排氣背壓特性分析及優化方案研究

張國勇，張良勇，高朝祥

（四川化工職業技術學院，四川瀘州 646099）

0 引言

某型號轎車排氣系統采用了雙催化器結構，滿足了環保和排放法規對汽車尾氣的要求，但采用這種結構會導致排氣系統的背壓增大，比單催化器結構高10 kPa及以上，對該車型的燃油經濟性和動力性等指標造成了不利影響。

鑒于此，在不改變雙催化器結構和基本保持消聲器效果的條件下，采用試驗和數值分析相結合的方法對現有排氣系統的工作性能及其背壓的影響因素進行研究，進而提出優化方案，為問題的解決提供參考。

1 排氣背壓特性分析

排氣背壓是排氣系統開發過程中的關鍵技術目標之一。排氣背壓過大，會導致充氣損失增加，排氣消耗的機械功增多，發動機功率輸出降低，燃油經濟性降低，排氣溫度升高；排氣背壓過小，會造成排氣系統設計成本增加，噪聲水平變差[1-3]。

流體力學的發展使數值模擬技術成為了預測排氣背壓的重要方法，文獻[4-7]分別利用模擬軟件對催化器、消聲器和后處理等系統的背壓進行了仿真分析。本文基于研究項目的實際情況，將分別對除催化器外的排氣系統進行數值和試驗分析，對其背壓特性進行研究。

1.1 排氣背壓特性試驗分析

排氣系統由催化器、前排氣管、前消聲器、中段排氣管、后消聲器（即主消聲器）、尾管等部件組成。排氣背壓特性測試在某汽車公司發動機試驗平臺完成，試驗壓力測試點如圖1所示。其中，P_EXH2指排氣系統冷端的背壓，P_EXH4為后消聲器的背壓，P_EXH2與P_EXH3的差值則為前消聲器背壓，P_EXH3與P_EXH4的差值為中段排氣管的背壓。試驗發動機轉速6000 r/min，該轉速下各部件背壓值如表1所示。

圖1 M2排氣系統外觀

表1 排氣系統各部件背壓值及占比

1.2 排氣系統計算模型及數值分析

根據某消聲器公司提供的HM474Q型發動機及排氣系統參數，使用模擬計算軟件GT-Power，建立發動機的工作過程模型和消聲器結構的耦合模型。將模型與實驗值進行對比，確定最優仿真模型。通過建立的模型，仿真分析后消原始方案、改進方案1和改進方案2的排氣背壓和聲學性能。

1.2.1 計算模型

依據發動機的工作過程仿真模型和排氣系統的耦合仿真模型，計算排氣系統背壓和尾管噪聲值。

1.2.2 數值分析

根據提供的發動機性能數據校核發動機模型后，計算得到各轉速下的排氣系統背壓、壓力損失、尾管噪聲等。表2為在最高轉速6000 r/min時，排氣系統冷端背壓實驗值與計算值的對比。

表2 冷端背壓實驗值與計算值

從表2可看出，計算值和試驗值整體誤差較大，P_EXH2測點誤差基本一致。由于數值建模時未考慮催化器和排氣歧管參數，整體背壓計算值與試驗值誤差較大。

發動機在6000 r/min時排氣系統冷端各部件的壓力分布如圖2所示。由圖可知，整個排氣系統冷端中段排氣管和后消聲器的壓力降最為明顯，主消聲器壓降為122-111=11 kPa，約占整體壓降的50%；中段排氣管壓降為118-111=7 kPa，約占32%。

1.3 小結

通過排氣系統的試驗及數值分析可知：①試驗結果與數值分析結果比較吻合，證明了所建數值模型正確性及可靠性；②M2車型排氣系統中，整個排氣系統背壓，催化器背壓最大，占的50%以上，其次為后消聲器，占25%以上，然后是中段排氣管，前消聲器最小。

圖2 排氣系統冷端壓力分布

因此，降低排氣系統背壓應考慮催化器的改進、后消結構和中段管路。由于催化器是一個獨立結構，不屬于本次研究的范疇，故降低排氣系統背壓的工作重心將集中在主消聲器結構和中段管路上。

2 排氣背壓影響因素研究

目前關于排氣系統研究較多的是振動特性和懸掛點位置的優化。模態分析是排氣系統動力學計算的關鍵[8]。其研究的思路主要是在一定頻率范圍內，影響振幅和噪聲的主要因素，通過改變排氣系統掛鉤吊耳的懸掛位置，減小排氣系統的最大振幅，實現對排氣系統進行優化設計。也有文獻利用Fluent軟件摩托車排氣管內氣體流動狀況進行數值模擬，根據速度、壓強分布情況來確定催化轉化器的理想安裝位置。借鑒以上文獻的研究思路，確定了以下影響排氣背壓的研究因素。

2.1 排氣管內徑

根據流體力學相關理論可知，排氣管內徑的大小對壓力損失有較大的影響。在相同的排氣流量下，管徑越大，氣體流速越慢，壓力損失越少。因此在僅改變排氣管內徑，計算不同管徑在P_EXH2測量點（圖1）的排氣背壓變化情況（圖3）。

