汽車排氣系統(tǒng)噪聲數(shù)值仿真分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

耿鵬飛，石　巖

（1.長城汽車股份有限公司　技術(shù)中心，河北　保定071000；2.河北省汽車工程技術(shù)研究中心，河北　保定071000）

汽車排氣系統(tǒng)噪聲數(shù)值仿真分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

耿鵬飛1，2，石巖1，2

（1.長城汽車股份有限公司技術(shù)中心，河北保定071000；2.河北省汽車工程技術(shù)研究中心，河北保定071000）

針對某型車排氣尾管噪聲過高問題，利用三維有限元方法對排氣消聲器聲學性能進行分析；再應用計算流體動力學方法對消聲器內(nèi)部流場進行模擬計算，分析產(chǎn)生氣流再生噪聲的原因。根據(jù)分析結(jié)果對排氣消聲器結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化。使用優(yōu)化后的排氣消聲器進行整車排氣尾管噪聲測試，結(jié)果表明尾管噪聲明顯降低，達到設(shè)計目標值。

聲學；排氣消聲器；有限元法；聲學性能；計算流體力學；氣流再生噪聲；結(jié)構(gòu)優(yōu)化

設(shè)計高消聲性能、低流動阻力的排氣消聲器是汽車排氣噪聲控制中重要的課題。一維頻域和時域方法用于預測排氣消聲器的聲學性能，但只適用于消聲器的低頻聲學分析［1］。為獲得消聲器的準確消聲性能，需要使用三維數(shù)值方法。葛蘊珊［2］利用三維有限元法研究簡單結(jié)構(gòu)消聲器聲學性能，在此基礎(chǔ)上對復雜消聲器進行聲學性能預測，論證三維有限元法研究聲波傳播的準確性。季振林［3］使用一維解析法和三維邊界元法計算分析穿孔管阻性消聲器消聲性能，指出一維解析法只適用于消聲器的低頻聲學性能計算，對于高頻聲學性能的準確預測需要使用三維計算方法。本文針對某車型排氣尾管噪聲過高問題，采用三維有限元法對排氣消聲器聲學性能分析，應用計算流體力學方法對消聲器內(nèi)部流場模擬計算，根據(jù)分析結(jié)果對排氣消聲器結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，優(yōu)化方案通過試驗驗證，尾管噪聲明顯降低，達到設(shè)計目標值。

1　排氣尾管噪聲問題分析

某車型更換動力總成，為節(jié)約成本，考慮實現(xiàn)平臺化，借用原車型排氣消聲器。對車輛進行排氣尾管噪聲測試，在三檔全油門加速工況下，2 000 r/min轉(zhuǎn)速以上排氣口噪聲總聲壓級高于設(shè)計目標值4 dB （A）～6 dB（A），未滿足車輛設(shè)計開發(fā)目標值，如圖1所示。由圖1可以看出，總聲壓級曲線高于階次曲線10 dB（A）以上，因此可以看出階次噪聲不是產(chǎn)生問題的主要原因。圖2為排氣口噪聲頻譜圖，由圖可以看出存在明顯的氣流噪聲，主要貢獻頻率為

圖1　排氣口噪聲總級與階次圖

圖2　排氣口噪聲頻譜圖

800 Hz～1 500 Hz。為查找問題原因，有必要對原排氣消聲器聲學性能進行分析，考察排氣消聲器是否在問題頻率段消聲量不足引起排氣尾管噪聲大問題。

2　吸聲材料的聲學特性和穿孔聲阻抗

采用三維有限元法分析排氣消聲器聲學性能，吸聲材料可以用復阻抗z~和復波數(shù)k~的等效流體代替。研究計算的吸收材料為長纖維玻璃絲棉，材料特性可以表示為［3］

式中σ為材料的流阻率，za為空氣的特性阻抗，ka為空氣中的波數(shù)。吸聲材料填充密度為100 kg/m3，材料的流阻率為4 896 Rayls/m。吸聲材料的復聲速和復密度可由下式得到

三維有限元法計算穿孔結(jié)構(gòu)消聲器聲學特性，為精確描述穿孔內(nèi)的聲場分布情況需要非常細的網(wǎng)格，導致工作量非常大。采用穿孔聲阻抗來表示穿孔表面兩側(cè)的聲壓和質(zhì)點振動速度，以獲得準確的計算結(jié)果，從而大大降低工作量?？电娋w和季振林［4］提出不同穿孔率下穿孔板的聲學厚度修正系數(shù)，并根據(jù)計算結(jié)果給出穿孔率低于40%，厚度小于0.002 m，孔徑小于0.005 m的穿孔板聲學厚度修正表達式。在計算無填充吸聲材料時，表達如下

