采用橫流穿孔管消聲器的車輛尾管怠速噪聲優化＊

吳杰 王明亮 羅玉濤

（華南理工大學，廣州 510641）

采用橫流穿孔管消聲器的車輛尾管怠速噪聲優化＊

吳杰 王明亮 羅玉濤

（華南理工大學，廣州 510641）

為解決某新車型怠速尾管噪聲超標問題，采用計算流體力學（CFD）方法仿真分析了橫流穿孔管消聲器內部流場的速度與壓力變化情況，揭示了穿孔形式、穿孔位置及穿孔率對消聲器壓力損失的影響規律，并根據該車型前消聲器內部流場的分布情況給出了優化方案。實車測試結果表明，優化方案在空調關閉和開啟狀態的怠速噪聲分別降低了2.6 dB（A）和2.1 dB（A），滿足尾管噪聲限值要求。

1 前言

汽車生產廠商以及國內外研究者都在致力于研究消聲性能好、氣流阻力低的消聲器，但兩個性能指標相互矛盾，即消聲性能好則壓力損失大，壓力損失小則消聲效果差[1～2]。消聲器由各種子結構構成，把握子結構的壓力損失特性有助于提高消聲器的設計開發效率。Middelberg[3]利用計算流體力學（Computational Fluid Dynamics，CFD）方法研究了消聲器內部壓力損失情況。方建華等[4～5]利用CFD研究了消聲器擴張腔和內插管的結構參數對消聲器壓力損失的影響。胡效東、黃繼嗣等[6～7]研究了擴張腔、內插管穿孔位置對消聲器壓力損失的影響。Fayri等[8～9]研究了直流穿孔管穿孔率、穿孔半徑和穿孔長度對壓力損失的影響。

橫流穿孔管結構參數對壓力損失影響的研究則不多。徐磊、林光典等[10～11]研究了橫流穿孔管的穿孔率、穿孔長度和穿孔腔膨脹比對壓力損失的影響，沒有給出穿孔形式、穿孔位置對壓力損失的影響，也沒有研究不同穿孔形式受入口流速和穿孔率變化時對壓力損失的影響。雖然橫流穿孔管較直流穿孔管和內插管的壓力損失大，但是其具有消聲頻帶寬，中、低頻噪聲消聲性能優良，以及流場分布更加均勻等特點[10,12]。本文采用CFD方法，利用Fluent軟件仿真橫流穿孔管的不同穿孔形式、穿孔率和穿孔位置對壓力損失的影響，進而分析不同穿孔形式的消聲器壓力損失受流速和穿孔率的影響。針對某在開發國產SUV車型排氣系統怠速尾管噪聲超標的問題，給出了含有橫流穿孔管的消聲器優化方案，并驗證了方案的有效性。

2 CFD流場仿真技術

消聲器內部的流體流動滿足質量守恒定律、動量守恒定律和能量守恒定律，這是數值計算的基礎。

2.1 質量守恒定律

單位時間內流體微元中增加的質量等于同一時間內流入該微元體的凈質量，即

2.2 動量守恒定律

微元體中流體的動量對時間的變化率等于外界作用在該微元體上的各項作用力之和，即

式中，ρF為微元體中流體所受體力的合力；?·P為微元體中流體所受面力的合力。

2.3 能量守恒定律

能量守恒定律是含有熱交換的流動系統必須滿足的基本定律，實際上是熱力學第一定律，它反映了流體流動過程中能量守恒的基本性質。微元體中能量的增加率等于進入微元體的凈熱流量加上單位時間內體力與面力對微元體所做的功，即

