國五標準柴油機排氣系統聲學性能研究與設計

鄭子健，翁建生，袁 磊，孫鵬飛

（南京航空航天大學 能源與動力學院，南京 210016）

柴油發動機由于其低油耗和良好的可靠性等優點，在商用車、部分乘用車以及非道路用機械等領域應用廣泛[1]，但柴油機排放氣體中含有的HCCO NOX和顆粒物對環境和人類的傷害極大。為限制柴油發動機的污染物排放，國家已于2017年1月1日開始實施第5階段機動車排放標準。為了進一步降低機動車尾氣污染物排放，為達到越發嚴苛的排放標準，在柴油機排氣系統中安裝尾氣凈化裝置已經成為一種強制性措施，催化轉化器也就成為內燃機排氣系統中不可缺少的組成部分[2]。由于催化器載體的結構特殊，除了具有降低排放的作用，也會對排氣系統的聲學設計產生影響。因此，需要在排氣系統設計前對催化器裝置的聲學性能進行分析，從而在設計中考慮它對整個系統的影響。

在工程領域，在載體的聲學性能研究以及針對國家排放標準而進行的排氣系統設計方面，有很多人已經做出過相關工作，并取得一定結果。在近期，SHUN Honglong等對裝有SCR的滿足國四標準的排氣系統進行了研究。Antti Hynninen等對排氣系統中的結構進行聲學仿真，研究了中等轉速發動機的后處理系統聲學性能，其中也包括SCR。

本文為設計出滿足國五標準的排氣系統，首先分析發動機聲源特性，然后通過聲學計算以及實驗驗證催化轉化器的聲學性能，設計出針對發動機聲源頻率特性的消聲結構。

1 排氣系統初始方案與發動機聲源

1.1 后處理系統

排氣系統安裝在發動機后端，尾氣在經過排氣系統時溫度逐漸下降，所以根據尾氣在系統中的溫度梯度，將其分為熱端和冷端。熱端安裝催化器裝置用于處理排放污染物，包括DOC（柴油氧化型催化器）、SCR（選擇性催化還原），而在冷端主要進行消聲器和尾管設計用于降低排氣噪聲。排氣系統的結構如圖1所示。

圖1 排氣系統的結構

在排氣系統實際外部設計中，還需要考慮排氣系統在車體的安裝布置，根據具體車輛安裝布置情況以及后處理要求設計出初始方案。本文將發動機排量為2.7 L的國五標準柴油發動機的排氣系統作為研究對象。完成熱端設計后其結構如圖1所示，需要在此基礎上完成冷端消聲器內部結構設計與尾管優化。

1.2 排氣聲源特性分析

在設計消聲結構之前，首先測量發動機的排氣聲源特性，測量方法是以等長直管代替排氣系統，在管口測量出各特定工況下的聲壓值，由于直管本身不包含任何消聲結構，可認為聲音在管中沒有衰減，管口噪聲可以代表發動機聲源特性。

同時在排氣系統上游端渦輪增壓器后75 mm處布置壓力傳感器，測量“聲源端”的排氣壓力特征，同時按照GB-T4759-2009《內燃機排氣消聲器測量方法》測試尾管口輻射噪聲。

測試工況包括：

穩態工況：怠速、RPM=1 000、RPM=1 500、RPM=2 000、RPM=2 500、RPM=3 000、RPM=3 400

加速工況：WOT10s、WOT30s、WOT60s。

以穩態工況WOT60s為例，如圖2所示，排氣系統“聲源端”壓力與尾管口處的聲壓變化呈現很明顯的且完全相同的階次特征，這是因為發動機工作時排氣門開啟的瞬間，氣缸內高溫燃氣突然噴出產生壓力波動，從而激發噪聲，稱之為階次噪聲。

WOT60s工況下的瀑布圖全面地反映了內燃機在工作時所有轉速區間的整體噪聲性質。如圖2所示，兩者具有相同的階次特征，且階次成分在整體能量中貢獻突出，說明發動機的輻射噪聲主要是由于發動機工作而產生的排氣壓力波動形成，且主要貢獻階次為2、4、6階，在正常使用時的轉速區間900 r/min～3 450 r/min內，2、4、6階的階次頻率在360 Hz以下。

圖2 “聲源端”與尾管口瀑布圖對比

同時在尾管口出現了高頻的寬頻帶噪聲，這是因為氣流在經過管道系統傳遞和輻射過程中，產生了額外的噪聲，這部分噪聲就是氣流再生噪聲[3]。這種噪聲主要包括：高速氣流與管壁之間產生的摩擦噪聲、排氣歧管彎曲段的沖擊噪聲、尾管口向大氣輻射產生的噴射噪聲。

