基于COMSOL的某輕型貨車排氣消聲器設計

葛曹鵬，徐曉美，朱中輝

（南京林業大學 汽車與交通工程學院，南京 210037）

0 引言

目前消聲器的研究方法主要有：B.E.M設計（邊界元法）或F.E.M（有限元法），傳遞矩陣方程，特征值法等。相關研究表明，消聲器內部結構復雜，僅用一維平面波檢測會有較大誤差，必須采用二維乃至三維的平面波檢測方法。為此，近些年來基于多物理場開發的有限元軟件COMSOL在消聲器研究領域得到了越來越廣泛的運用。王鍵等人利用COMSOL軟件對不同的消聲器模型進行了仿真研究，研究發現消聲器的擴張比、穿孔系數等結構參數對消聲器性能影響明顯[1]。牛凱強等利用傳遞矩陣法和COMSOL軟件對擴張腔消聲器進行了有限元分析，研究表明消聲器的擴張腔體長度對消聲頻率的大小有影響[2]。曾建邦等利用COMSOL軟件模擬了穿孔消聲器內聲波傳播過程[3]。

為加快消聲器的研究開發進程，提出了一種基于正交優化設計思想和COMSOL軟件的發動機排氣消聲器設計方法，并開展了相應的仿真分析和正交優化研究。

1 消聲器結構設計

1.1 消聲器容積的選擇

消聲器容積的選擇非常重要。消聲器的容積過小，會導致內燃機功率損失過大，消聲效果下降；如果容積過大，雖然具有消聲量大、阻力損失小等優點，但安裝不便，且浪費材料。消聲器的容積可根據Thomas推薦的內燃機排氣消聲器容積計算式[4]初步確定。

式中，Q為常數，其取值范圍為5～6；Vh為內燃機排量，即工作容積，單位為L；n為內燃機標定功率轉速，單位為r/min；i為內燃機氣缸數；τ為內燃機沖 程數。

某輕型貨車配置的四缸四沖程發動機工作容積為3.707L，額定轉速為3200rpm，發動機排氣歧管直徑為54mm。根據式(1)可得到消聲器的容積范圍為（14.828～17.794）L，初步選為Ve=16L。

1.2 消聲器擴張比的選擇

消聲器的擴張比M是指消聲器擴張腔與原管道截面積之比。消聲器的消聲量隨擴張比的增大而增大。增大擴張比有兩種方法，一種是縮小消聲器入口或出口管直徑，另一種是增大消聲器擴張腔直徑。消聲器出口管的直徑不能小于發動機排氣歧管出口或排氣道口的直徑，否則會增大排氣背壓，增加發動機功率損失，同時也會加快排氣流速，激發再生噪聲，從而影響消聲器的實際消聲效果。此外，消聲器的外形尺寸因受安裝位置限制也不能過大，且消聲器外殼直徑增大會降低其上限失效頻率。因此，消聲器的擴張比宜在5～16范圍內選取。本文消聲器的擴張比初選為13。

1.3 消聲器外形尺寸確定

為了使消聲器具有較好的消聲效果，消聲器外形宜采用圓柱形[3]。由此，根據消聲器的容積可算出消聲器的總長L為535.7mm，考慮到設計時的誤差，取整為540mm。消聲器排氣管直徑在此取與進氣管直徑相等。

1.4 消聲器其他結構參數確定

單個擴張腔很難滿足消聲器消聲量的要求，為此消聲器多為多個擴張腔用穿孔管和穿孔板連接起來的多腔消聲器。一般而言，消聲器腔數越多消聲量越大，且高頻消聲效果越好。但是消聲器的消聲量并不隨擴張腔數的增加成比例增加，五腔以上的消聲器消聲效果改善就不明顯了，因此一般消聲器的消聲腔宜選取2～5個。對于輕型貨車，其消聲器基本采用四腔或五腔。本文選用四腔抗性消聲器。

消聲器的腔數、總長確定后，如何分配各腔的長度，尤其是第一腔的長度Ll十分重要。第一腔承擔著消聲器的主要消聲性能和緩沖高溫高速脈沖氣流的任務。文獻[6]指出，第一腔的設計容積應該不小于內燃機排量Vh的1～3倍。經計算可得第一腔容積范圍為（3.707～11.121）L，第一腔的長度L1=147～442mm，初選為L1=180mm。第一腔長度L1確定之后，根據文獻[5]中的設計計算式，可得第二腔長度L2=L1/2=90mm。第三腔和第一腔長度相等，L3=L1=180mm，第四腔和第二腔長度相等，L4=L2=90mm。

為使進入消聲器的氣流盡可能多地走更多的回路，消聲器的進、排氣管布置均采用偏置對稱分布，如圖1所示。進、排氣管上的穿孔區域1和穿孔區域2分別長60mm和50mm，孔徑d1=2mm，穿孔率均為5%，穿孔位置如圖1所示。三個內隔板上均穿孔，圓形穿孔區域3和4的直徑均為50mm，孔徑d2=4mm，穿孔率均為10%，穿孔位置如圖1所示。