式中，T為溫度；k為流體的傳熱系數；cP為比熱容；ST為流體的內熱源及由于黏性作用而使流體機械能轉換為熱能的部分。

3 不同穿孔形式橫流管的CFD仿真

橫流穿孔管消聲器是利用橫流穿孔管較大的聲波和氣流阻力、沿穿孔傳播的聲波向聲源方向的反射以及流經小穿孔時的截面突變使聲阻抗發生變化而降低噪聲的[10]。綜合考慮消聲性能和制造工藝，研究圓孔和長圓孔兩種不同穿孔形式的橫流穿孔管消聲器的流場分布情況。圖1所示為一兩腔消聲器，除第1腔穿孔管穿孔形式不同，其它結構和尺寸參數均相同。第1腔、第2腔長度分別為125 mm和100 mm，管上穿孔長度為90 mm，穿孔率為12.33%。中間隔板有30個直徑為10 mm的圓孔，入口管末端封口，出口管采用內插管，插入長度25 mm，穿孔管和內插管直徑均為40 mm。外腔選擇多用于配合汽車底盤的三角形外腔，截面長度方向尺寸128 mm，寬度方向尺寸84 mm。

圖1 橫流消聲器結構示意

對消聲器的流場進行CFD仿真，需要作如下假設[13]：

a.抗性消聲器固體區和流體區的物理性能參數均為常數，流體介質為不可壓縮流體。

b.流體為定常流動（Steady）中的湍流。

c.不考慮重力的影響。

d.消聲器入口流體勻速流動，無脈沖影響。

e.消聲器進、出口管直徑相等時，認為進、出口動壓相等，消聲器的全壓損失由靜壓損失替代。

3.1 穿孔形式對流場的影響

網格劃分后導入Fluent軟件，采用Simple算法，流體滿足假定的定常流動，采用標準k-ε湍流模型，啟動能量方程。消聲器內流體假設為空氣，密度為0.6 kg/m3，黏度為3.5×10-5Pa·s[14]。

兩種穿孔形式消聲器的邊界條件相同：入口流速為100 m/s，入口溫度為900 K，湍流強度和水力直徑分別為6%和40 mm，消聲器壁厚為1.2 mm，材料為SUH 409，出口壓強為1個大氣壓，出口溫度為850 K。計算結果收斂后進行后處理，得到圓孔和長圓孔穿孔形式消聲器的壓力分布云圖、速度矢量云圖及跡線圖，見圖2。計算得到消聲器總壓差及部分局部壓差，見表1。

圖2 不同穿孔形式消聲器流場云圖

表1 壓力損失計算結果 kPa

圓孔和長圓孔穿孔形式的壓力損失分別為15.59 kPa和12.57 kPa。由圖2a、圖2b可知，入口管內沿氣流方向壓力逐漸增大，2個消聲腔內的壓力分布均勻，腔內部壓力損失較小。壓力變化主要集中在穿孔管穿孔、中間隔板和出口管處。

由圖2c、圖2d可知，圓孔面積小，在穿孔處氣流先急劇收縮再迅速擴張，小范圍內引起速度的劇烈變化，高速氣流對低速氣流形成沖擊碰撞，能量損失嚴重，引起較大的壓力損失。長圓孔面積較大，各射流之間相互耦合，形成較大的射流，但速度并未在小范圍內急劇變化，能量損失相對較小。因此，圓孔局部穿孔壓力損失較長圓孔大，見表1。

由圖2c、圖2e可知，氣流穿過圓孔形成短小的射流并沿流速方向耦合。第1腔內形成2個方向的分流，一部分反方向形成大渦流，另一部分平行穿過隔板，流向后端蓋，在第2腔內形成較大渦流。氣流平行穿過中間隔板，各穿孔之間的氣流碰撞較少，引起的能量損失少，使得圓孔穿孔消聲器第1腔和第2腔之間的壓力損失較小。但平行直流形成的渦流使得大部分氣流經過180o的反射流入出口管，增加能量損失，在出口管處引起較大的壓力損失。

