某單缸柴油機排氣消聲器的結構優化分析

丁 瑞，李舜酩

(南京航空航天大學 能源與動力學院，南京210016)

如今，我國對汽車噪聲控制的要求越來越高，因此對于汽車廠家而言，降噪是一個急需解決的問題。在汽車的所有噪聲中，汽車發動機的排氣噪聲是最主要噪聲，通常情況下，該噪聲可以超過整體發動機其他噪聲10 dB～15 dB以上[1]。在柴油機工作過程中，主要的噪聲來自于機械、空氣動力以及燃燒，其中最突出的噪聲來自于機械動力[2]。若要降低排氣噪聲，安裝排氣消聲器是一種最簡單有效的方法。為了盡可能消除排氣噪聲，必須設計出高性能的消聲器[3]。

近年來，國內外研究人員經過不斷探索，在消聲器研究方面取得不少成果。Singh等[4]提出了一種混合合成流入邊界條件，并應用于簡單的膨脹消聲器，分析其內部的流動聲和聲脈沖相互作用。Jena 等[5]通過數值模擬研究了用于測量無平均流量消聲器的聲傳輸損耗測量技術。Sakamoto等[6]以門緣厚部內的消聲器為研究對象，通過對3種消聲器的理論分析和實驗，測定聲音傳輸損失，來評價消聲器的性能。Kumar等[7]利用CFD 對消聲器出口的速度進行了分析，開發了優化模型對其進行了分析。

國內對消聲器的研究也在不斷進步，白云等[8]建立了簡單擴張式抗性消聲器模型，并對其結構和消聲性能進行了模擬仿真分析。溫逸云等[9]運用有限元法，通過對穿孔分布、插入長度、擴張腔直徑、穿孔率等各項參數分析，研究這些因素給消聲器性能帶來的影響。彭菊生[10]建立了相關的理論模型，并借助于聲學軟件Sysnoise仿真分析某款汽車排氣消聲器在性能方面傳遞損失。翟華等[11]通過分析鍛壓裝備中的大功率電機產生的噪聲，提出了微穿孔板這一新型消聲結構。杜華蓉等[12]針對某載貨汽車發動機排氣消聲器在中、低頻區域消聲效果較差問題，提出了兩種消聲器結構優化方案。

1 原消聲器主要性能研究

1.1 評價消聲器性能的指標

消聲器性能評價主要指標有兩部分，其一是聲學性能指標，其二是動力學性能指標。在聲學性能這一評價指標中，主要包括插入損失和傳遞損失等，空氣動力學指標主要包括壓力損失和功率損失比等。

傳遞損失LTL指消聲器進出口端聲功率之差，其計算公式為

在式(1)中，消聲器進口端聲功率級用LW1來示，出口端聲功率級用LW2表示，其單位是dB；進口端聲功率用W1表示，出口端聲功率用W2表示，其單位是W。

傳遞損失所反映出的僅僅是消聲器自身所具備的聲學特征，這僅僅與其結構形式有著直接關系，并不受外界因素的影響。

LIL表示插入損失，就是在消聲器安裝前后，其出口位置聲功率級或者是聲壓級出現的差值，以下是其表達式：

在式(2)中，消聲器安裝之前的某個測點位置聲功率級用LWi來表示，安裝之后的聲功率級用LWt來表示，其單位是dB；安裝前某個測點位置的聲功率用Wi來表示，安裝之后的聲功率用Wt來表示，其單位是W。

測量插入損失有比較簡單的方法，其對于測量環境也并無很高的要求，所以實現起來也更加容易，通過該測量結果，不僅可以將消聲器自身所具備的消聲性能反映出來，同時也可以將其和外部綜合聲學性能體現出來。

Δp代表壓力損失，為當一定量的平穩氣流在消聲器內部時進口處和出口處的平均全壓差[13]。因為本次研究的消聲器兩端有相同的橫截面積，所以可將其氣流靜壓差看做壓力損失，其公式為

