小排量發(fā)動機(jī)系統(tǒng)模型的消聲器的改進(jìn)方法研究

張?jiān)?，?想，單 榴，李昕鳴

（南京工程學(xué)院汽車與軌道交通學(xué)院，江蘇 南京 211167）

1 引言

相較于多缸發(fā)動機(jī)而言，單缸汽油機(jī)轉(zhuǎn)速高，排氣流速快，且消聲器容積較小，這種情況下給消聲器的設(shè)計(jì)和優(yōu)化帶來一些難度。

文獻(xiàn)[1]通過遺傳算法對赫姆霍茲消聲器結(jié)構(gòu)進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化，拓寬了消聲器的消聲帶寬；文獻(xiàn)[2]基于DOE和改進(jìn)模擬退火算法對消聲器參數(shù)進(jìn)行分析，實(shí)現(xiàn)了全頻段的整體優(yōu)化；文獻(xiàn)[3]采用傳遞矩陣分析法對抗性消聲器性能進(jìn)行頻域分析，發(fā)現(xiàn)消聲器中間腔室體積大小的變化（內(nèi)部隔板位置的變化）對傳遞損失影響較大；文獻(xiàn)[4]通過GA-BP神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)算法對消聲器的聲學(xué)性能進(jìn)行了優(yōu)化，有效地降低了尾管的氣流噪聲；文獻(xiàn)[5]通過結(jié)合傳遞矩陣法和有限元數(shù)值分析，研究與優(yōu)化了消聲器的振動聲學(xué)響應(yīng)；文獻(xiàn)[6]通過有限元分析與正交設(shè)計(jì)相結(jié)合的方法得到了不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對消聲器聲學(xué)性能的影響程度和優(yōu)化結(jié)構(gòu)參數(shù)。

可見，當(dāng)前國內(nèi)外對于單缸汽油機(jī)排氣系統(tǒng)的研究大多集中于降噪和減振方面，對于發(fā)動機(jī)本體的影響考慮較少。在提升消聲器聲學(xué)性能方面，更多的是從算法角度進(jìn)行優(yōu)化，在兼顧其動力性和經(jīng)濟(jì)性方面考慮較少。

課題基于一維計(jì)算流體力學(xué)的方法，利用GT-Power軟件擬建立單缸汽油機(jī)與排氣消聲器的耦合仿真分析模型，分析排氣消聲器的傳遞損失、插入損失以及階次噪聲，并對消聲器結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)和局部改進(jìn)，在實(shí)現(xiàn)消聲器消聲性能提升的同時，驗(yàn)證功率（Brake Power）和有效燃油消耗率（BSFC）等動力性和經(jīng)濟(jì)性參數(shù)，確保其與發(fā)動機(jī)之間的良好匹配，以此提高消聲器的整體性能。

2 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。單缸汽油機(jī)基本參數(shù)，如表1所示。三維消聲器模型在GEM-3D中建立，如圖1所示。

圖1 消聲器模型Fig.1 Muffler Model

表1 發(fā)動機(jī)基本技術(shù)參數(shù)Tab.1 Basic Technical Parameters of Engine

根據(jù)文獻(xiàn)[7]的直通穿孔管理念，課題設(shè)計(jì)出三通直管結(jié)構(gòu)。消聲器腔體被兩塊隔板分成3個腔室，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，由左向右的隔板分別稱為第一隔板、第二隔板和第三隔板。消聲器容積2.82L，進(jìn)氣口直徑22.5mm，排氣口直徑16.5mm。

耦合發(fā)動機(jī)模型與消聲器的離散模型，聯(lián)合總成系統(tǒng)進(jìn)行性能仿真，以驗(yàn)證模型的可靠性，如圖2所示。氣體從模型的進(jìn)氣邊界依次經(jīng)過進(jìn)氣歧管、空氣濾清器、節(jié)氣門、進(jìn)氣歧管、進(jìn)氣道最終進(jìn)入氣缸，經(jīng)過燃燒做功后，廢氣經(jīng)過排氣道、排氣歧管、排氣消聲器最終流出系統(tǒng)排氣邊界。

圖2 發(fā)動機(jī)GT-Power仿真模型Fig.2 Engine GT-Power Simulation Model

設(shè)置模型運(yùn)行工況的速度范圍為（2000～8500）r∕min均勻間隔500r∕min的11個常用轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的工況點(diǎn)，根據(jù)實(shí)驗(yàn)中進(jìn)排氣溫度、平均有效壓力、節(jié)氣門開度、點(diǎn)火提前角等數(shù)據(jù)校正模型后，通過仿真得到發(fā)動機(jī)的外特性曲線，并與發(fā)動機(jī)臺架實(shí)驗(yàn)獲取的外特性實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行比較。仿真計(jì)算所得的扭矩、功率和燃油消耗率曲線與外特性實(shí)驗(yàn)值吻合良好，如圖3、圖4所示。相比外特性實(shí)驗(yàn)曲線，仿真所得扭矩和功率曲線最大誤差不超過3%，燃油消耗率曲線最大誤差不超過4%，所建模型是可靠的，可用于后續(xù)研究。

