排氣背壓特性分析及優(yōu)化方案研究

張國勇，張良勇，高朝祥

（四川化工職業(yè)技術(shù)學(xué)院，四川瀘州 646099）

0 引言

某型號轎車排氣系統(tǒng)采用了雙催化器結(jié)構(gòu)，滿足了環(huán)保和排放法規(guī)對汽車尾氣的要求，但采用這種結(jié)構(gòu)會導(dǎo)致排氣系統(tǒng)的背壓增大，比單催化器結(jié)構(gòu)高10 kPa及以上，對該車型的燃油經(jīng)濟性和動力性等指標(biāo)造成了不利影響。

鑒于此，在不改變雙催化器結(jié)構(gòu)和基本保持消聲器效果的條件下，采用試驗和數(shù)值分析相結(jié)合的方法對現(xiàn)有排氣系統(tǒng)的工作性能及其背壓的影響因素進行研究，進而提出優(yōu)化方案，為問題的解決提供參考。

1 排氣背壓特性分析

排氣背壓是排氣系統(tǒng)開發(fā)過程中的關(guān)鍵技術(shù)目標(biāo)之一。排氣背壓過大，會導(dǎo)致充氣損失增加，排氣消耗的機械功增多，發(fā)動機功率輸出降低，燃油經(jīng)濟性降低，排氣溫度升高；排氣背壓過小，會造成排氣系統(tǒng)設(shè)計成本增加，噪聲水平變差[1-3]。

流體力學(xué)的發(fā)展使數(shù)值模擬技術(shù)成為了預(yù)測排氣背壓的重要方法，文獻(xiàn)[4-7]分別利用模擬軟件對催化器、消聲器和后處理等系統(tǒng)的背壓進行了仿真分析。本文基于研究項目的實際情況，將分別對除催化器外的排氣系統(tǒng)進行數(shù)值和試驗分析，對其背壓特性進行研究。

1.1 排氣背壓特性試驗分析

排氣系統(tǒng)由催化器、前排氣管、前消聲器、中段排氣管、后消聲器（即主消聲器）、尾管等部件組成。排氣背壓特性測試在某汽車公司發(fā)動機試驗平臺完成，試驗壓力測試點如圖1所示。其中，P_EXH2指排氣系統(tǒng)冷端的背壓，P_EXH4為后消聲器的背壓，P_EXH2與P_EXH3的差值則為前消聲器背壓，P_EXH3與P_EXH4的差值為中段排氣管的背壓。試驗發(fā)動機轉(zhuǎn)速6000 r/min，該轉(zhuǎn)速下各部件背壓值如表1所示。

圖1 M2排氣系統(tǒng)外觀

表1 排氣系統(tǒng)各部件背壓值及占比

1.2 排氣系統(tǒng)計算模型及數(shù)值分析

根據(jù)某消聲器公司提供的HM474Q型發(fā)動機及排氣系統(tǒng)參數(shù)，使用模擬計算軟件GT-Power，建立發(fā)動機的工作過程模型和消聲器結(jié)構(gòu)的耦合模型。將模型與實驗值進行對比，確定最優(yōu)仿真模型。通過建立的模型，仿真分析后消原始方案、改進方案1和改進方案2的排氣背壓和聲學(xué)性能。

1.2.1 計算模型

依據(jù)發(fā)動機的工作過程仿真模型和排氣系統(tǒng)的耦合仿真模型，計算排氣系統(tǒng)背壓和尾管噪聲值。

1.2.2 數(shù)值分析

根據(jù)提供的發(fā)動機性能數(shù)據(jù)校核發(fā)動機模型后，計算得到各轉(zhuǎn)速下的排氣系統(tǒng)背壓、壓力損失、尾管噪聲等。表2為在最高轉(zhuǎn)速6000 r/min時，排氣系統(tǒng)冷端背壓實驗值與計算值的對比。

表2 冷端背壓實驗值與計算值

從表2可看出，計算值和試驗值整體誤差較大，P_EXH2測點誤差基本一致。由于數(shù)值建模時未考慮催化器和排氣歧管參數(shù)，整體背壓計算值與試驗值誤差較大。