在式(3)中，截面直徑用d來表示，氣流速度用ρ來表示，流速用ν來表示，原來的壓力用pν來表示，管道長度用l來表示，摩擦阻力系數λ為0.024[3]。

通過式(3)可知：氣流速度的平方和氣流阻力損失之間有著正比關系，在氣流速度加大過程中，阻力損失量也會增加。而隨著壓力損失的增加，消聲器功率消耗也會增加，隨之而來的就是排氣溫度以及排氣背壓的上升[14]。因此，出于對聲學性能以及空氣動力性能考慮，在消聲器設計過程中，流速應該較低一些。

RN代表功率損失比，它指當發動機處在標定工況條件下時消聲器安裝之前和安裝之后功率差值的百分比，即：

式中：Pe1與Pe2分別代表安裝消聲器前后發動機的功率，一般單位為kW。

功率損失比體現了阻力損失對發動機性能產生的影響。測量功率損失比時，應該盡量保證發動機狀態和試驗環境不發生變化，一般要控制RN≤5 %。

通常情況下，插入損失與功率損失比通過試驗測試分析得到，消聲器的傳遞損失與壓力損失利用軟件仿真分析計算得到。

1.2 原消聲器聲學性能分析

本文針對一款在用消聲器消聲效果不好的問題開展研究。該消聲器外部主要由進氣管、排氣管和殼體組成，內部由2塊穿孔板將整個腔體分隔為3個腔室，如圖1所示。其內部結構較為簡單，可能是導致其消聲效果不理想的主要原因，因此考慮通過改變其內部結構對原消聲器進行優化。

測量該消聲器實物的尺寸，在UG 中建立原消聲器三維模型，并在Hypermesh 中對其進行網格劃分，得到了相應的聲學網格，然后借助于LMS virtual.Lab 軟件分析聲學性能，將空氣按照流體材料進行定義，將單位聲功率作為消聲器入口位置的邊界條件，將出口位置的屬性定義為AML層，將分析頻率控制在1 Hz 至5 000 Hz 之間，將步長設置為10 Hz。通過計算得出了消聲器原來的傳遞損失[15]，具體情況如圖2所示。

圖1 原消聲器模型

由圖2可知，原消聲器在低頻段尤其是1 000 Hz以內的傳遞損失較低，確實存在低頻區消聲效果不理想的問題。消聲器優化設計中常用的一種方法就是優化消聲器的內部結構，在保證消聲器高頻區消聲效果的同時，提高消聲器在低頻段的消聲性能。另外，也要控制其功率損失不能過高。

圖2 原消聲器的傳遞損失頻譜

2 消聲器結構優化

2.1 消聲器結構優化方案

單級擴張式消聲器是最簡單的消聲結構，它的傳遞損失為

在式(5)中，擴張比用m表示，m=R2/r12；擴張室的半徑用R表示，擴張室的長度用L表示，入口管的半徑用r1表示，波數用k表示，k=2π/λ，聲波的頻率將會對其起到決定性作用。

當kL是的奇數倍時，sin(kL)=1，消聲量取最大值，即：

與最大消聲量TLmax相對應的頻率稱為峰值頻率。擴張室長度和峰值頻率分別為

當kL是π的整數倍時，sin(kL)=0，此時消聲量TL=0。擴張室長度和峰值頻率分別為由以上分析知：當擴張室長度是波長四分之一的奇數倍時，消聲量取最大值；而當其是波長二分之一的整數倍時，消聲量為0[3]。

當m比較小時，消聲量會非常??；隨著m增大，消聲量會以和m值對數近似的量級有規律增大。隨著擴張比增加，消聲量也會增加。為實現低頻消聲量的增加，可通過提升擴張比的方式來實現。而很多在實際問題中，由于客觀條件對其有限制作用，所以并不是越大的擴張比就越好。通常情況下，應該將擴張比控制在9＜m＜16 之間[16]。因為安裝的空間有限，所以在對消聲器進行優化之后，不應該改變其外形尺寸，擴張室的半徑為R=80 mm，同時，由于消聲器入口連接著發動機的排氣管，所以應該保持其進口直徑不變，r1=25 mm，算得擴張比m=R2/r12=10.24，符合要求。

