小排量發(fā)動機消聲器性能仿真計算與優(yōu)化研究

譚雪友，胡杰，李鐘婷，王繼文，姜峰，馬勇

小排量發(fā)動機消聲器性能仿真計算與優(yōu)化研究

譚雪友1，胡杰1，李鐘婷2，王繼文3，姜峰1，馬勇1

（1. 廣西科技大學(xué) 機械與汽車工程學(xué)院，廣西 柳州 545616；2.桂林市產(chǎn)品質(zhì)量檢驗所，廣西 桂林 541004；3. 廣西汽車拖拉機研究所有限責(zé)任公司，廣西 柳州 545001）

為滿足嚴(yán)格的汽車噪聲法規(guī)以及對汽車舒適度的需求，課題組以某款汽油機消聲器為研究對象，將傳遞損失作為消聲性能的評價指標(biāo)，基于ANSYS軟件建立消聲器有限元模型，并通過SYSNOIS軟件對其模型進行分析計算。利用建模方法模擬分析消聲器各個擴張腔的性能，通過模擬實驗可以得出以下結(jié)論：實驗測試消聲器第一、第二擴張腔對中低頻消聲效果較差；由原排氣消聲器傳遞損失分析結(jié)果可知，第一、第二擴張腔進出口處增加內(nèi)插管的結(jié)構(gòu)方案最優(yōu)。仿真結(jié)果表明：當(dāng)進口內(nèi)插管、出口內(nèi)插管長度正好為擴張腔長度的0.5倍與0.25倍時，此結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案可有效提高排氣消聲器的消聲性能。

消聲器；數(shù)值模擬；傳遞損失；噪聲控制

噪聲污染嚴(yán)重影響居民們的身心健康，而汽車噪聲是噪聲污染的重要來源，因此，噪聲控制已經(jīng)成為當(dāng)今汽車工業(yè)的熱門話題之一[1–3]。發(fā)動機排氣噪聲是汽車噪聲的主要來源之一，加裝高效能排氣消聲器是目前控制車輛排氣噪音最直接、有效的途徑[4]。因此，研發(fā)設(shè)計出一款性能強的車用排氣消聲器刻不容緩，也具有工程價值意義。

以往實踐中，實例經(jīng)驗是研究人員優(yōu)化汽車排氣消聲器的重要依據(jù)。將大量的實驗數(shù)據(jù)與一維平面波理論相結(jié)合，這對時間、資金要求較高，且一維平面波理論不能夠進行準(zhǔn)確仿真，計算結(jié)果通常不夠準(zhǔn)確。為此，研究人員在消聲器數(shù)值計算方法上做出了許多工作。鐘紹華等[5]以一款四缸內(nèi)燃機消聲器為模板，通過經(jīng)驗設(shè)計方法，利用一維有限元體積軟件GT-Power分析其聲學(xué)與車身流體動力學(xué)整體性能，對整體性能不斷進行優(yōu)化，推出一條從經(jīng)驗設(shè)計逐步延伸到優(yōu)化設(shè)計的思路。然而，當(dāng)消聲器結(jié)構(gòu)情況復(fù)雜時，一維有限元體積法有計算精度較差的局限。趙海衛(wèi)[6]利用GT-Power和三維聲學(xué)有限元軟件Virtual.Lab對消聲器的聲學(xué)性能進行仿真分析，Virtual.Lab軟件在整個頻段均與試驗值較為接近，仿真精度較高，能夠更準(zhǔn)確地反映消聲器的聲學(xué)性能。因此，研究人員基于三維聲學(xué)有限元分析法或三維計算流體力學(xué)法對消聲器的聲場數(shù)值仿真也做了許多工作。吳杰等[7]研究分析了某款新車型的排氣噪音怠速時超標(biāo)的問題，在其消聲器的結(jié)構(gòu)上利用GT-Power軟件進行消聲性能優(yōu)化，同時基于Fluent軟件對內(nèi)部流場進行優(yōu)化。陳琪等[8]以市面上某SUV車型中使用的4G69發(fā)動機及其發(fā)動機配置的消聲器為研究對象，基于GT-Power軟件建立起排氣耦合模型，消聲器的消聲性能則利用Virtual.Lab軟件進行分析并提出了改進方案。顧倩霞等[9]以傳遞損失作為聲學(xué)性能評價指標(biāo)，利用Virtual.Lab對原消聲器聲學(xué)性能進行計算，在整個頻段均能夠較為精準(zhǔn)的預(yù)測到共振峰值和共振頻率范圍。

