汽車消聲器內(nèi)部壓力預測方法研究＊

吳超群 郭啟亮 劉曉宇 宋志翔

（武漢理工大學）

1 前言

汽車排氣消聲器是通過降低排氣壓力的脈動來消除噪聲的一種裝置,而消聲器內(nèi)部壓力對消聲器性能有重要影響[1]。內(nèi)燃機各氣缸周期性間斷地排出廢氣會在消聲器內(nèi)部形成不均勻的壓力脈沖，這是導致排氣系統(tǒng)振動和產(chǎn)生輻射噪聲的主要原因之一。隨著排氣系統(tǒng)不斷輕量化，消聲器輻射噪聲的影響也越來越大，引起消費者和研究人員的關注。為了更有效地預測消聲器的輻射噪聲，需要了解消聲器內(nèi)部的壓力特征。許多學者[2，3]研究過消聲器內(nèi)部的壓力場，但很少有將壓力脈沖與輻射噪聲聯(lián)系起來的。目前對于消聲器輻射噪聲的研究還較少，僅有部分文獻研究了發(fā)動機的輻射噪聲[4，5]。本文基于GT-Power軟件包研究消聲器內(nèi)部壓力的預測方法，通過仿真分析預測消聲器內(nèi)部壓力時序值，并使用Matlab軟件將預測壓力時序值進行頻譜分析，得到壓力頻域值，最后將預測結果與試驗結果進行對比分析。

2 理論基礎及GT-Power建模

2.1 理論基礎

為簡化問題而采用一維計算流體力學方法來計算流體問題，整個臺架系統(tǒng)（包括發(fā)動機）被離散為許多小體積單元，各體積單元有相應的邊界條件約束在一起，假設每個體積單元內(nèi)部的標量參數(shù)（壓力、溫度、質(zhì)量、密度、內(nèi)能、熵）相同，邊界條件由一組矢量(質(zhì)量流、速度等)進行描述。流體模型可通過公式（1）連續(xù)性方程、公式（2）能力守恒定律和公式（3）動量守恒定律對壓力、質(zhì)量流、溫度進行求解。排氣系統(tǒng)中廢氣溫度隨著離發(fā)動機的距離發(fā)生急劇變化，因此還需要考慮系統(tǒng)的焓守恒，即公式（4）。

式中，boundaries為離散單元的邊界；m˙為邊界質(zhì)量流；m為質(zhì)量；V為體積；p為壓力；ρ為氣體密度；A為管道截面積；As為熱傳導表面積；e為總內(nèi)能；H為焓；h為熱交換系數(shù)；Tgas為氣體溫度；Twall為壁溫；u為流速；Cf為摩擦因數(shù)；Cp為壓力損失系數(shù)；D為等效直徑；dx為單元長度；dp為離散長度。

2.2 發(fā)動機模型

采用GT-Power建立的發(fā)動機模型共分為4部分，即進氣模塊、氣缸模塊、曲軸模塊和排氣模塊。根據(jù)發(fā)動機的實際工況，對進氣模塊、氣缸模塊和曲軸模塊進行調(diào)校，使其更適用于對工況進行模擬，以提高對消聲器內(nèi)部壓力預測的準確度。發(fā)動機模型的計算精度很大程度上依賴于發(fā)動機的實際參數(shù)及后期標定，為保證計算結果的可靠性，本文采用文獻[6]中已經(jīng)標定好的發(fā)動機模型來進行計算。

2.3 消聲器結構及其數(shù)學模型

消聲器三維模型如圖1所示。這是典型的3腔消聲器，發(fā)動機排出的廢氣由進氣管進入消聲器，由于進氣緩沖末端是封閉的，氣體只能通過小孔進入第2腔，然后經(jīng)中間緩沖管流入第1腔，再通過出氣管流出消聲器。在第2腔和第3腔部分出氣管的表層有吸聲材料。消聲器結構具體參數(shù)如表1所列，其中排孔數(shù)目為300個。

表1 消聲器結構參數(shù) mm

圖2為消聲器的計算模型，該模型是將消聲器的三維模型離散后所得的。

3 試驗裝置

消聲器試驗臺由發(fā)動機、發(fā)動機控制器（包括功率計）、溫度傳感器、壓力傳感器、工業(yè)計算機（包括數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)）等部分構成。本試驗采用的發(fā)動機為文獻[6]中提到的1.5L 4缸直列發(fā)動機，通過可吸收式的功率計來模擬路面負載，發(fā)動機轉速由發(fā)動機控制器進行控制，穩(wěn)定在4000 r/min。

在消聲器的3個腔里分別裝有1個壓力傳感器，壓力傳感器為PDCR4020高頻響壓力傳感器。傳感器信號由數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)中NI數(shù)據(jù)采集卡采集后，被工業(yè)計算機記錄，然后在工業(yè)計算機中使用Matlab軟件程序?qū)Σ杉臄?shù)據(jù)進行處理，生成壓力時序圖。最后在Matlab軟件中編寫相關程序，對采集的數(shù)據(jù)采用離散傅里葉變換（DFT）方法，進行頻譜分析，從而得到壓力頻譜圖。