長徑比是消聲器的長度與直徑的比值。在不改變其長度的情況下，擴大消聲器的長徑比，就可以減小其擴張比，進而降低消聲量。高頻率消聲器有著更差的效果，低頻率的消聲器效果會好些；反之越小，低頻消聲效果差，但高頻消聲效果要好一些，因此長徑比不宜過大也不宜過小。一般情況下，取L/D=1.5～8[17]。優化后消聲器長度可適當增加，但由于安裝空間的限制，不可增加過多，優化后消聲器長L=370 mm，直徑D=160 mm，長徑比為2.312 5，達到要求。

消聲器中的腔數也會影響到消聲量，按照消聲量所要達到的值，可以根據其腔數將其分成3大類。第一類消聲量在10 dB（A）以上，此類消聲器腔數通常為2個至3個；第二類消聲量在15 dB（A）以上，此類消聲器腔數通常為3個至4個；第三類消聲量在20 dB（A）以上，此類消聲器腔數通常為4個。出于實際消聲量的考慮，最終決定采用4腔形式的消聲器。

在消聲器基本參數確定之后，就可以原來消聲器進行優化處理，建立新消聲器模型。圖3為優化后的消聲器。由于消聲器安裝空間的限制，消聲器的總體外形尺寸保持不變。優化后的消聲器與原消聲器相比，總體尺寸沒有太大變化，只在長度上將原第二腔拉長了10 mm，并用一塊隔板將其分隔成兩個腔室，成為了優化后消聲器中的第二腔和第三腔，長度均為25 mm。另外兩個腔，即第一腔與第四腔的長度與優化前的第一腔與第三腔長度一樣，仍均為90 mm。

圖3 優化后消聲器模型

優化后的消聲器進氣管長131 mm，出氣管長186 mm，進出口直徑為50 mm，均與原消聲器相同，且進出氣管均為穿孔管，穿孔數為50，孔徑均為5 mm。第一、二腔與第三、四腔之間均為穿孔板，穿孔的孔徑同樣均為5 mm，分別在距圓心45 mm、55 mm和65 mm處等間距分布，數量分別為24個、30個和36個。這些尺寸均與原消聲器相同，并未改變。

為了保證消聲器內部的流通性，優化后的消聲器增加了4個均布的內插管，以連通第二腔與第四腔。出于加工難易程度的考量，內插管在通過穿孔板時，應盡可能不要干涉到已有的穿孔，同時也要保證一定的長徑比和擴張比。因此在尺寸上，最終選擇內插管的外徑為40 mm，如圖4所示。

圖4 內插管和穿孔板

文獻[3]中，分別將進氣管和排氣管的長度設置為L/2 和L/4，并得到了較好的消聲性能。本文嘗試將這種方法應用在內插管上，即第二腔中的內插管長度為第二腔長度的1/2，也就是12.5 mm；第四腔中的內插管長度為第四腔長度的1/4，長度為22.5 mm。這樣，加上第三腔的長度25 mm以及兩塊板的厚度1 mm，4個內插管的長度均為62 mm。

2.2 消聲器流場分析

在對UG中建立好的消聲器三維模型進行流體分析和聲學分析之前，需要先進行網格劃分，流體分析和聲學分析采用同樣的有限元模型。其中聲學分析在LMS virtual.Lab中進行，此軟件對聲學網格長度單元的要求較為嚴格，聲學網格單元應不大于最大波長的1/6，最大波長λ可以表示為