式中ρa為空氣密度，ca為聲速，t為穿孔板壁厚，dh為穿孔直徑，φ為穿孔率，i為虛數(shù)，k0為波數(shù)，α為穿孔板的聲學厚度修正系數(shù)。

有吸聲材料填充時穿孔板的特性阻抗表達式被修改為［5］

圖3　主副消聲器結(jié)構(gòu)示意圖

3　消聲器聲學性能分析

3.1聲學有限元模型建立

分析計算的排氣消聲器為兩級消聲，圖3為主副消聲器結(jié)構(gòu)示意圖。其中副消聲器為兩腔結(jié)構(gòu)，主管道內(nèi)徑為57 mm，壁厚為1.5 mm。第一腔赫姆霍茲共振器連接管路內(nèi)徑為25 mm，第二腔穿孔直徑為3.5 mm，穿孔個數(shù)為660個，腔內(nèi)填充吸聲材料長纖維玻璃絲棉，填充密度為100 kg/m3。主消聲器為四腔結(jié)構(gòu)，進出口管內(nèi)徑為47.6 mm，回流管內(nèi)徑為43.6 mm，管路壁厚均為1.2 mm。進口管在第二腔內(nèi)距第一隔板30 mm處打有長20 mm，直徑為3.5 mm的穿孔段，穿孔個數(shù)為96個，在第三腔內(nèi)距第二隔板20 mm處打有長64 mm，直徑為3.5 mm的穿孔段，穿孔個數(shù)為288個；出氣管在第二腔內(nèi)距第一隔板10 mm處打有長53 mm，直徑為3.5 mm的穿孔段，穿孔個數(shù)為240個；回流管在第二腔內(nèi)距第一隔板17.5 mm處打有長50 mm，直徑為3.5 mm的穿孔段，穿孔個數(shù)為76個。第一隔板和第二隔板均打有270個直徑為3mm的孔，第三隔板打有74個直徑為3 mm的孔。第二腔內(nèi)填充吸聲材料長纖維玻璃絲棉，填充密度為100 kg/m3。

洪武本《增修箋注妙選群英草堂詩余》后集卷下、嘉靖本《精選名賢詞話草堂詩余》卷下、明萬歷刻本《類選箋釋草堂詩余》卷二收錄此詞，均署蘇軾?！痘ú荽饩帯肪硪欢沾嗽~，標題作《維揚別少游》，作者署蘇軾，詞末又注云：“世傳賀方回作?！薄豆沤裨~統(tǒng)》卷八、四庫本《類編草堂詩余》卷一收錄此詞，署名蘇軾，題作《離別》。《御選歷代詩余》卷三十錄于蘇軾名下，同書卷一百十五及引《冷齋夜話》，亦將此詞視為蘇軾作品?！端膸烊珪繁尽稏|坡詞》收錄此詞。題下注：“東坡與秦少游維揚飲別作此詞。或刻賀方回，或刻黃山谷，或刻秦淮海，或刻晏小山?！苯袢苏肀緟斡^仁《東坡詞注》、薛瑞生《東坡詞編年箋證》均收此詞。

將處理后的主副消聲器模型導入有限元軟件中進行網(wǎng)格劃分，為提高計算精度選用六面體網(wǎng)格，單元大小為5 mm，網(wǎng)格劃分后的主副消聲器模型如圖4和圖5所示。

圖4　副消聲器有限元模型

圖5　主消聲器有限元模型

3.2邊界條件

采用LMS Virtual Lab聲學模塊，進行消聲器傳遞損失分析。傳統(tǒng)的方法是在消聲器入口端定義單位質(zhì)點振動速度邊界條件，在出口端定義一個全吸聲的邊界條件，即在出口端定義聲阻抗。傳統(tǒng)的計算方法首先需要求出進出口測點的聲壓值和振動速度矢量，再根據(jù)計算公式得出消聲器傳遞損失。有學者［6］提出應用管道聲模態(tài)作為入口邊界條件，即以管道聲模態(tài)形式的一束壓力波入射到管道進口模擬聲源，出口設(shè)定為自動匹配層AML（Auto-Matched Layer），得出消聲器的傳遞損失。與傳統(tǒng)方法比較，省略傳統(tǒng)方法數(shù)據(jù)后處理過程，提高工作效率。