發(fā)動機在6000 r/min時排氣系統(tǒng)冷端各部件的壓力分布如圖2所示。由圖可知，整個排氣系統(tǒng)冷端中段排氣管和后消聲器的壓力降最為明顯，主消聲器壓降為122-111=11 kPa，約占整體壓降的50%；中段排氣管壓降為118-111=7 kPa，約占32%。

1.3 小結(jié)

通過排氣系統(tǒng)的試驗及數(shù)值分析可知：①試驗結(jié)果與數(shù)值分析結(jié)果比較吻合，證明了所建數(shù)值模型正確性及可靠性；②M2車型排氣系統(tǒng)中，整個排氣系統(tǒng)背壓，催化器背壓最大，占的50%以上，其次為后消聲器，占25%以上，然后是中段排氣管，前消聲器最小。

圖2 排氣系統(tǒng)冷端壓力分布

因此，降低排氣系統(tǒng)背壓應(yīng)考慮催化器的改進、后消結(jié)構(gòu)和中段管路。由于催化器是一個獨立結(jié)構(gòu)，不屬于本次研究的范疇，故降低排氣系統(tǒng)背壓的工作重心將集中在主消聲器結(jié)構(gòu)和中段管路上。

2 排氣背壓影響因素研究

目前關(guān)于排氣系統(tǒng)研究較多的是振動特性和懸掛點位置的優(yōu)化。模態(tài)分析是排氣系統(tǒng)動力學(xué)計算的關(guān)鍵[8]。其研究的思路主要是在一定頻率范圍內(nèi)，影響振幅和噪聲的主要因素，通過改變排氣系統(tǒng)掛鉤吊耳的懸掛位置，減小排氣系統(tǒng)的最大振幅，實現(xiàn)對排氣系統(tǒng)進行優(yōu)化設(shè)計。也有文獻(xiàn)利用Fluent軟件摩托車排氣管內(nèi)氣體流動狀況進行數(shù)值模擬，根據(jù)速度、壓強分布情況來確定催化轉(zhuǎn)化器的理想安裝位置。借鑒以上文獻(xiàn)的研究思路，確定了以下影響排氣背壓的研究因素。

2.1 排氣管內(nèi)徑

根據(jù)流體力學(xué)相關(guān)理論可知，排氣管內(nèi)徑的大小對壓力損失有較大的影響。在相同的排氣流量下，管徑越大，氣體流速越慢，壓力損失越少。因此在僅改變排氣管內(nèi)徑，計算不同管徑在P_EXH2測量點（圖1）的排氣背壓變化情況（圖3）。

圖3 排氣背壓隨內(nèi)徑變化

可以看出，當(dāng)內(nèi)徑由36 mm增大到44 mm，對應(yīng)的背壓由27.5 kPa減小至15.9 kPa，降低了11.6 kPa，說明內(nèi)徑越大、背壓越小壓力損失明顯減少。因此，增加排氣管管徑對降低背壓有較為明顯的影響。

2.2 中段排氣管的彎角

中段排氣管彎管部分彎曲角度較大，易產(chǎn)生較大的局部阻力損失和沿程阻力損失。其他參數(shù)不變，僅改變彎管段一彎曲角度。不同角度的排氣系統(tǒng)冷端背壓的變化情況如圖4所示。

可以看出，隨著彎管角度增大（即直管的角度為180°），背壓逐漸減小。由于彎管角度增大，排氣阻力減小，流動損失降低。因此，在設(shè)計排氣管路走向時，應(yīng)避免較大的管路完全，降低壓力損失。

圖4 排氣背壓隨彎管角度變化

2.3 主消聲器的內(nèi)部結(jié)構(gòu)

主消聲器的背壓約占整個排氣系統(tǒng)冷端背壓的50%，是降低排氣系統(tǒng)背壓的主要研究對象。下面分別探究內(nèi)網(wǎng)管管徑、穿孔率、隔板位置、殼體長度等因素對主消聲器背壓的影響。

2.3.1 內(nèi)網(wǎng)管徑

其他參數(shù)不變，僅改變主消聲器內(nèi)網(wǎng)管的管徑，不同管徑的排氣系統(tǒng)冷端背壓變化情況如圖5所示。消聲器內(nèi)網(wǎng)管管徑對壓力損失有較大的影響，管徑越大，壓力損失越小，但不如排氣管管徑變化影響顯著。