由圖2d、圖2f可知，長圓孔穿孔射流較大且射流距離較遠。第1腔內的氣流一部分反方向形成大渦流，另一部分沖擊到外殼反射后斜穿過中間隔板時相互發生強烈碰撞，并在穿孔隔板小孔附近形成小渦流，引起長圓孔在中間隔板處壓力損失增加。由于氣流傾斜穿過中間隔板，導致部分氣流直接流入出口管，減少了第2腔內的渦流強度，降低了對出口管的沖擊，減小了出口管處的壓力損失。由表1，穿孔管壓差是導致圓孔穿孔消聲器較長圓孔穿孔消聲器壓力損失大的主要因素，并且長圓孔穿孔消聲器各局部的壓力損失更加均勻。

3.2 氣流速度對不同穿孔形式壓力損失的影響

發動機轉速不同時，排出氣體流速的變化使氣體的靜壓變化較大，所以需研究入口流速對消聲器壓力損失的影響。相同邊界條件下，兩種穿孔形式的穿孔率均為12.33%，計算入口流速為40 m/s、60 m/s、80 m/s、100 m/s、120 m/s時消聲器壓力損失的變化情況，見圖3。由圖3可知，兩種穿孔形式的消聲器壓力損失隨著入口流速的增大而增大，圓孔穿孔消聲器的壓力損失隨氣流速度增加的幅度更大。氣流速度40 m/s時，圓孔穿孔消聲器壓力損失較長圓孔穿孔形式消聲器大0.47 kPa，但當速度增加到120 m/s時，前者壓力損失較后者大4.42 kPa。

圖3 兩種消聲器壓力損失隨流速的變化

3.3 穿孔率對不同穿孔形式壓力損失的影響

入口流速為100 m/s時，計算孔徑固定而穿孔率為10.27%、12.33%、14.39%、16.44%及18.49%時兩種消聲器的壓力損失變化情況，見圖4。由圖4可知，穿孔率由10.27%增加到18.49%時，由于穿孔處流通面積增大，氣流速度降低，使得兩種橫流穿孔消聲器的壓力損失逐漸減小。穿孔率相同時，圓孔橫流穿孔管消聲器的壓力損失較長圓孔的更大，兩者的差值隨著穿孔率的增加緩慢降低。

圖4 消聲器壓力損失隨穿孔率的變化曲線

3.4 長圓孔穿孔位置對壓力損失的影響

由以上仿真分析可知，設計橫流穿孔管消聲器時，長圓孔穿孔形式較圓孔穿孔形式的空氣動力學性能更好。因此，針對長圓孔穿孔形式，入口流速為100 m/s時，分析穿孔位置靠近端蓋（距端蓋2.5 mm）、中間位置及靠近隔板（距隔板2.5 mm）時消聲器的速度和壓力變化情況，見圖5。

圖5 不同穿孔位置的速度及壓力云圖

由圖5a、圖5c、圖5e可知，穿孔位置越靠近隔板，產生的速度射流也越靠近隔板，并且在第1腔內產生的渦流范圍更廣，渦流速度梯度更大，能量損失也更多。穿孔位置的不同對氣流穿過中間隔板后的影響也不同，穿孔位置越靠近隔板，氣流穿過中間隔板進入第2腔后沖擊范圍越大，腔內的平均氣流速度越大，產生的渦流強度越強，消耗的能量越多。由圖5b、圖5d、圖5f可知，穿孔位置越靠近隔板，第1腔內的壓力變化越不均勻，對外殼的沖擊越強烈，沖擊部位的壓力越大，產生的壓力損失越多。

3種穿孔位置在相同邊界條件下的入口壓力、出口壓力以及消聲器壓力差值如表2所示。由表2可以看出，穿孔位置越靠近隔板，產生的壓力損失越大。

表2 長圓孔穿孔位置對壓力的影響 kPa

由圖5e可知，當穿孔位置靠近隔板時，氣流直接沖擊隔板與外殼的焊接位置，對消聲器的結構強度影響較大，容易引起結構疲勞破壞。綜合來看，橫流穿孔管消聲器穿孔位置越靠近端蓋，其空氣動力學性能越好，疲勞性能越好。