式(7)中：c為聲速340 m/s，fmax為最大分析頻率5 000 Hz。

聲學網格則為

由于模型的尺寸總體較小，因此網格尺寸取為4 mm，以原消聲器為例，在Hypermesh 中進行網格劃分后的有限元模型如圖5所示。

圖5 原消聲器網格劃分

在Hypermesh中分別對優化前后的消聲器進行網格劃分，得到其流體網格，通過Fluent軟件對消聲器進行流場對比和分析[18]。首先將有限元模型導入Gambit 軟件中，定義消聲器的進出口邊界以及壁面邊界，將質量流量作為其進口位置的邊界條件，設置進口質量流量為0.028 kg/s。進行臺架試驗得到消聲器進口溫度為575℃，因此將進口的溫度設置為848 K，環境溫度設置為300 K。將壓力出口作為出口邊界條件，和外界之間沒有壓力差。壁面材料是Q235，平均散熱系數是11 333 W/(m2·K)。

壓力場計算結果如圖6所示。可知壓力主要集中在進口管內，流體從進口管流入到腔體內以及從腔體內流出到出口管時，壓力均有明顯下降。原消聲器內部的壓力從第一腔到第三腔呈遞減趨勢，而因為有內插管的連通，新消聲器第二、三、四3個腔室內的壓力相差不大。

溫度場計算結果如圖7所示?？梢钥闯觯涸暺鬟M口管內的溫度最高，出口管內的溫度最低，進口管內與第一腔內的溫差很大；新消聲器仍是進口管內溫度最高，但最低溫度出現在在第三腔，這主要是因為隔板的存在。

速度場及速度矢量的分布如圖8所示。

可以看出：由于消聲器壁面對高速氣流的阻礙，進出口附近產生了渦流，這也是此處產生較大局部壓力損失的原因。新消聲器因為增加了隔板并有內插管連通，所以流體直接從第二腔室進入第四腔室，因此第三腔內流體的流速最低，這也解釋了為什么第三腔內的溫度最低[19]。

圖6 壓力場分布

圖7 溫度場分布

排氣消聲器流體性能的計算結果如表1所示。原消聲器壓力損失為2 065.7 Pa，優化后消聲器壓力損失為1 815.2 Pa，優化后消聲器壓力損失比優化前低250.5 Pa，降低了12.12%；優化后消聲器平均溫度為433.6℃，比原消聲器的438.9℃降低了5.3℃；優化前后消聲器內流體的平均流速變化不大。

2.3 分析消聲器所具備的聲學性能

再一次利用LMS virtual.Lab 軟件來對比和分析消聲器在優化之前和優化之后的性能，然后將計算出的傳遞損失和消聲器原來的傳遞損失進行對比，圖9是其對比結果圖。

圖8 速度場分布

表1 優化前后消聲器流體性能對比

可以看出：在500 Hz～2 000 Hz范圍內優化后消聲器的傳遞損失大于原消聲器，且其峰值將近66 dB；在3 000 Hz～5 000 Hz范圍內也基本上大于原消聲器，峰值高于89 dB。優化后消聲器消聲性能明顯改善。

3 試驗與驗證

根據插入損失的定義，測定消聲器插入損失時，在安裝消聲器前采用空管作實驗，在給定測點上測出聲壓級，根據測點聲壓級求出聲功率級，然后再在同等條件下測量安裝消聲器后同一測點處的聲壓級，同樣再求出聲功率級，由前后兩次聲功率級之差求出各頻帶的插入損失。在對消聲器進行聲學試驗的過程中，可將試驗設置在柴油機臺架上，將LMS公司所生產的Test.Lab形式數據采集系統作為測試設備，將杭州愛華公司生產的AWA14423 聲傳感器作為聲學傳感器。

整個試驗過程都應該按照JB/T 5081－2008《中小功率排氣消聲器》實施，測量噪聲與背景噪聲聲壓級之差應在10 dB以上，測點位置的風速最好不超過1 m/s。具體測點位置要求如圖10所示。