圖3 外特性下功率扭矩對比圖Fig.3 Comparison of Power and Torque Under External Characteristics

圖4 發(fā)動機(jī)油耗對比圖Fig.4 Comparison of Engine Fuel Consumption

3 排氣系統(tǒng)的仿真及系統(tǒng)分析

3.1 原始消聲器性能仿真

對原始消聲器進(jìn)行傳遞損失計(jì)算時所用原理，如圖5所示。各消聲元件對聲音的衰減特性由傳遞損失來衡量。麥克風(fēng)用來接收上游和下游的波動信號，將其轉(zhuǎn)化為聲壓值，以便計(jì)算傳遞損失。傳遞損失的計(jì)算結(jié)果，如圖6所示。

圖5 傳遞損失計(jì)算原理Fig.5 Calculation Principle of Transmission Loss

圖6 原消聲器傳遞損失Fig.6 Transmission Loss of Original Muffler

3.2 原始消聲器性能分析及優(yōu)化目標(biāo)

由圖6可以看出，原消聲器在高頻處的消聲效果相較于低頻要好。低頻處的消聲量較低，在（0～500）Hz的低頻段，隨著轉(zhuǎn)速的升高，傳遞損失逐漸增大。在較高頻段范圍內(nèi)（500～3000）Hz，傳遞損失維持在20dB以上，于1500Hz處存在一個波谷，一定程度上影響了消聲器的聲學(xué)性能。仿真后所得的原方案A加權(quán)尾管噪聲及各階次的噪聲分布，如圖7所示。

圖7 原方案各階次噪聲分布Fig.7 Noise Distribution of Each Order in the Original Scheme

可見尾管噪聲無明顯峰值，線性度較好。在各點(diǎn)火階次中，0.5階的噪聲曲線處于最下端，其他階次的噪聲值較高。由全工況下排氣頻譜的分布情況和消聲器的傳遞損失圖線，如圖8所示?？傻迷肼曋饕a(chǎn)生于低頻段，且消聲器在低頻處的消聲效果并不理想。因此，針對于原消聲器的改進(jìn)方案，課題著重就消聲器中低頻段（0～1600）Hz的消聲性能進(jìn)行優(yōu)化，量化各階次噪聲與轉(zhuǎn)速、尾管噪聲的關(guān)聯(lián)性[8]，盡可能實(shí)現(xiàn)整體降噪，降低噪聲貢獻(xiàn)值大的特定階次的噪聲，同時兼顧消聲器的空氣動力學(xué)性能。

圖8 全轉(zhuǎn)速下的排氣頻譜疊加圖Fig.8 Superposition of Exhaust Spectrum at Full Rotation Speed

4 排氣系統(tǒng)的聲學(xué)改進(jìn)及驗(yàn)證

4.1 結(jié)構(gòu)改進(jìn)及仿真分析

由全工況下排氣頻譜的分布情況，可知排氣噪聲大多集中在（0～800）Hz，在（1500～3500）Hz分布均勻，峰值較小。鑒于GTPower所建立的一維流體仿真模型在計(jì)算中低頻噪聲時具有相當(dāng)高的精確度，因此選取消聲器的中低頻段進(jìn)行優(yōu)化具備科學(xué)性、精確性。

由于低頻噪聲的聲波較長，而摩托車消聲器的體積和長度都相對有限，從而低頻范圍的消聲性能表現(xiàn)受到局限。因此在設(shè)計(jì)優(yōu)化消聲器的時候，要充分考慮消聲器本身的結(jié)構(gòu)參數(shù)，例如管徑、長度、穿孔率。另外，可以采用布置吸聲材料、改變擴(kuò)張腔的擴(kuò)張比、增設(shè)共振消聲區(qū)域等方式，通過對消聲器內(nèi)部空間的合理布局，保證消聲量在各頻段的合理覆蓋。

抗性消聲器是車輛進(jìn)排氣系統(tǒng)以及通風(fēng)系統(tǒng)中常用來控制噪聲的主要結(jié)構(gòu)形式[9]。改變穿孔管的穿孔率和穿孔直徑、增大擴(kuò)張比等方式可以有效提高消聲器的低頻消聲量。在特定條件下，低頻傳遞損失不足的主要原因在于消聲器內(nèi)部結(jié)構(gòu)對低頻聲波的衰減不足[10]。課題采用這一理念，對原消聲器的腔室布局進(jìn)行調(diào)整，提出兩種消聲器改進(jìn)方案，如表2所示。