4 復雜排氣系統流場仿真及驗證

4.1 排氣系統壓力場仿真

某款在開發SUV車型消聲器尾管怠速噪聲超標，將前消聲器改為橫流穿孔管結構。根據橫流穿孔管流場仿真分析結果，選擇長圓孔穿孔形式，穿孔部位靠近左端蓋結構。前消聲器優化結構如圖6所示。第1隔板有32個直徑10 mm的圓孔，第2隔板有100個直徑3 mm的圓孔，入口管有65個18 mm×3 mm的長圓孔，穿孔率18.8%，入口管末端封口，出口管有390個直徑3 mm的圓孔，第3腔填充密度為150 kg/m3的玻璃纖維。

圖6 前消聲器優化方案

由聲學軟件GT-Power得到發動機轉速5 500 r/min時的計算結果（入口質量流量、氣流密度、入口溫度及出口溫度）作為邊界條件，利用Fluent軟件，采用Simple算法，設定氣體密度為0.447 kg/m3，黏度為4.8×10-5Pa·s，采用標準k-ε湍流模型，啟動能量方程，設置入口質量流量為0.089 g/s，入口溫度為1 120 K，湍流強度和水力直徑分別設為6%和46 mm，消聲器壁厚1.2 mm，材料為SUH 409，出口壓力為1個大氣壓，出口溫度為750 K。

圖7所示為排氣系統壓力云圖，其中點1、點2為壓力損失測量點。由圖7可以看出，排氣系統各部分壓力梯度變化均勻。計算得到排氣系統入口及出口壓力分別為147.68 kPa和101.44 kPa，排氣系統整體背壓為46.23 kPa，點1、點2的壓力分別為145.86 kPa、132.61 kPa，副消聲器入口（排氣系統冷端）壓力為130.53 kPa，排氣系統冷端背壓為29.09 kPa。點1、點2和催化器的壓力損失如表3所示。

圖7 排氣系統壓力云圖

表3 試驗與仿真壓力損失對比（5 500 r/min） kPa

4.2 試驗驗證

制作如圖6所示的樣件并安裝到帶有半消聲室的試驗臺架，測量壓力及尾管噪聲。試驗室總體布置如圖8所示，實物如圖9所示，圖中點1、點2為壓力傳感器安裝位置，與仿真計算數值提取位置相對應。

圖8 試驗室總體布置

圖9 試驗實物安裝圖

測量發動機從怠速（800 r/min）到5 500 r/min過程中點1、點2的全壓值。圖10所示為測試點1處壓力損失隨發動機轉速的變化情況，可以看出與仿真結果（圖3）趨勢相同，排氣系統壓力損失隨排氣系統氣流流速（發動機轉速）成拋物線變化。

圖10 發動機壓力損失變化曲線

點1、點2和催化器（點1壓力與點2壓力的差值）在發動機轉速為5 500 r/min時的壓力損失如表3所示。由表3可知，測點1、2壓力的計算誤差均在5%以內，仿真數據與試驗數據有較好的一致性。計算誤差產生原因主要有：

a.GT-Power使用的發動機參數與實際情況有所差別，Fluent計算時設置的結構粗糙度與實際情況也有所差別，實際結構中的局部毛刺以及摩擦損失等都會加大系統壓力損失。

b.計算所用催化器載體的黏性阻力系數和慣性阻力系數與實際情況稍有差別。

為驗證優化效果，在實車上進行測試，空調關閉、開啟狀態下怠速噪聲分別降低至54.3 dB（A）和57.1 dB（A），較原方案分別降低了2.6 dB（A）和2.1 dB（A），滿足技術要求。圖11為實車試驗測得的發動機轉速1 000～5 600r/min范圍內的尾管噪聲總值以及各階次噪聲值。由圖11可知，對比原方案，優化方案總體噪聲降低1～5 dB（A），各階次噪聲也有不同程度的降低。