圖5 排氣背壓隨后消聲器內(nèi)管徑變化

2.3.2 隔板開孔形式和穿孔率

其他參數(shù)不變，將主消聲器右隔板上Φ15 mm的通孔調(diào)整為與左隔板相同的Φ3.5 mm小孔，共計363個。調(diào)整后背壓由22.7 kPa下降至21.6 kPa?？芍诟舭迳洗蚨鄠€小孔的壓力損失情況要好于打通孔。

保持其他參數(shù)不變，改變主消聲器左隔板的穿孔率，得出不同穿孔率對背壓的影響（圖6）?？梢?，隔板上的穿孔率增大，系統(tǒng)背壓會降低。

2.3.3 隔板位置

其他參數(shù)不變，僅調(diào)整主消聲器兩隔板的放置位置，發(fā)現(xiàn)系統(tǒng)背壓變化很小，可以忽略。

2.3.4 殼體長度

其他參數(shù)不變，僅改變主消聲器的殼體長度，排氣背壓變化情況如圖7所示。增加殼體長度，排氣增大。殼體長度增加，雖然增大消聲器容積的，但導(dǎo)致流程增大，系統(tǒng)壓力損失增大。

2.4 小結(jié)

基于以上對M2排氣系統(tǒng)背壓影響因素的探究，得到以下結(jié)論：①排氣管內(nèi)徑增大，系統(tǒng)背壓減?。虎谠龃笾卸喂苈窂澒芙嵌瓤蓽p小系統(tǒng)背壓；③增加后消聲器內(nèi)管直徑可減小背壓；④后消聲器隔板上的穿孔率增大，系統(tǒng)背壓降低；⑤選擇穿孔率為20%左右最為適宜；⑥后消聲器隔板的安裝位置對系統(tǒng)背壓的影響很小，可以忽略；⑦后消聲器殼體長度增加，系統(tǒng)背壓升高。

圖6 排氣背壓隨穿孔率變化

圖7 排氣背壓隨后消殼體長度變化

3 排氣背壓特性改進方案研究

3.1 確定改進方案

綜上可知，排氣系統(tǒng)背壓的改進方案主要考慮增大排氣管直徑和改變后消聲器內(nèi)部結(jié)構(gòu)。初步確定改進方案如下：①排氣管外徑采用Φ42.7 mm×1.5 mm的管子；②前、后消聲器內(nèi)管直徑Φ42 mm，后消聲器進口管長272 mm。

3.2 改進方案背壓及消聲特性分析

改進方案較原方案的壓力損失明顯降低。在6000 r/min時，排氣系統(tǒng)冷端壓力為18.2 kPa。從消聲效果來看，對比原方案與改進方案，改進方案低頻消聲效果更好，高頻效果較差，在390 Hz左右出現(xiàn)峰值。這是由于改進方案增加的插入管結(jié)構(gòu)，對部分通過頻率有選擇性地消聲，同時取消進氣管上開孔，降低了高頻消聲效果。

從表4可以看出，改進方案較原方案的排氣系統(tǒng)冷端壓力降低了4.5 kPa，其中前消聲器、中段連接管、后消聲器降低值分別為0.2 kPa，0.4 kPa和3.9 kPa。由此可見，本節(jié)所確定的改進方案能夠滿足本課題研究要求，是兼顧降低排氣系統(tǒng)背壓和消聲效果的最佳選擇。

4 結(jié)論

（1）將模擬值與實驗值進行對比，證明了數(shù)值分析模型的準(zhǔn)確性和可靠性，能較好地模擬發(fā)動機的實際工作過程。

（2）運用試驗和數(shù)值分析法對原排氣系統(tǒng)的消聲和背壓特性進行了分析，明確了改進對象和工作方向，進而研究了各因素對排氣背壓的影響情況。

（3）確定改進方案：排氣管外徑采用Φ42.7 mm×1.5 mm的管子；前消聲器、后消聲器內(nèi)管內(nèi)徑為Φ42 mm，后消聲器進口管長度縮短為272 mm；第三腔作為共振腔。

（4）改進方案有效地降低了排氣系統(tǒng)冷端的背壓。在最高轉(zhuǎn)速6000 r/min時，壓力損失降低4.5 kPa，達(dá)到18.2 kPa。