單缸汽油機(jī)排氣系統(tǒng)性能仿真及聲學(xué)性能改進(jìn)

侯獻(xiàn)軍，王士成，肖生浩，王友恒

(1.武漢理工大學(xué) 現(xiàn)代汽車零部件技術(shù)湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖北 武漢 430070；2.武漢理工大學(xué) 汽車零部件技術(shù)湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心，湖北 武漢 430070)

在機(jī)動車噪聲控制中，發(fā)動機(jī)排氣噪聲是重要的噪聲源，排氣系統(tǒng)消聲性能的好壞對于降低發(fā)動機(jī)排氣噪聲，改善排氣聲品質(zhì)至關(guān)重要。相較于汽車發(fā)動機(jī)而言，摩托車發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速高，排氣流速快，且消聲器消聲容積較小，在這種情況下要達(dá)到良好的消聲效果，給消聲器的設(shè)計(jì)和改進(jìn)帶來一定難度。馬心坦等[1]通過專業(yè)聲學(xué)軟件Sysnoise分析了簡單擴(kuò)張腔式消聲器的聲學(xué)性能，發(fā)現(xiàn)在一定范圍內(nèi)，擴(kuò)張比的增加會帶來傳遞損失的增加，但擴(kuò)張比過大會產(chǎn)生再激勵噪聲，形成負(fù)面效果；Hu[2]利用三維CFD方法研究得出橫流穿孔消聲器壓力損失隨著孔隙度的減小呈雙曲線趨勢增加，隨流動速度的增加呈拋物線趨勢增大；Kim[3]利用三維非穩(wěn)態(tài)數(shù)值法研究消聲器內(nèi)部流場發(fā)現(xiàn)壓力降是由中間位置處擋板的突然減小和突然擴(kuò)大所產(chǎn)生，且很大程度上取決于流動方向的變化；Mehdizadeh[4]和Jena[5]分別利用三維有限元邊界法和時(shí)域模擬方法高效精準(zhǔn)地預(yù)測各種情況下的消聲器傳遞損失，與試驗(yàn)測試結(jié)果吻合度較高；賀巖松[6]等運(yùn)用聲學(xué)有限元法，對不同結(jié)構(gòu)的穿孔管消聲器進(jìn)行聲學(xué)仿真計(jì)算，分析了不同穿孔率對消聲器聲學(xué)性能的影響；劉詩嘉[7]結(jié)合多款數(shù)值分析軟件與發(fā)動機(jī)臺架試驗(yàn)，以聲學(xué)性能為主，流場及其他性能為輔完成了消聲器的正向設(shè)計(jì)研究；Hynninen[8]將頻帶功率加權(quán)系數(shù)擴(kuò)展平面波公式確定管道內(nèi)聲功率的方法應(yīng)用于中速柴油機(jī)低、高頻排氣噪聲源特性的確定和分析；李瑋[9]研究確定了小型汽油機(jī)消聲器有效容積對消聲效果的影響；黃澤好[10]通過對摩托車排氣消聲器的內(nèi)部結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，提高了各轉(zhuǎn)速下的消聲效果；李以農(nóng)[11]利用有限元法改進(jìn)某摩托車排氣消聲器內(nèi)部結(jié)構(gòu)，使得消聲器對中、高頻的消聲能力顯著提高。

目前國內(nèi)外對于摩托車單缸機(jī)汽油排氣系統(tǒng)的研究多集中在單純降噪方面，鮮有同時(shí)考慮降噪、提高功率水平與聲學(xué)性能的多重目標(biāo)。筆者通過對單缸汽油機(jī)排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)改進(jìn)設(shè)計(jì)，在降低排氣噪聲的前提下，同時(shí)保證功率損失不增大，提升消聲器聲學(xué)性能和動力性能。

1 耦合仿真模型的建立及標(biāo)定

在GT_Power中建立發(fā)動機(jī)模型。發(fā)動機(jī)原型為某摩托車單缸汽油機(jī)，基本參數(shù)如表1所示。在GEM3D中建立消聲器模型，如圖1所示。

消聲器腔體被兩塊隔板分成3個(gè)腔室，按照氣體流經(jīng)順序分別將其分為第一腔室、第二腔室和第三腔室，各腔室之間通過喉管連接。消聲器容積2.82 L，進(jìn)氣口直徑22.5 mm，排氣口直徑16.5 mm。

表1 發(fā)動機(jī)基本參數(shù)

將消聲器離散模型與發(fā)動機(jī)模型耦合，耦合后仿真模型如圖2所示。設(shè)置模型運(yùn)行工況的速度范圍為4 000～9 500 r/min，進(jìn)行模型的外特性及排氣尾管噪聲標(biāo)定，結(jié)果如圖3所示。

圖1 消聲器模型

圖2 發(fā)動機(jī)與消聲器耦合仿真模型

圖3 模型仿真值與實(shí)驗(yàn)值對比

由圖3可以看出，模型仿真計(jì)算所得扭矩、功率、BSFC曲線與外特性實(shí)驗(yàn)值吻合良好，最大誤差4%；尾管噪聲仿真值與實(shí)測值對比最大誤差2.55%。模型對標(biāo)誤差均在4%以內(nèi)，所建模型較為精準(zhǔn)，可用于后續(xù)研究。