圖9 消聲器優化之前和優化之后傳遞損失對比

圖10 排氣消聲器聲學測試示意圖

排氣消聲器聲學測點布置如圖11所示。在進行試驗時，傳聲器與地面以及排氣口之間的距離都是0.5 m，和排氣孔氣流軸向方向的角度是45°。具體的試驗過程中環境噪聲是68.05 dB(A)，風速在1 m/s以下，和標準完全相符。

圖11 排氣消聲器聲學測點布置

試驗在發動機空載怠速為800 r/min以及滿載狀態下進行，其中滿載轉速分別為1 600 r/min 和2 200 r/min。各消聲器在測點位置聲壓級如表2所示。

對比安裝前后以及優化前后消聲器噪聲可以發現，安裝消聲器后，排氣噪聲明顯降低，尤其在1 600 r/min和2 200 r/min時，下降量分別達到19.39 dB(A)和18.41 dB(A)。優化后的消聲器在原消聲器基礎之上在達到了更好的消聲效果，在1 600 r/min時消聲量達到了23.43 dB(A)，比原消聲器高出了4.04 dB(A)；在2 200 r/min和怠速狀態下也分別達到了22.03 dB(A)和2.85 dB(A)，同樣也比原消聲器分別高出了3.62 dB(A)和1.7 dB(A)。

表2 優化前后消聲器在測點位置的噪聲/dB(A)

在未安裝消聲器、安裝原消聲器以及安裝優化后的消聲器時，柴油機的輸出功率如表3所示，測試消聲器性能指標的單缸柴油機，其額定轉速為2 200 r/min，額定功率為16.6 kW。

表3 安裝不同消聲器后柴油機的輸出功率/kW

表4為《中華人民共和國汽車行業標準QC/T631－2009汽車排氣消聲器技術條件》中關于插入損失和功率損失比限制的規定，本文所研究的消聲器適用于中型車，在功率點和扭矩點的消聲量均達到了中型車要求的20 dB(A)，滿足要求。

根據式(4)計算優化前后消聲器在扭矩點和標定點的功率損失，算得優化后消聲器在扭矩點1 600 r/min處的功率損失為4.23%，比原消聲器的2.11%高2.12%；優化后消聲器在標定點2 200 r/min處的功率損失為4.82%，比原消聲器的3.01%高1.81%。優化后消聲器的功率損失在各轉速工況下都比原消聲器高，但都小于5%，滿足要求。

表4 插入損失和功率損失比限值

由測量數據可得安裝優化前后消聲器時發動機頻譜之間的對比結果，圖12是其具體的對比情況。在測量過程中發現，主要的排氣噪聲能量都集中在了4 000 Hz 之內，所以本次研究中僅僅對這一范圍內的排氣噪聲進行特性對比和分析。

根據對比分析可得，各消聲器在各轉速工況下在大部分頻率段為均能有效降低排氣噪聲，尤其是低頻噪聲。優化后消聲器在各頻段頻譜明顯降低，降噪效果優于原消聲器。

圖12 發動機頻譜對比

4 結語

(1)改變消聲器結構及尺寸，用隔板增加消聲器腔室的數目，并通過內插管確保其內部的連通性，可以有效降低排氣噪聲。

(2)優化后消聲器的降噪能力在高頻區和低頻區均較優化前有所提高，其中，在3 500 Hz附近比優化前高出近10 dB(A)；在1 000 Hz 附近比優化前高出47 dB(A)以上。優化后消聲器在扭矩點(1 600 r/min)和功率點(2 200 r/min)的消聲量分別比優化前提高了4.04 dB(A)和3.62 dB(A)。

(3) 優化后消聲器的壓力損失較優化前降低12.12%；其內部平均溫度也比原消聲器降低5.3°C。在扭矩點和功率點的功率損失比雖然較優化前有所增加，但都在柴油機功率損失比所要求的5%以內，說明消聲器的優化方案有效。