本研究基于有限元方法，借鑒王越[10]和陳清平[11]等建立的仿真模型，分析消聲器各消聲結(jié)構(gòu)的聲學(xué)性能，對比試驗結(jié)果提出結(jié)構(gòu)改進方案，從而提升消聲器聲學(xué)性能。

1 原消聲器試驗分析

1.1 試驗過程

圖1所示為發(fā)動機試驗臺架布置圖，該臺架由某小排量發(fā)動機、測試用消聲器、湘儀測功機等構(gòu)成。性能參數(shù)控制和顯示由臺架實驗室外部測控系統(tǒng)完成。DASP系統(tǒng)與聲級計組成聲學(xué)測試儀。本研究所使用的DASP為INV303/306多功能采集和處理系統(tǒng)的主要軟件包。

圖1 發(fā)動機消聲器試驗

試驗方法依據(jù)GB/T 4759-1995 《內(nèi)燃機排氣消聲器測量方法》實行[12]，發(fā)動機在給定功率與相對應(yīng)轉(zhuǎn)速下先平穩(wěn)運行一段時間，然后再對油溫與水溫進行測量。對比試驗需要，在無消聲裝置安裝時，需將與消聲器長度相同且管徑與排氣管管徑相當(dāng)?shù)目展苓M行安裝。排氣口氣流軸向成45°，在0.5m處進行測點布置，排氣口必須指向聲級計。為了使實驗不受外部客觀因素影響，測量期間，測點周圍應(yīng)為開闊場地，符合自由聲場的條件?；l噪聲是汽車發(fā)動機主要噪聲源之一，其頻率又與每秒排氣次數(shù)一致，故其數(shù)學(xué)表達為[13]：

式（1）中，氣缸數(shù)為z；轉(zhuǎn)速為n；行程系數(shù)為；四、二行程發(fā)動機分別為2、1。由排氣噪聲頻譜可知，最大值一般是在基頻1或第二次、第三次諧波21、31附近出現(xiàn)，基頻噪聲聲壓級數(shù)值不會出現(xiàn)在高頻率區(qū)間。4400 r/min為本次實驗四缸發(fā)動機極限轉(zhuǎn)速，四行程=2，由公式（1）可知：基頻噪聲頻率1=147Hz，故31為440Hz，本次實際測量中采納的頻率區(qū)間為31.5Hz到2000Hz，測量并且記錄1/3倍頻程中心頻率處的聲級，測量出轉(zhuǎn)速為1200r/min、2400r/min、3600r/min和4400r/min。本次試驗測量對象分別為安裝空管與安裝消聲器時管口處聲壓級。

1.2 試驗結(jié)果與分析

線性聲壓級或者聲壓級不經(jīng)過計權(quán)特性測量得到的分貝值，記為dB（線性）；計權(quán)聲壓級或聲級則是經(jīng)過計權(quán)特性測得分貝值，記為dBA。本試驗所測量數(shù)值為前者，分別是發(fā)動機在1200 r/min、2400 r/min、3600 r/min和4400 r/min四種工況下測得排氣噪聲1/3倍頻程線性聲壓級頻譜，每種工況均包含安裝消聲器前、后兩種情況。

以往實踐中，A、B、C計權(quán)特性聲級計的實際使用經(jīng)驗都被研究人員歸納總結(jié)過，人對噪聲忍耐感受最好的為A聲級，因此A聲級在噪聲測量中常被用于評價噪聲的大小。表1為1/3倍頻程中心頻率所對應(yīng)的A計權(quán)修正值[14]。

表1 A計權(quán)聲級修正值

對應(yīng)表1將試驗測得線性聲壓級頻譜轉(zhuǎn)換成以A聲級為縱坐標(biāo)1/3倍頻程頻譜，圖2—5分別是四個工況1/3倍頻程A計權(quán)頻譜圖。

實行最嚴(yán)格水資源管理制度作為一項戰(zhàn)略決策，意義非凡。要切實為“三條紅線”的劃定和實施提供技術(shù)支撐，保障項目建設(shè)質(zhì)量和運行安全是關(guān)鍵。