表2 各方案說明Tab.2 Description of Each Scheme

方案一調(diào)整隔板1的位置，將隔板2、隔板3的位置保持不變，減小擴(kuò)張腔的長度，調(diào)整第一腔室的插入管長，內(nèi)插管結(jié)構(gòu)可以提升消聲器在特定頻段的消聲性能；在第二腔室內(nèi)添加吸聲材料，對直管2、直管3、排氣管的徑向位置進(jìn)行適當(dāng)調(diào)整，以此提高整體消聲量。方案二將原方案中的進(jìn)氣管和直管1分離，減小直管1的長度并將其置于第一隔板間，以此改變原有腔室的布局，增設(shè)的擴(kuò)張腔與改變后的原有擴(kuò)張腔的容積和長度均不同，因此消聲量峰值所對應(yīng)的頻率也不相同，以此提高整體消聲量。各方案的插入損失，如圖9所示。

圖9 各方案插入損失對比Fig.9 Comparison of Insertion Loss among Schemes

方案一和方案二在（0～1600）Hz的全頻段范圍內(nèi)的插入損失相較于原方案來說均有提升。方案一的提升效果相較于方案二更好，基本實(shí)現(xiàn)了消聲量在各頻段的合理覆蓋，說明方案一所改進(jìn)的消聲器與發(fā)動機(jī)相匹配后的消聲性能更加優(yōu)異。各方案的尾管噪聲。如圖10所示。

圖10 各方案尾管噪聲對比Fig.10 Comparison of Liner Noise of Each Scheme

方案一和方案二的尾管噪聲值相比于原方案均有所降低，方案一的消聲量更大。曲線在（1000～2000）r∕min范圍重合較多，在（2000～7100）r∕min范圍，方案一的功率大于原方案，而在（7100～9000）r∕min的高轉(zhuǎn)速范圍，方案一的動力性能劣于原方案。

在（6000～8200）r∕min范圍，方案二的曲線略低于原方案和方案一的曲線，在（8200～9000）r∕min范圍，方案二為三者最優(yōu)，但范圍相對較小。單就動力性角度而言，方案一在中低轉(zhuǎn)速的表現(xiàn)最優(yōu)，在高轉(zhuǎn)速的表現(xiàn)有待提高，如圖11所示。

圖11 各方案的功率曲線對比Fig.11 Comparison of Power Curves of Each Scheme

在（1000～7000）r∕min范圍，方案一、方案二的燃油消耗率都低于原方案，經(jīng)濟(jì)性能較佳，而在（7000～9000）r∕min范圍，方案一的燃油消耗率略高于原方案，方案二燃油消耗率略低于原方案。單就經(jīng)濟(jì)性角度而言，方案二在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的表現(xiàn)均是最優(yōu)的，如圖12所示。

圖12 各方案燃油消耗率曲線對比Fig.12 Comparison of Fuel Consumption Rate Curves of Each Scheme

綜上所述，方案一和方案二相較原方案，在插入損失和尾管噪聲這一系列聲學(xué)性能參數(shù)的表現(xiàn)都要更好。方案一在消聲性能和動力性能方面均優(yōu)于方案二，在經(jīng)濟(jì)性方面比方案二略差。鑒于課題是以提升消聲器的消聲性能為主，并兼顧其動力性和經(jīng)濟(jì)性表現(xiàn)。因此選取方案一作為進(jìn)一步優(yōu)化的基礎(chǔ)，著重提升其（0～1000）Hz范圍內(nèi)的消聲性能和高轉(zhuǎn)速（7000～9000）r∕min下的動力性和經(jīng)濟(jì)性表現(xiàn)。

4.2 性能優(yōu)化及驗(yàn)證

方案一實(shí)現(xiàn)了在插入損失、尾管噪聲方面的全頻段的優(yōu)化，但由排氣頻譜峰值圖綜合分析可知，其在（200～600）Hz的消聲量尚有不足。故而在其基礎(chǔ)上進(jìn)行進(jìn)一步優(yōu)化，鑒于模型參數(shù)對消聲器消聲性能的影響，課題選取影響消聲器消聲性能的2個因素作為研究對象：插入管的穿孔孔徑、有無套筒。

由于穿孔孔徑是影響低頻段消聲量的重要因素，考慮到穿孔內(nèi)插管在消聲單元的共振和擴(kuò)張的復(fù)合作用，因此選擇孔徑大小（2.0～5.0）mm作為優(yōu)化變量區(qū)域。鑒于各孔徑在（200～600）Hz的消聲量有高有低，難以選出最佳孔徑大小，課題采用（200～600）Hz總體消聲量的均方根值，將其作為評價指標(biāo)并進(jìn)行對比。最終，得3.8mm孔徑的消聲效果最佳。