圖1 消聲器結構簡圖

2 傳聲損失單一因素影響研究

基于所設計的消聲器結構，在COMSOL軟件中建立其聲學分析模型，并研究單一結構因素對消聲器傳聲損失的影響。

2.1 聲學模型構建

圖2是在COMSOL軟件中建立的消聲器有限元模型，其聲學傳遞損失如圖3所示。

圖2 消聲器有限元模型

圖3 消聲器的傳聲損失

圖3給出了消聲器在0～1500Hz范圍內的傳聲損失，當頻率在400Hz～550Hz時，消聲器的消聲效果較差，且在200Hz及1000Hz左右會出現一個谷值，但在大部分頻段都有很好的消聲效果，尤其在600Hz～800Hz和1200Hz～1400Hz時較好，平均傳聲損失大于25dB。

2.2 傳聲損失單一因素影響研究

2.2.1 穿孔率的影響

不改變消聲器的其他結構參數，只改變內隔板上的穿孔率，使其分別為5%、10%、15%，得到消聲器在不同穿孔率下的傳聲損失圖，如圖4所示。由圖4可以看出，內隔板的穿孔率越高，消聲器的傳聲損失量越低，但減少的幅度逐漸減小說明當穿孔率增大到一定程度時，聲波在消聲器內的傳播方式將不再受限于穿孔率，而取決于消聲器的其他幾何結構參數。

2.2.2 穿孔直徑的影響

圖4 穿孔率對傳聲損失的影響

不改變其他結構參數，當消聲器內隔板穿孔率為10%，穿孔直徑分別取為2mm、6mm、10mm，可得相應的消聲器傳聲損失如圖5所示。由圖5可知，當頻率低于500Hz時，隨著穿孔直徑的增大，低頻聲波受到的干涉和反射減弱，消聲器的傳聲損失隨之減小；當頻率大于500Hz時，隨著穿孔直徑的增大，傳聲損失總體上呈增大趨勢。

圖5 穿孔直徑對傳聲損失的影響

2.2.3 穿孔位置的影響

不改變以上兩種參數，只改變進氣管的穿孔位置，將進氣管的穿孔位置從距離進氣口250mm分別向前移動40mm，向后移動40mm，得到的傳遞損失圖如圖6所示。由圖6可以看出，當穿孔位置遠離進氣管口時，其中、高頻段的消聲效果更好。

圖6 穿孔位置對傳聲損失的影響

2.2.4 擴張比的影響

為探究擴張比對傳聲損失的影響，可改變各個腔室的容積大小，將對應的擴張比M改為11、15，此時消聲器的直徑D為179mm、209mm，在COMSOL中建模并計算分析，可得其傳聲損失如圖7所示。由圖7可以看出，增大消聲器的擴張比，可以明顯提高消聲器的消聲性能，但在某些頻段，如900Hz～1000Hz，因受其他結構參數的影響，大的擴張比反而使消聲器的傳聲損失變小。為此，應對消聲器的傳聲損失開展多因素影響分析。

圖7 擴張比對傳聲損失的影響

3 傳聲損失多因素正交優化研究

對于現有消聲器的結構參數，根據正交試驗原理[7,8]，基于COMSOL軟件開展消聲器的多因素正交優化試驗研究。所選取的優化因素為內隔板上的穿孔率、穿孔直徑、進氣管上的穿孔位置以及擴張比，根據相關因素取值繪制其因素水平表，如表1所示。

表1 因素水平表

基于表1的參數組合，利用COMSOL軟件計算出消聲器的平均傳聲損失。根據計算結果，分別算出消聲器各因素所在列中相應因素水平對應的指標之和Kj以及各因素的極差R，并按照極差大小對影響因素進行排序，其結果如表2所示。

表2 正交優化表及結果分析

表2（續）

由表2可知，對消聲器傳聲損失影響最大的因素是進氣管上的穿孔位置，其次是擴張比，然后是內隔板穿孔率，最后是內隔板穿孔直徑。總結上述多項因素，比較同一因素下Kj的1/3的大小，選取較大的水平值，得到消聲器的較優方案參數為：消聲器內徑為209mm，擴張比M=15，內隔板穿孔直徑d2=10mm，內隔板穿孔率為5%，進氣管上的穿孔位置與初始設計值保持一致。

圖8是優化前后的消聲器傳聲損失對比。對比優化前和優化后的傳聲損失曲線可見，雖然優化后的消聲器在300Hz～400Hz范圍內的傳聲損失變小了，但其在400Hz～1200Hz的較寬頻率范圍內均能獲得較高的傳聲損失，其平均傳聲損失約為32dB。

4 結語

1）消聲器傳聲損失單因素分析表明，內隔板上的穿孔率和穿孔直徑，以及消聲器的擴張比都對傳聲損失具有較明顯的影響。

圖8 優化前后消聲器傳聲損失對比

2）正交優化后的消聲器結構具有較好的消聲能力，優化后的消聲器平均傳聲損失約為32dB。