5 結束語

利用CFD仿真方法可以根據消聲器結構的內部流場分布細節有針對性地設計消聲器子結構。邊界條件相同時，長圓孔穿孔消聲器較圓孔穿孔消聲器空氣動力學性能好，且壓力損失小。穿孔管穿孔位置在入口端蓋附近時壓力損失最小，因此，在設計橫流穿孔管時，盡量選擇長圓孔穿孔形式，且長圓孔穿孔位置盡可能接近入口端端蓋。

文中的仿真分析與設計方法及給出的橫流消聲器子結構也可為其它消聲結構的優化設計提供借鑒。

圖11 尾管噪聲變化曲線

1 劉鵬飛，畢傳興.汽車消聲器聲學性能及流場特性數值分析.噪聲與振動控制，2009，29（4）：99～102.

2 李洪亮，谷芳，程魁玉，等.某轎車消聲器性能的數值模擬.汽車工程，2008，30（10）：885～888+897.

3 Middelberg J M,Barber T J,Leong S S,et al.CFD analysis of the acoustic and mean flow performance of simple expansion chamber mufflers.2004 AS-ME International Mechanical Engineering Congress and Exposition，Anaheim:American Society of Mechanical Engineers，Anaheim，2004.

4 方建華，周以齊，胡效東，等.擴張式消聲器的流體仿真及空氣動力性能研究.系統仿真學報，2009，21（20）：6399～6404.

5 方建華，周以齊，胡效東，等.內插管抗性消聲器的CFD仿真及壓力損失研究.武漢理工大學學報：交通科學與工程版，2009，33（4）：795～798.

6 胡效東，周以齊，方建華.單雙腔抗性消聲器壓力損失CFD研究.中國機械工程，2006，17（24）：2567～2572.

7 黃繼嗣，季振林.同軸抗性消聲器聲學和阻力特性的數值計算與分析.噪聲與振動控制，2006，26（5）：91～95.

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10 徐磊，劉正士，畢榮.橫流穿孔管消聲器聲學及阻力特性的數值分析.燕山大學學報，2010，34（4）：301～306.

11 林光典.汽車排氣消聲器性能研究及設計開發：[學位論文].廣州：華南理工大學，2015.

12 王昌，張杰，郭文亮，等.小孔噴注復合式消聲器綜合性能仿真與優化.中國農機化學報，2016，37（5）：164～167.

13 祁照崗，陳江平，胡偉.汽車空調風道系統CFD研究與優化.汽車工程，2005，27（1）：103～106.

14 趙松齡.噪聲的降低與隔離.上海：同濟大學出版社，1989.

（責任編輯 斛 畔）

修改稿收到日期為2017年1月12日。

Tailpipe Noise Optimization of A Vehicle at Idle Speed Using Muffler with Cross-Flow Perforated Tube

Wu Jie,Wang Mingliang,Luo Yutao
（South China University of Technology,Guangzhou 510641）

For tailpipe noise of a new vehicle model exceeding the manufacture’s standard limits at idle speed, internal flow field velocity and pressure of a cross-flow perforated muffler are simulated using the Computational Fluid Dynamics(CFD)method.The simulation results showed how the perforation form,the perforation position and the perforation rate affect the pressure loss of the muffler.According to the distribution of the internal flow fields of the vehicle’s front muffler,the optimization scheme was given.The real vehicle test results indicated that the tailpipe noise with the optimized muffler decreases by 2.6 dB（A）and 2.1 dB（A）respectively at the cases AC Off and On,which meet the required standard limits noise.

Cross-flow perforated tube,CFD,Tailpipe idle noise,Muffler

橫流穿孔管 計算流體力學 怠速尾管噪聲 消聲器

U464.149

A

1000-3703（2017）05-0024-06

教育部新世紀人才計劃項目（NCET-11-0157）；廣東省自然科學基金項目（2016A030313463）。