圖2 1/3倍頻程A聲級頻譜圖（1200r/min）

圖3 1/3倍頻程A聲級頻譜圖（2400r/min）

圖4 1/3倍頻程A聲級頻譜圖（3600r/min）

圖5 1/3倍頻程A聲級頻譜圖（4400r/min）

由圖2—圖5試驗結(jié)果可知，當(dāng)處于100Hz（頻率范圍80～125）、315Hz（頻率范圍280～355）和400Hz（頻率范圍355～450）的中心頻率時消聲器的消聲效果并沒有達到最佳值，基本處于噪聲限值（dB）[15]附近，其優(yōu)化空間巨大，其余頻段消聲效果尚可。但是當(dāng)處于100Hz中心頻率時，通過安裝抗性消聲器可以進行聲反射和耗損。因此，我們不對100Hz中心頻率進行分析優(yōu)化。

2 模型建立與仿真分析

2.1 模型建立與驗證

圖6、7分別為原消聲器內(nèi)部結(jié)構(gòu)圖與其三維模型，直徑為28mm的打孔與均勻排列的80個直徑為3mm的小孔處于最左邊穿孔隔板中，剩下兩個穿孔隔板都有一個直徑為28mm的大孔。該消聲器的工作原理為圖6所示的內(nèi)部結(jié)構(gòu)中阻性消聲單元遇到從進氣口進來的氣流時，吸聲材料將絕大多數(shù)高頻噪聲吸收，只有剩下的噪聲會繼續(xù)傳播，在第一、二、三、四腔內(nèi)逐步衰弱，經(jīng)過穿孔最后一步衰減，從而排入大氣內(nèi)。

傳遞損失是評價消聲器性能最簡單、最有效的方法。本文基于三維消聲性能利用ANSYS和SYSNOISE對消聲器進行模擬仿真，采用有限元法對聲波方程離散求解，首先通過公式（2）對消聲器節(jié)點聲壓力求解[16]，再對消聲器傳遞損失進行計算，其公式與結(jié)果如下：

式（2）中：Pin和Pout分別表示消聲器輸入端和輸出端聲壓值。

圖7 原消聲器三維模型

消聲器有限元模型使用ANSYS軟件建立，SYSNOISE軟件用于模型分析與計算。原消聲器有限元模型如圖8所示，利用ANSYS軟件進行四面體自由網(wǎng)格劃分。公式（3）為單元邊長依據(jù)，要求每個波長長度都至少包含六個單元，且的取值為0.01m。

邊界阻抗置于管壁之上且與該模型中吸聲材料性能相似；可以將實體建模方法應(yīng)用到隔板與出氣管穿孔部分中，將直徑為3mm小孔等效為面積一樣的正方形小孔，這樣做的目的是為了方便網(wǎng)格劃分且減少網(wǎng)格數(shù)量，其余結(jié)構(gòu)便是擴張腔結(jié)構(gòu)。在進行計算時，介質(zhì)密度=1.225kg/m3，聲波傳播速度=340m/s，為流體屬性。施加一個單位速度激勵在入口處，出口處的全吸聲邊界條件包括阻抗為：=416.5kg/m2，計算頻率是20～2000Hz，分析步長是10H。

圖9為用SYSNOISE軟件得到消聲器傳遞損失曲線，通過曲線可以得到在中低頻處原消聲器的消聲效果不佳，中高頻階段尚可。該曲線大致上符合實驗規(guī)律結(jié)果，在400Hz周圍消聲性能效果不佳，吻合最初試驗分析的結(jié)果（原因是在高頻時會出現(xiàn)失真現(xiàn)象，所以傳遞損失會出現(xiàn)尖峰）。作者在發(fā)動機性能優(yōu)化方面有良好的研究基礎(chǔ)[17–18]，由此可知仿真計算模型可靠性較好，可用于后續(xù)的仿真優(yōu)化。

圖9 原消聲器傳遞損失

2.2 原消聲器各擴張腔的仿真分析

由以上試驗分析可知，中低頻噪聲頻率段為優(yōu)化重點，所以只對500Hz以下頻率段進行分析。原消聲器每個消聲結(jié)構(gòu)進行數(shù)值仿真時都可以使用建模的方法，求解出傳遞損失曲線，進而可以得到消聲結(jié)構(gòu)中的不合理之處，并對其進行優(yōu)化設(shè)計。