可以分析發現，在排氣噪聲中，頻率較低的階次噪聲在發動機整個轉速區間內都會有明顯貢獻，同時出現較寬頻帶的高頻噪聲，尤其是在高轉速帶來高速氣流情況下這種噪聲更容易產生。因此在排氣系統的聲學設計中需要針對這兩個具體頻段進行設計。對于低頻階次噪聲，抗性消聲器有很好的效果[5]，可以針對特定的低頻噪聲，加入穿孔板、穿孔管等形成赫姆霍茲共振腔對低頻噪聲產生抑制作用。對于高頻噪聲，需要運用類似吸聲材料才能進行抑制。

考慮到催化載體的影響，在進行冷端設計之前要分析催化載體在系統中的聲學性能。

2 催化載體的聲學性能

催化轉化裝置包括氧化催化器（DOC，Diesel Oxidation Catalyst）、選 擇 性 催 化 還 原（SCR，Selective Catalytic Reduction）。催化器結構特殊，它除了尾氣凈化功能外，還有一定的消聲效果。本文先基于平面波理論計算催化器在無流狀態下的傳遞矩陣，并通過實驗和仿真驗證催化器本體的聲學性能。DOC和SCR的結構類似，本文以DOC的聲學計算為例。

載體由許多形狀相同的方形孔道組成，而在單個孔道中由于通道橫截面積很小，需要考慮壁面的摩擦作用對聲傳播的影響。通過推導可以得到載體本身的傳遞矩陣[6]

M=U0/c為通道內的馬赫數，是斯托克斯數，σ=μcp/k是普朗特數。rd為管道半徑，ρ0為氣體密度，γ是比熱比，cp為定壓比熱，μ為動力黏度，κ為熱傳導系數。

根據傳遞矩陣計算DOC的傳遞損失[6]，將DOC的傳遞損失與等尺寸擴張腔的傳遞損失進行對比，說明在裝有DOC的排氣系統中載體本身有明顯的消聲效果。

下面選用已知參數的DOC單元進行傳遞損失的測試，并使用GT-power聲學仿真軟件進行仿真。

表1 DOC載體的幾何參數

測試與仿真結果如圖8所示，由于有限體積法仿真具有頻率限制，所以仿真的截止頻率為2 000 Hz。在2 000 Hz以內，仿真與測試結果一致性較好。高于2 000 Hz，由測試結果可以看出DOC在頻率逐漸升高時傳遞損失也在逐漸變大，載體的存在對高頻噪聲有很好的抑制作用。

根據前文分析，發動機工作時會在高頻段產生寬帶噪聲，而實驗數據表明載體可以很好抑制高頻噪聲，因此在排氣系統中它可以在一定程度上起到消聲棉的作用，彌補消聲器高頻消聲性能的不足。

圖3 DOC單元傳遞損失特性

由于SCR與DOC結構相同，均為蜂窩狀貫通結構，且尺寸參數與孔密度等基本相同，所以SCR的消聲特性與DOC一致。但是二者同時作用時對于排氣系統的消聲效果需要進行進一步的實驗驗證。

3 國五標準柴油機消聲器設計

通過之前的研究發現，發動機聲源具有明顯的階次特征，在排氣噪聲中介次噪聲對于噪聲總值貢獻很大，同時在中高頻段也會有寬帶噪聲產生。但是DOC和SCR等載體在系統中具有一定消聲效果，且通過計算與實驗發現其對高頻噪聲抑制效果良好，可以替代吸音棉進行高頻消聲。因此在設計滿足國五排放標準柴油機排氣系統時，應重點考慮其低頻性能。

現將設計要求總結為以下幾點：

(1)設計的消聲器對低頻的階次噪聲有很好的消聲效果，即傳遞損失在低頻有明顯峰值；

(2)為滿足發動機經濟性與環保要求，消聲結構應力求簡單有效；

(3)整體消聲性能優于同類車型達到國四標準發動機的排氣系統；

(4)為使發動機的燃油經濟性更好，功率損失更小，排氣系統產生的背壓應小于原有國四排氣系統。

(5)考慮排氣系統實際安裝與布置情況，應在已有的初始結構基礎上設計消聲器，不改變其原有結構。

基于以上幾點考慮，在排氣系統初始方案的基礎上，在SCR后端9.5 L容積內設計消聲結構，根據經驗在SCR后端的消聲容積內設計三種初始方案，如圖4所示。

圖4 國五消聲器不同方案

方案1：在消聲結構隔板上穿孔，孔直徑大小是10 mm，孔數為43，隔板后容積大小為4.75 L，這種結構形式形成赫姆霍茲共振腔，對于特定的某一頻率具有很好的截止作用。

方案2：主要的消聲效果由后端的穿孔管提供，穿孔管直徑為8 mm，穿孔率為12%。

方案3：設計一種復合消聲器，穿孔板等效于赫姆霍茲共振腔，雙穿孔管能提高氣流通過能力，降低背壓，穿孔板的穿孔直徑為6 mm，穿孔數為82，兩個穿孔管的穿孔直徑分別為6 mm和8 mm，穿孔率都為12%。