排氣消聲器實際工況中，消聲器內(nèi)部通過的是高溫氣流，溫度對空氣的密度、聲速和粘滯系數(shù)等物理量均產(chǎn)生影響，從而影響消聲器的聲學性能［7］。所研究的排氣消聲器分區(qū)域設(shè)置溫度，內(nèi)部空氣物理性質(zhì)如表1所示。

3.3計算結(jié)果分析

通過計算分別獲得主副消聲器和消聲器總成傳遞損失，計算結(jié)果如圖6所示。

圖6　主副消聲器及消聲器總成傳遞損失

由圖6可以看出，副消聲器整體消聲量比較低，赫姆霍茲共振器共振頻率為65 Hz，但是共振頻帶非常窄，實際工作過程中消聲性能有限；主消聲器在全頻段消聲量均較高，但160 Hz以下頻率段消聲量不足；消聲器總成計算結(jié)果顯示，排氣消聲器系統(tǒng)在全頻段消聲量均達到20 dB以上，尤其是600 Hz以上頻率段，消聲量達到40 dB，滿足排氣消聲器消聲性能需求。

排氣消聲器傳遞損失計算結(jié)果顯示排氣尾管噪聲問題頻率段800 Hz～1 500 Hz消聲量大于40 dB，滿足排氣系統(tǒng)消聲性能，但是排氣尾管仍存在明顯的氣流聲。因此判斷是由于排氣消聲器結(jié)構(gòu)設(shè)計不合理，引起的氣流再生噪聲所致。

表1　主副消聲器內(nèi)部空氣物理性質(zhì)

4　消聲器流場分析

氣流再生噪聲的大小主要取決于消聲器內(nèi)部結(jié)構(gòu)和氣流速度，目前還沒有消聲器氣流再生噪聲定量計算方法，研究方法主要是依賴試驗方法。但是可以通過消聲器內(nèi)部流場模擬分析，定性改善消聲器氣流再生噪聲，為結(jié)構(gòu)優(yōu)化和問題排查提供參考。

假設(shè)排氣消聲器中的氣流為穩(wěn)態(tài)、可壓縮的理想氣體；采用連續(xù)性方程、動量方程、標準k-ε湍流模型和能量守恒方程等控制方程求解［8］，消聲器中填充的吸聲材料按多孔介質(zhì)處理。

4.1邊界條件

（1）進口：根據(jù)發(fā)動機試驗臺架測量的排氣質(zhì)量流量0.171 kg/s作為進口邊界條件，溫度設(shè)置為500℃；

（2）出口：設(shè)置為壓力邊界出口，絕對壓力為一個標準大氣壓；

（3）壁面：設(shè)置為絕熱且無摩擦的無滑移壁面邊界條件；

（4）多孔介質(zhì)區(qū)域：將吸聲材料部分設(shè)置為層流多孔介質(zhì)區(qū)域，三個方向的粘性阻力系數(shù)相同。

4.2結(jié)果分析

圖7、圖8和圖9分別為副消聲器、主消聲器進氣管和出氣管軸向剖面計算結(jié)果。由圖7可以看出，副消聲器壓力分布均勻，無氣流速度突然增大情況，且無較大局部湍動。副消聲器主要由一個赫姆霍茲共振器和一個直通穿孔管結(jié)構(gòu)組成，結(jié)構(gòu)簡單。因此判斷，副消聲器不會引起較大的氣流再生噪聲。圖8主消聲器進氣管軸向剖面分析結(jié)果顯示，主消聲器第四腔壓力過大；氣流流速在進口管中最大，回流管內(nèi)部氣流速度也較大，氣流主要是從進口管在第三腔內(nèi)的穿孔段部分流出，第三隔板穿孔部分上產(chǎn)生了明顯的射流；湍動動能分布顯示進口管在第三腔穿孔段部分和第三隔板穿孔部分湍動能較高，因此這兩部分是產(chǎn)生氣流再生噪聲的主要部位。圖9主消聲器出口管軸向剖面分析結(jié)果顯示，出口管氣流速度過高，需要降低管內(nèi)流速。