2.2.1 消聲性能數(shù)值分析——第一擴張腔

圖10是第一擴張腔有限元模型，該擴張腔采用的是迷宮式消聲結(jié)構(gòu)，其特征為擴張腔的進氣口、出氣口都位于同一側(cè)。圖11為該擴張腔的傳遞損失曲線圖，由圖可知：消聲效果較差的頻段在0∽500Hz之間，特別在400Hz處出現(xiàn)了消聲最低峰值，其消聲性能最弱，基本符合最初實驗數(shù)據(jù)分析的1/3倍頻程中心頻率400Hz處消聲效果。所以該區(qū)域是重點優(yōu)化區(qū)域。

圖10 第一擴張腔有限元模型

圖11 第一擴張腔傳遞損失曲線

2.2.2 消聲性能數(shù)值分析——第二擴張腔

第二擴張腔是單腔擴張式消聲偏置結(jié)構(gòu)，與第一擴張腔不同的是，該擴張腔進出口位于不同軸，在膨脹腔內(nèi)聲波首先傳播，其傳播途徑是經(jīng)過消聲器兩端存在的擋板進行兩次180度反射。這樣的傳播方式極大地提高了聲波反射與聲能的損耗，該結(jié)構(gòu)在消聲性能上相較于簡單擴張式結(jié)構(gòu)有所提升，并且中頻消聲量較高。圖12為該擴張腔有限元模型，圖13為該擴張腔傳遞損失曲線，通過該曲線可以得出以下結(jié)論：在0∽400Hz范圍內(nèi)，其消聲性能較差，消聲量效果最差的區(qū)域為1/3倍頻程中心頻率315Hz附近，與最初的實驗數(shù)據(jù)分析相吻合，所以該區(qū)域也是需要重點優(yōu)化的區(qū)域之一。

圖12 第二擴張腔的有限元模型

圖13 第二擴張腔傳遞損失曲線

2.2.3 消聲性能數(shù)值分析——第一、二腔同時工作

圖14是第一、二擴張腔組合有限元模型，圖15為該組合模型的傳遞損失曲線，曲線值可以看作把兩個擴張腔作用下的數(shù)值相疊加，消聲性能明顯上升，得益于多腔消聲的顯著優(yōu)勢，消聲量在1/3倍頻程中心頻率為315Hz和400Hz處明顯減弱，其工作效果與單獨腔工作相似。通過以上實驗可以得出：如果想要提升消聲器在315、400Hz兩處的消聲性能，必須要同時提升其單獨腔在兩個頻率處的消聲性能。

圖14 第一、第二腔創(chuàng)建的有限元模型

圖15 第一、第二腔共同工作下的傳遞損失曲線

2.2.4 消聲性能數(shù)值分析——三、四擴張腔

第三腔損失曲線大致與第二擴張腔基本相同，消聲性能較差的區(qū)域為0∽400Hz之間；在不考慮小孔共振情況下，兩腔的消聲規(guī)律幾乎相同。第四擴張腔的工作原理與一、二腔一致，消聲效果最好的區(qū)域在中心頻率400Hz左右，消聲量非常小，與上述實驗數(shù)據(jù)分析結(jié)果相符合。在三、四腔共同作用下，當(dāng)入射聲波頻率與系統(tǒng)共振頻率相同時，會有激烈的摩擦振動出現(xiàn)，明顯提高消聲器吸收能力，聲能顯著下降；且共振頻率越相距越大，吸收作業(yè)越不明顯。綜合分析，在三、四組合腔在相互組合工作運行時，消聲頻率中心向低頻率方向移動，消聲量性能明顯較優(yōu)。因此，第三、四腔無須優(yōu)化改進。

4 消聲器優(yōu)化改進

基于對原有排氣消聲器不做結(jié)構(gòu)方面改動進而避免造成功率損失，本次研究將不會增大消聲器容積和減小隔板上的進出氣孔、內(nèi)插管的直徑。因此，本文采用聲學(xué)性能優(yōu)化法對原排氣消聲器進行優(yōu)化。