排氣系統(tǒng)中合理安裝6個某品牌溫度傳感器，以測量排氣系統(tǒng)管壁溫度，為排氣系統(tǒng)模型的標定做準備。為了減少發(fā)動機振動對消聲器內(nèi)部壓力的影響，同時避免外界干擾，將消聲器固定在單獨的封閉空間（全無音室）里進行試驗。

4 結果分析

4.1 消聲腔內(nèi)壓力時序圖對比分析

圖3～圖5分別是消聲器第1腔～第3腔的仿真和試驗壓力時序?qū)Ρ葓D。仿真值是在GT-power軟件計算嚴格收斂后，采取一個周期的計算值；試驗值是發(fā)動機轉速在4000 r/min處穩(wěn)定10 min后，測取1個周期的試驗值。

由圖3～圖5可以看出，仿真值的周期和趨勢與試驗值完全相同，兩者在峰值上的吻合程度也很好，從而驗證了仿真結果的準確性。但仿真結果與試驗結果之間還存在一些微小差別，其主要由以下兩個原因造成:仿真計算過程中發(fā)動機的工況都在理想狀態(tài)下，比如進氣量、噴油量和燃燒率等都是恒定的，而且沒有考慮機械振動以及外界干擾；且GT-Power計算軟件是以一維平面波為基礎的，具有一定的局限性，而實際氣流流動更為復雜。

從圖3～圖5中還可以看出，圖5的仿真值與試驗值的吻合程度高于圖3和圖4。這是因為第3腔為共振腔，經(jīng)過該腔的氣流相對較少，所以壓力波動較小，仿真值更接近試驗值；第1腔和第2腔都有大量氣流經(jīng)過，而且流動方向有變化，容易產(chǎn)生高頻壓力波動，因此圖3和圖4中試驗值有較多波動。

消聲器內(nèi)部壓力的仿真結果與試驗結果基本吻合，在趨勢上完全一致，僅在數(shù)值上存在微小差別。因此，消聲器內(nèi)部壓力的仿真值是比較準確的，具有較大的參考價值。

4.2 頻譜分析結果對比

在對噪聲的分布研究中，頻譜分析是最基本的方法之一。頻譜能夠清晰地表示出一定頻帶范圍內(nèi)聲壓的分布情況，從而了解噪聲的成分和性質(zhì)。頻譜分析有助于了解聲源的性質(zhì)和識別主要噪聲源，為噪聲控制提供依據(jù)。

本文使用Matlab軟件對預測壓力時序值和試驗壓力時序值（即試驗采集的數(shù)據(jù)）采用DFT方法進行頻譜分析，得到相應的仿真壓力頻譜圖和試驗壓力頻譜圖的對比如圖6～圖8所示。

從圖6～圖8中可以看出，3個腔的仿真值和試驗值在低頻上幅值和趨勢非常吻合，但在高頻上差別較大；第3腔仿真值和試驗值的吻合優(yōu)于第1腔和第2腔，這主要是因為第1腔和第2腔中會出現(xiàn)亂流，產(chǎn)生高頻壓力波動，但是GT-Power是在假設不會產(chǎn)生亂流的情況下進行計算的，因此仿真結果與試驗結果在高頻范圍內(nèi)的吻合不是特別理想；由于第3腔內(nèi)的亂流較少，高頻壓力波動小，所以仿真結果與試驗結果更接近；除了仿真計算的理想條件外，GT-Power基于一維理論進行計算，也是高頻范圍計算結果不準確的原因之一。

由于結構阻尼的存在，高頻壓力激勵很容易被衰減，從而導致低頻壓力波動成為主要的激勵源，而仿真結果能預測出主要的激勵源，從而可為研究消聲器輻射噪聲提供參考。

5 結束語

a.建立消聲器模型和發(fā)動機模型，利用GTPower軟件得到了消聲器內(nèi)部壓力時序圖。與試驗結果對比，驗證了仿真結果的可靠性和有效性。

b.對仿真結果和試驗結果進行頻譜分析，并比較2者頻譜圖，可知仿真結果頻譜圖能夠正確反映出低頻主激勵源的頻率和噪聲。

1 李以農(nóng)，路明，鄭蕾，等.汽車排氣消聲器內(nèi)部流場及溫度場的數(shù)值計算.重慶大學學報 （自然科學版），2008，31（10）:1094～1097，1102.

2 杜潤，柯堅，于蘭英，等.液壓共振消聲器階躍壓力響應及內(nèi)部流場分析.機械科學與技術，2010，29（2）:141～145.

3 王偉，李國祥，倪計民，等.不同結構消聲器內(nèi)部流場的比較.內(nèi)燃機學報，2007，25（3）:277～280.

4 賈維新，郝志勇，楊金才，等.發(fā)動機油底殼輻射噪聲預測方法的研究.內(nèi)燃機學報，2005，23（3）:269～273.

5 劉月輝，郝志勇，付魯華，等.車用發(fā)動機表面輻射噪聲的研究.汽車工程，2002，24（3）:213～216.

6 Takashi Yasuda，Wu Chaoqun，NoritoshiNakagawa，et al.Predictions and experimental studies of the tail pipe noise of an automotivemuffler using a one dimensional CFD model.Applied Acoustics，2010，71（8）:701～707.