2 排氣系統(tǒng)仿真分析及試驗(yàn)測試

2.1 原始消聲器性能仿真

對原始消聲器進(jìn)行傳遞損失計(jì)算，計(jì)算模型如圖4(a)所示,所得消聲器傳遞損失如圖4(b)所示。

圖4 原始消聲器性能仿真

由圖4可以看出，原方案消聲器高頻處消聲效果較好，低頻處消聲量較低。在低中頻段0～800 Hz范圍內(nèi)，隨著轉(zhuǎn)速升高，傳遞損失逐漸增大；較高頻段范圍內(nèi)(800～2 500 Hz)傳遞損失維持在較高的數(shù)值。

2.2 原車試驗(yàn)測試及改進(jìn)目標(biāo)的確立

圖5 排氣噪聲測點(diǎn)位置

圖6 原車各階次噪聲分布

對原始消聲器進(jìn)行整車噪聲測試，試驗(yàn)在半消聲室內(nèi)進(jìn)行，并對發(fā)動機(jī)做隔聲處理[12]，根據(jù)GB/T 14365-93標(biāo)準(zhǔn)，排氣噪聲測點(diǎn)的位置布置在與排氣口氣流軸向成45°方向上距離0.5 m處，如圖5所示。駕駛員通過加大油門模擬正常行駛狀態(tài)，怠速及加速工況下分別進(jìn)行兩組實(shí)驗(yàn)，測得原車怠速噪聲和加速噪聲，獲得排氣尾管噪聲及階次分布。圖6為整車實(shí)驗(yàn)測試所得排氣尾管噪聲及各階次噪聲分布。圖6中實(shí)驗(yàn)測得原車尾管噪聲曲線無明顯峰值，線性度較好，點(diǎn)火階次(0.5階)噪聲曲線處于最下端，其中1.0階、2.0階噪聲值較高，為主要貢獻(xiàn)量。結(jié)合原始消聲器的仿真結(jié)果，傳遞損失在低頻處較低，低頻消聲效果不理想，改進(jìn)方案將以急加速所關(guān)注的中低轉(zhuǎn)速段為對象進(jìn)行設(shè)計(jì)分析，以整體降噪為主，在不影響低速功率的情況下適當(dāng)提高其輸出功率，降低高階噪聲。

3 排氣系統(tǒng)聲學(xué)改進(jìn)及試驗(yàn)驗(yàn)證

3.1 結(jié)構(gòu)改進(jìn)及仿真分析

由于低頻噪聲聲波較長，摩托車消聲器體積和長度有限，低頻噪聲消聲量有限，因此在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)充分利用消聲器的尺寸空間，綜合考慮總體尺寸分布和頻率段的合理覆蓋，通過改變擴(kuò)張腔的結(jié)構(gòu)參數(shù)、增大擴(kuò)張比等方法提高消聲量。在進(jìn)氣口附近設(shè)置擴(kuò)張腔，利用氣體高流速充分?jǐn)U張來消除低頻段較突出的峰值噪聲；協(xié)調(diào)各腔腔長，使得消聲器內(nèi)部各腔消聲主頻互相交錯(cuò)，單擴(kuò)張腔消聲最大頻率隨排氣溫度的降低而降低，將消除低頻的長腔放在排氣通過路徑后端部位，消除消聲低谷。

增大擴(kuò)張比可以有效提高低頻消聲量，但擴(kuò)張比不宜過大。此外也可以采用共振腔的形式對特定的頻率(主要是低頻)進(jìn)行消聲?；谝陨侠碚撛O(shè)計(jì)了兩種方案，如表2所示。

表2 各方案說明

方案一重新調(diào)整進(jìn)氣管長度，將回氣彎管部分減少，回氣管直徑不變，彎管穿孔使其所在腔室成為共振腔，打孔個(gè)數(shù)為20個(gè)，孔徑3 mm；將容積占比最大的擴(kuò)張腔設(shè)在離進(jìn)氣口較近的地方，以此提高低頻消聲量；并考慮腔室容積的合理分布適當(dāng)移動隔板，增加排氣前氣體的管內(nèi)流動。

方案二將第2塊隔板向出口方向移動，增大排氣管所在的擴(kuò)張腔長度，使消除低頻的長腔位于排氣流動路徑后端；調(diào)整各腔室容積分配，第一、二、三腔容積比例為3∶2∶1，延長連接第一腔室和第二腔室的喉管并將其直徑由22.5 mm減小至15 mm，排氣口直徑減小至15 mm，增大擴(kuò)張比。