使用GT-power聲學仿真軟件，計算三種方案所形成的SCR-消聲器集成結構傳遞損失，如圖5所示。

圖5 三種消聲器方案傳遞損失對比

由圖5仿真結果對比可以發現，方案1在190 Hz～350 Hz的頻段內具有明顯的峰值；方案2在630 Hz～820 Hz的頻段內具有明顯的峰值；方案3在110 Hz～160 Hz和500 Hz～650 Hz的兩個頻段內均有峰值現象。由于所設計消聲器主要針對低頻階次噪聲，通過比較可以發現方案1在低頻傳遞損失具有明顯峰值，傳遞損失值明顯高于后面兩種方案，且方案2與方案3具有穿孔結構，穿孔管的引入在高轉速情況下有增加氣流再生噪聲的風險。因此方案1具有明顯優勢。現選擇方案1作為消聲器進行排氣系統消聲性能的驗證。

4 排氣系統整體消聲性能實驗驗證

4.1 測試尾管口噪聲

在半消聲室內測試配置方案1消聲器的國五排氣系統尾管口輻射噪聲。

實驗條件：

(1)背景噪聲為25.9 dB(A)；

(2)聲壓測點位于排氣口氣流軸向成45°水平方向處，距離地面高度為1.5 m；

如圖6所示為WOT60s工況下測得排氣系統尾管口輻射噪聲，其中橫坐標是轉速，縱坐標是A計權聲壓級，發現排氣系統的尾管口噪聲在1 055轉和1 560轉有明顯峰值，與階次噪聲分量對比發現，6階分量與4階分量分別在這兩個轉速下有很高的峰值。

1 055轉工況下6階分量的噪聲頻率為

圖6 國五排氣系統排氣噪聲

1 560轉工況下4階分量的噪聲頻率為

經過分析發現這是由尾管口尺寸因素所導致的特定頻率的聲模態共振所引起的。

4.2 尾管聲模態共振

尾管作為排氣系統的末端，對整個排氣系統的聲學性能也有著重要影響。

噪聲從尾管口輻射到大氣，聲阻抗發生變化，這樣就在管道中產生入射波和反射波疊加，形成駐波現象，此時的邊界條件被稱之為“開口-開口”，其共振頻率計算方法如式(3)所示

其中n=1，2，3，…，c為聲速，l為尾管長度。

設計排氣系統尾管長度為2 066 mm，在上述兩種轉速的工況下，長尾管中的排氣平均溫度約為220°C，對應的聲速是441 m/s，由式(3)計算可得其聲模態共振基礎頻率為

在尾管噪聲中出現的峰值分別211 Hz和220 Hz，正好對應于聲模態共振基頻的2倍。說明在排氣噪聲中出現的峰值是由于尾管的聲模態共振導致的。

為避免上述風險，考慮到排氣系統的安裝布置情況，不改變長尾管尺寸和形狀，需要在尾管中增加一定的消聲結構，“破壞”尾管中的駐波現象。在尾管中間位置增加一個1.8 L直通穿孔消聲器，抑制聲模態共振的產生。在添加消聲容積后，重新測試尾管口排氣噪聲，測試結果如圖7所示。

圖7表明，尾管加抗性消聲器后，特定轉速上的噪聲峰值消失，聲模態共振被很好抑制。

4.3 排氣系統背壓測試

圖7 尾管加抗性消聲器后排氣噪聲對比

排氣背壓對發動機的經濟性與效率有很大影響，因此排氣背壓也是評價排氣系統設計的重要指標。現按照GB/T-18297-2001測量排氣系統背壓，渦輪增壓器出口后75 mm處布置壓力傳感器，壓力傳感器的底面與管內壁平齊。

圖8 國Ⅴ最終方案與國Ⅳ排氣背壓對比

如圖8為所示，分別測試同類型發動機國四與國五標準排氣系統的排氣背壓。可見相比于同款發動機，滿足國五標準排氣系統背壓表現更優，在2 600轉后的高轉速下，國五排氣系統可以產生更低的排氣背壓。

這是因為國四排氣系統的消聲器為抑制排氣聲源的高頻噪聲，在消聲器中額外添加了吸聲棉等阻性消聲材料，增加的結構和材料阻礙了排氣氣流的通過，使排氣背壓升高。

5 結語

(1)根據柴油機排氣噪聲的頻率特性分析，排氣聲源中的低頻階次噪聲占主要成份，同時在1 200 Hz～2 000 Hz產生高速氣流噪聲，沒有階次特征。

(2)DOC等催化器載體在高頻段具有較好的消聲效果，可以起到吸聲材料的作用，但DOC與SCR對排氣噪聲的綜合影響還需進一步實驗研究。

(3)柴油機排氣系統的長尾管產生的聲模態共振引起聲壓峰值現象，在長尾管中增加一個消聲器破壞原有駐波現象，抑制了排氣噪聲。