示，在2500r/min以上，優(yōu)化方案總級降低5dB（A）以上，滿足目標要求；在1500r/min以下，二階升高2dB（A），其原因為尾管口形狀變圓孔，擴張比降低，消聲量也隨之降低，但是降低不明顯，同時經(jīng)主觀評價此處聲壓級的變化對車內(nèi)影響不大；3500r/min-4000r/min降低2dB（A）-8dB（A），滿足二階目標要求；通過圖24顯示，在2500r/min以上，高頻氣流噪聲降低明顯，最終設計方案具有較高的消聲能力和較低的壓力損失。

6 總結

針對某車型排氣噪聲不達標的問題，應用流體和聲學仿真分析方法，查找真因并完成方案優(yōu)化，最終得出以下結論：

（1）排氣氣流噪聲大，主要由于主消聲器第四腔芯管穿孔數(shù)量少和尾管采用扁口形狀；（2）氣流噪聲大的位置，壓力損失增加，引起排氣系統(tǒng)背壓增大；（3）降低氣流噪聲，會引起消聲器消聲能力發(fā)生改變；（4）通過增加芯管穿孔個數(shù)和長度，并改變尾管形狀，氣流噪聲得到較大改善；（5）搭建的傳遞損失分析模型，可進行單進雙出消聲器低頻消聲能力對比和預測，具有較高精度。

參考文獻：

[1]李洪亮，王海洋，王務林.汽車排氣系統(tǒng)的流場分析與優(yōu)化[J].汽車技術，2010（1）：15-16.

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[3]谷芳，劉伯潭，潘書杰.排氣系統(tǒng)的數(shù)值模擬及優(yōu)化設計[J].汽車工程，2007，29（11）：950-953.

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[6]劉晨，季振林，胡志龍.高溫氣流對穿孔管消聲器聲學性能的影響[J].汽車工程，2008，30（4）：330-334.