圖13 均方根擬合曲線Fig.13 Root-Mean-Square Fitting Curve

選取插入管的穿孔孔徑為3.8mm后，根據(jù)原消聲器的結(jié)構(gòu)布局，將套筒結(jié)構(gòu)設(shè)置于直管2處，套筒結(jié)構(gòu)內(nèi)部設(shè)置有穿孔段，并添加吸聲材料，改進(jìn)后結(jié)構(gòu)，如圖14所示。

增設(shè)套筒結(jié)構(gòu)能有效控制流體速度，防止高速流體流經(jīng)直管后產(chǎn)生二次噪聲，并且能在一定程度上降低排氣背壓。增置套筒后的消聲器與方案一的傳遞損失的對比圖，如圖15所示。

圖15 增置套筒后與方案一消聲器插入損失對比Fig.15 Comparison of Insertion Loss Between the Additional Sleeve and Scheme 1

相較于方案一，增置套筒后消聲器的插入損失得到明顯提高，消聲性能得到優(yōu)化。在中低頻段（0～900）Hz范圍，增設(shè)套筒后的曲線分布在方案一上方，消聲性能明顯提高，尤其在200Hz處，波谷得到明顯改善。在高頻段（1200～1500）Hz范圍，消聲性能較原曲線降低，可見增設(shè)套筒在高頻段效果甚微?？偛迦霌p失較原來平均提升2.95dB。綜上所述，套筒對高頻段影響相對較小，優(yōu)化不明顯，在中低頻段有明顯的提高。因此，采取增置套筒方案為最終優(yōu)化方案。

增置套筒后的消聲器與原方案的各階次噪聲的對比，如圖16所示。其中2.0階噪聲為主要貢獻(xiàn)量，雖然其在（5000～5500）r∕min范圍內(nèi)尾管噪聲有所增加，但總體下降趨勢明顯。1.0和1.5階噪聲在全工況范圍內(nèi)也均有一定程度的下降。

圖16 1.0階、1.5階和2.0階噪聲對比Fig.16 Noise Comparison of Order 1.0，1.5 and 2.0

在保證優(yōu)化后的消聲器的聲學(xué)性能得到明顯提升后，需要驗(yàn)證其空氣動力學(xué)性能，優(yōu)化后消聲器與原方案消聲器的發(fā)動機(jī)功率對比，如圖17所示?？梢姽β氏噍^于原方案雖略有損失，但功率損失比在全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)均保持在較低水平，平均功率損失比為1.29%，滿足摩托車消聲器的技術(shù)要求。

圖17 優(yōu)化前后發(fā)動機(jī)功率對比Fig.17 Engine Power Comparison Before and After Optimization

優(yōu)化前后發(fā)動機(jī)燃油消耗率的對比圖，如圖18所示?？梢妰?yōu)化后的消聲器在低轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)（1000～5000）r∕min的燃油消耗率雖然比原方案略高，但全工況下的曲線趨勢明顯好于原方案消聲器，說明優(yōu)化方案消聲器的三器（化油器、節(jié)氣門、消聲器）匹配更好。在與發(fā)動機(jī)動力性方面的匹配來看，優(yōu)化后的消聲器略有提升；在與發(fā)動機(jī)經(jīng)濟(jì)性方面的匹配來看，優(yōu)化后的消聲器則明顯優(yōu)于原方案。

5 結(jié)語

（1）建立動機(jī)與消聲器的系統(tǒng)耦合仿真模型研究消聲器的性能匹配，綜合考慮其消聲性能、功率損失以及燃油消耗率。相對于單獨(dú)研究消聲器性能，研究更為全面、可靠。（2）在排氣系統(tǒng)不做大改動的前提下，對消聲器提出兩種改進(jìn)方案，分析其階次噪聲及噪聲頻譜分布，結(jié)合傳遞損失、插入損失、尾管噪聲一系列聲學(xué)參數(shù)，兼顧消聲器的動力性和經(jīng)濟(jì)性，選出了較優(yōu)的方案并著重提升中低頻段的消聲特性。（3）優(yōu)化設(shè)計(jì)中改變插入管的穿孔孔徑和增設(shè)套筒提高了消聲器在中低頻的消聲性能，傳遞損失提高了（2～3）dB，噪聲的主要貢獻(xiàn)量1.0階、1.5階和2.0階噪聲均有下降，且功率損失比保持在較低水平，發(fā)動機(jī)經(jīng)濟(jì)性方面的匹配更優(yōu)。