圖3 排氣背壓隨內徑變化

可以看出，當內徑由36 mm增大到44 mm，對應的背壓由27.5 kPa減小至15.9 kPa，降低了11.6 kPa，說明內徑越大、背壓越小壓力損失明顯減少。因此，增加排氣管管徑對降低背壓有較為明顯的影響。

2.2 中段排氣管的彎角

中段排氣管彎管部分彎曲角度較大，易產生較大的局部阻力損失和沿程阻力損失。其他參數不變，僅改變彎管段一彎曲角度。不同角度的排氣系統冷端背壓的變化情況如圖4所示。

可以看出，隨著彎管角度增大（即直管的角度為180°），背壓逐漸減小。由于彎管角度增大，排氣阻力減小，流動損失降低。因此，在設計排氣管路走向時，應避免較大的管路完全，降低壓力損失。

圖4 排氣背壓隨彎管角度變化

2.3 主消聲器的內部結構

主消聲器的背壓約占整個排氣系統冷端背壓的50%，是降低排氣系統背壓的主要研究對象。下面分別探究內網管管徑、穿孔率、隔板位置、殼體長度等因素對主消聲器背壓的影響。

2.3.1 內網管徑

其他參數不變，僅改變主消聲器內網管的管徑，不同管徑的排氣系統冷端背壓變化情況如圖5所示。消聲器內網管管徑對壓力損失有較大的影響，管徑越大，壓力損失越小，但不如排氣管管徑變化影響顯著。

圖5 排氣背壓隨后消聲器內管徑變化

2.3.2 隔板開孔形式和穿孔率

其他參數不變，將主消聲器右隔板上Φ15 mm的通孔調整為與左隔板相同的Φ3.5 mm小孔，共計363個。調整后背壓由22.7 kPa下降至21.6 kPa?？芍诟舭迳洗蚨鄠€小孔的壓力損失情況要好于打通孔。

保持其他參數不變，改變主消聲器左隔板的穿孔率，得出不同穿孔率對背壓的影響（圖6）?？梢?，隔板上的穿孔率增大，系統背壓會降低。

2.3.3 隔板位置

其他參數不變，僅調整主消聲器兩隔板的放置位置，發現系統背壓變化很小，可以忽略。

2.3.4 殼體長度

其他參數不變，僅改變主消聲器的殼體長度，排氣背壓變化情況如圖7所示。增加殼體長度，排氣增大。殼體長度增加，雖然增大消聲器容積的，但導致流程增大，系統壓力損失增大。

2.4 小結

基于以上對M2排氣系統背壓影響因素的探究，得到以下結論：①排氣管內徑增大，系統背壓減??；②增大中段管路彎管角度可減小系統背壓；③增加后消聲器內管直徑可減小背壓；④后消聲器隔板上的穿孔率增大，系統背壓降低；⑤選擇穿孔率為20%左右最為適宜；⑥后消聲器隔板的安裝位置對系統背壓的影響很小，可以忽略；⑦后消聲器殼體長度增加，系統背壓升高。

圖6 排氣背壓隨穿孔率變化

圖7 排氣背壓隨后消殼體長度變化

3 排氣背壓特性改進方案研究

3.1 確定改進方案

綜上可知，排氣系統背壓的改進方案主要考慮增大排氣管直徑和改變后消聲器內部結構。初步確定改進方案如下：①排氣管外徑采用Φ42.7 mm×1.5 mm的管子；②前、后消聲器內管直徑Φ42 mm，后消聲器進口管長272 mm。

3.2 改進方案背壓及消聲特性分析

改進方案較原方案的壓力損失明顯降低。在6000 r/min時，排氣系統冷端壓力為18.2 kPa。從消聲效果來看，對比原方案與改進方案，改進方案低頻消聲效果更好，高頻效果較差，在390 Hz左右出現峰值。這是由于改進方案增加的插入管結構，對部分通過頻率有選擇性地消聲，同時取消進氣管上開孔，降低了高頻消聲效果。

從表4可以看出，改進方案較原方案的排氣系統冷端壓力降低了4.5 kPa，其中前消聲器、中段連接管、后消聲器降低值分別為0.2 kPa，0.4 kPa和3.9 kPa。由此可見，本節所確定的改進方案能夠滿足本課題研究要求，是兼顧降低排氣系統背壓和消聲效果的最佳選擇。

4 結論

（1）將模擬值與實驗值進行對比，證明了數值分析模型的準確性和可靠性，能較好地模擬發動機的實際工作過程。

（2）運用試驗和數值分析法對原排氣系統的消聲和背壓特性進行了分析，明確了改進對象和工作方向，進而研究了各因素對排氣背壓的影響情況。

（3）確定改進方案：排氣管外徑采用Φ42.7 mm×1.5 mm的管子；前消聲器、后消聲器內管內徑為Φ42 mm，后消聲器進口管長度縮短為272 mm；第三腔作為共振腔。

（4）改進方案有效地降低了排氣系統冷端的背壓。在最高轉速6000 r/min時，壓力損失降低4.5 kPa，達到18.2 kPa。