圖7　副消聲器分析結(jié)果

通過上述分析可以判斷，副消聲器不會產(chǎn)生較強的氣流再生噪聲；氣流再生噪聲主要是主消聲器引起，主要部位是進口管出氣穿孔段部分和第三隔板穿孔部分；同時主消聲器進出口管和回流管直徑太小，需要增大直徑降低流速。

圖8　主消聲器進口管分析結(jié)果

圖9　主消聲器出口管分析結(jié)果

5　消聲器優(yōu)化和驗證

為驗證消聲器聲學性能分析和流場分析的合理性，對排氣消聲器進行優(yōu)化，制作了兩個試驗樣件進行整車噪聲測試。制作樣件包括一個副消聲器和一個主消聲器。副消聲器結(jié)構(gòu)改為直通穿孔管結(jié)構(gòu)，主要是提高中高頻消聲性能，穿孔直徑為3.5 mm，穿孔率為20%，消聲器內(nèi)填充吸聲棉，填充密度為100 kg/m3，具體尺寸如圖10所示。主消聲器改為三通穿孔管結(jié)構(gòu)，進出口管和回流管直徑均增大到54 mm，且在第二腔內(nèi)均有距第一隔板40 mm處，長110 mm的穿孔段，穿孔直徑為3.5 mm，穿孔率為20%，第二腔內(nèi)填充吸聲材料，填充密度為100 kg/ m3，具體尺寸如圖11所示。

圖10　副消聲器優(yōu)化結(jié)構(gòu)

首先將更改副消聲器和原主消聲器組合進行測試，測試結(jié)果顯示排氣尾管噪聲總聲壓級與原結(jié)構(gòu)基本一致，如圖12所示，說明原消聲器總成在中高頻消聲量滿足，且副消聲器不是產(chǎn)生氣流再生噪聲的部件。再將原副消聲器和優(yōu)化主消聲器組合進行測試，測試結(jié)果如圖12所示，新組合尾管噪聲總聲壓級明顯低于原結(jié)構(gòu)，且滿足排氣尾管噪聲設(shè)計目標值，說明排氣尾管噪聲高問題主要是由于排氣消聲器結(jié)構(gòu)設(shè)計不合理，導致主消聲器產(chǎn)生氣流再生噪聲所致。

圖11　主消聲器優(yōu)化結(jié)構(gòu)

圖12　優(yōu)化結(jié)構(gòu)與原結(jié)構(gòu)尾管噪聲對比

6　結(jié)語

通過對某車型排氣尾管噪聲過高問題的分析，并對原排氣消聲器聲學性能和內(nèi)部流場進行計算分析，得出以下結(jié)論：

（1）原排氣消聲器滿足排氣消聲量需求，尾管噪聲大主要是氣流再生噪聲引起；

（2）副消聲器不是產(chǎn)生氣流噪聲的主要部件；

（3）主消聲器產(chǎn)生氣流再生噪聲的部位是進口管在第三腔穿孔部位和第三隔板穿孔部分；

（4）主消聲器進出口管和回流管直徑太小，導致氣流速度過高；

（5）通過優(yōu)化主消聲器內(nèi)部結(jié)構(gòu)，增大進出口管和回流管直徑，有效地降低了排氣尾管噪聲。

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Numerical SimulationAnalysis and Structure Optimization of Automotive Exhaust System Noise

GENG Peng-fei1，2，SHIYan1，2
（1.R&D Center of Great Wall Motor Company，Baoding 071000，Hebei China；2.Automotive Engineering Technical Center of Hebei，Baoding 071000，Hebei China）

The acoustic characteristics of an exhaust muffler were analyzed by using the 3D finite element method.The internal flow field of the muffler was simulated with computational fluid dynamics（CFD）method to find out the reason of the flow regenerated noise.The exhaust muffler structure was optimized based on the results.After the optimization，noise of the exhaust orifice of the vehicle was tested.It is found that the exhaust orifice noise is reduced significantly and the design target is reached.

acoustics；exhaust muffler；finite element method；acoustic characteristics；computational fluid dynamics；flow regenerated noise；structure optimization

TB535.2；TK413.4

ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2015.05.025

1006-1355（2015）05-0121-04

2015－03－12

耿鵬飛（1985－），男，河北省保定市人，碩士，主要研究方向：汽車進排氣系統(tǒng)振動與噪聲控制。

E-mail:dafu238@126.com