各方案傳遞損失計(jì)算結(jié)果如圖7所示，排氣尾管噪聲計(jì)算結(jié)果如圖8所示。

圖7 各方案傳遞損失對比

圖8 各方案仿真尾管噪聲對比

由圖7可以看出，方案一增加共振腔以后，對頻率選擇性較強(qiáng)，消聲頻段變窄，低頻率的傳遞損失有所提高，對低頻段噪聲消聲效果良好，但對高頻噪聲的消聲效果卻有一定抑制作用，在高頻段傳遞損失有所下降；方案二擴(kuò)張比增大，擴(kuò)張腔長度增加，消聲量最大值頻率和通過頻率向低頻方向移動，在0～2 000 Hz的頻率范圍內(nèi)，傳遞損失明顯上升，消聲效果改善較好，2 000～2 500 Hz范圍內(nèi)傳遞損失略有下降，整個(gè)頻段范圍內(nèi)基本均都有所改善。

在圖8所示的排氣尾管噪聲曲線中，兩種方案在整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)消聲量均有提高，尤其低速低頻時(shí)改善效果較好。方案二低速時(shí)消聲量高于方案一，高速時(shí)兩種方案的消聲量幾乎相同。

3.2 試驗(yàn)驗(yàn)證

對兩種方案加工出的樣件進(jìn)行整車噪聲測試，試驗(yàn)場地及試驗(yàn)方法均如前所述。測試過程中怠速及加速工況下分別進(jìn)行兩組實(shí)驗(yàn)，測得原車和各改進(jìn)方案的怠速噪聲和加速噪聲，獲得排氣尾管噪聲及階次分布。通過整車轉(zhuǎn)鼓試驗(yàn)測得各方案的整車輸出功率，評判各改進(jìn)方案對輸出功率的影響。圖9和圖10分別為兩種方案實(shí)測所得怠速噪聲和加速噪聲對比。

圖9 怠速噪聲對比

圖10 加速噪聲對比

從圖9和圖10可以看出，相較于原方案，改進(jìn)后的兩種方案怠速噪聲整體下降，曲線更加平滑，沒有出現(xiàn)排氣聲波的周期性變化，無明顯波峰波谷，怠速噪聲聽起來更加柔和。方案一怠速噪聲平均下降0.8 dB，方案二怠速噪聲平均下降1 dB。方案一加速噪聲在低轉(zhuǎn)速和高轉(zhuǎn)速有小幅度下降，消聲量增幅不明顯；方案二尾管噪聲曲線線性度更好，加速噪聲在整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)均有明顯下降，在低中速時(shí)尾管噪聲最多下降2.1 dB，低速噪聲平均下降1.5 dB，高速噪聲同樣有較大幅度降低，6 000～8 000 r/min范圍內(nèi)尾管噪聲平均下降1.37 dB，方案二全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)噪聲值平均下降1.3 dB，消聲效果理想。

兩種方案的階次噪聲對比如圖11所示。方案一和方案二的噪聲主要貢獻(xiàn)量1.0階和2.0階噪聲均有較大幅度下降，方案二1.0階噪聲值低于方案一，在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)均有下降，在低速時(shí)下降較多。方案一2.0階噪聲值在低速時(shí)無明顯變化，中速時(shí)下降；相比較而言，方案二2.0階噪聲值降低效果更顯著，尤其是在低速和中速，下降趨勢明顯。相較于方案一，方案二尾管噪聲曲線更加平滑，A記權(quán)噪聲值更低，1.0階和2.0階噪聲下降趨勢明顯。

圖11 各階次噪聲對比

各方案的整車功率輸出如圖12所示。方案一的輸出功率圍繞在原車輸出功率曲線附近上下波動，在低速時(shí)功率有所下降，不符合改進(jìn)要求。方案二低速時(shí)輸出功率基本保持不變，并且在中速時(shí)功率有較大提升，功率最大提升9.74%，中速范圍35～50 km/h內(nèi)功率平均提升6.82%，高速時(shí)功率略有下降。

圖12 整車輸出功率對比

綜合以上分析，方案二滿足了整體降噪，重點(diǎn)降低低速和中速噪聲的改進(jìn)目標(biāo)，并且在降低噪聲的同時(shí)保證了低速的功率輸出，提升了中速范圍內(nèi)的輸出功率，達(dá)到了降噪和提升功率的雙重效果。

4 結(jié)論

(1)建立發(fā)動機(jī)和消聲器的耦合仿真模型并完成了標(biāo)定，仿真與實(shí)驗(yàn)誤差控制在4%以內(nèi)，仿真結(jié)果可信。

(2)消聲器內(nèi)增設(shè)共振腔后消聲頻帶變窄，對頻率的選擇性強(qiáng)，對降低低頻段噪聲有較好效果，對高頻段噪聲的降低略顯不足；增大擴(kuò)張比能有效降低低速低頻段噪聲，擴(kuò)張室長度的增加使得消聲量最大值頻率和通過頻率向低頻方向移動，提升了低頻消聲量。

(3)改進(jìn)后的噪聲主要貢獻(xiàn)量1.0階、2.0階噪聲均大幅下降，尤其是在低中速范圍內(nèi)；改進(jìn)后消聲器怠速噪聲下降1 dB(A)，加速噪聲低速時(shí)最大下降2.1 dB(A)，整體噪聲平均下降1.3 dB(A)；改進(jìn)后整車低速輸出功率保持不變，中速范圍內(nèi)功率平均提高6.82%，最高提升9.74%。