原消聲器一、二腔是進出口偏置擴張腔，均未采用內(nèi)插管，因此本文采用進、出口位置內(nèi)插管結(jié)構(gòu)改進方案。在原消聲器一、二腔進出氣口處加入一個內(nèi)插管，直徑與原進出口直徑相當(dāng)，進口、出口內(nèi)插管長度分別為擴張腔長度的0.5倍、0.25倍。圖16即改進后組合腔消聲器的三維圖。

圖16 消聲器三維圖（第一、二腔得到改進后）

圖17、18分別為第一、第二腔改進前和改進后傳遞損失曲線的對比圖。通過兩圖可知，在改進后第一、第二腔消聲性能得到了明顯的提升，對原本消聲性能較差的中心頻率315Hz頻率范圍280∽335段與中心頻率400Hz頻率范圍355∽450段改善較為明顯，可以得出其優(yōu)化結(jié)構(gòu)合理。

（曲線1為改進前，曲線2為改進后）

（曲線1為改進前，曲線2為改進后）

圖19是改進前后第一、二組合腔傳遞損失對比曲線。一、二腔共同作用在得到改進后，消聲性能顯著提升，尤其是頻率在280 Hz～450 Hz之間的部分基本得到改善，優(yōu)化改進方案效果顯著。

圖20為改進前后消聲器傳遞損失曲線對比。由圖可知，新消聲器在改進后在其整個消聲頻段都有明顯優(yōu)化，尤其是中低頻率的優(yōu)化結(jié)果較為明顯。因此，對原消聲器的結(jié)構(gòu)改進是十分合理的。

（曲線1為改進前，曲線2為改進后）

（曲線1為改進前，曲線2為改進后）

5 結(jié)論

（1）以傳遞損失作為消聲性能評價指標(biāo)，利用有限元軟件ANSYS和SYSNOISE對原消聲器消聲性能進行數(shù)值計算，通過對各個擴張腔進行數(shù)值分析，傳遞損失曲線表明，第一、第二擴張腔對中低頻消聲效果較差。

（2）針對第一、第二擴張腔中低頻消聲效果差問題，采用第一、第二擴張腔進出口處增加內(nèi)插管（進口、出口內(nèi)插管長度為擴張腔長度0.5倍與0.25倍）的優(yōu)化改進方案。通過對改進后消聲器性能進行仿真計算，對比消聲器優(yōu)化前后傳遞損失曲線，發(fā)現(xiàn)該結(jié)構(gòu)改進方案可提高消聲性能。

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Simulation Calculation and Optimization Study on Muffler Performance of Small Displacement Engine

TAN Xue-you1, HU Jie1*, LI Zhong-ting2, WANG Ji-wen3, JIANG Feng1, MA Yong1

(1. School of Mechanical and Automotive Engineering, Guangxi University of Science and Technology, Liuzhou, Guangxi 545616; 2. Guilin Product Quality Inspection Institute, Guilin, Guangxi 541004; 3. Guangxi Automobile and Tractor Research Institute Co., Ltd, Liuzhou, Guangxi 545001, China)

In order to meet the strict automobile noise regulations and the demand for comfort of automobile, the paper takes a gasoline engine muffler as the research object and the transfer loss as the evaluation index of the muffler performance to establish the muffler finite element model based on ANSYS software, and analyzes and calculates the model through SYSNOIS software. The performance of each expansion cavity of the muffler is simulated and analyzed by the modeling method, and the following conclusions can be drawn through simulation experiments: the experimental test of the first and second expansion cavities of the muffler has poor muffling effect on low and medium frequencies; According to the analysis of transmission loss of the original exhaust muffler, the optimal solution is to add tubes at the inlet and outlet of the first and second expansion cavities. The simulation results show that when the length of inlet pipe and outlet pipe are exactly 0.5 and 0.25 times of the length of expansion chamber, this optimum proposal can effectively improve the muffling performance of exhaust muffler.

muffler; numerical simulation; transmission loss; noise control

U464.134.4

A

2095-9249（2021）06-0024-07

2021-11-26

廣西科技大學(xué)博士基金項目（校科博21Z34、?？撇?1Z46）

譚雪友（1982—），女，廣西陸川人，博士，助理研究員，研究方向：新能源動力技術(shù)。

胡杰（1980—），男，廣西柳州人，碩士，講師，研究方向：內(nèi)燃機性能優(yōu)化，E-mail:1540249994@qq.com

〔責(zé)任編校：吳侃民〕