汽車消聲器內部壓力預測方法研究＊

吳超群 郭啟亮 劉曉宇 宋志翔

（武漢理工大學）

1 前言

汽車排氣消聲器是通過降低排氣壓力的脈動來消除噪聲的一種裝置,而消聲器內部壓力對消聲器性能有重要影響[1]。內燃機各氣缸周期性間斷地排出廢氣會在消聲器內部形成不均勻的壓力脈沖，這是導致排氣系統振動和產生輻射噪聲的主要原因之一。隨著排氣系統不斷輕量化，消聲器輻射噪聲的影響也越來越大，引起消費者和研究人員的關注。為了更有效地預測消聲器的輻射噪聲，需要了解消聲器內部的壓力特征。許多學者[2，3]研究過消聲器內部的壓力場，但很少有將壓力脈沖與輻射噪聲聯系起來的。目前對于消聲器輻射噪聲的研究還較少，僅有部分文獻研究了發動機的輻射噪聲[4，5]。本文基于GT-Power軟件包研究消聲器內部壓力的預測方法，通過仿真分析預測消聲器內部壓力時序值，并使用Matlab軟件將預測壓力時序值進行頻譜分析，得到壓力頻域值，最后將預測結果與試驗結果進行對比分析。

2 理論基礎及GT-Power建模

2.1 理論基礎

為簡化問題而采用一維計算流體力學方法來計算流體問題，整個臺架系統（包括發動機）被離散為許多小體積單元，各體積單元有相應的邊界條件約束在一起，假設每個體積單元內部的標量參數（壓力、溫度、質量、密度、內能、熵）相同，邊界條件由一組矢量(質量流、速度等)進行描述。流體模型可通過公式（1）連續性方程、公式（2）能力守恒定律和公式（3）動量守恒定律對壓力、質量流、溫度進行求解。排氣系統中廢氣溫度隨著離發動機的距離發生急劇變化，因此還需要考慮系統的焓守恒，即公式（4）。

式中，boundaries為離散單元的邊界；m˙為邊界質量流；m為質量；V為體積；p為壓力；ρ為氣體密度；A為管道截面積；As為熱傳導表面積；e為總內能；H為焓；h為熱交換系數；Tgas為氣體溫度；Twall為壁溫；u為流速；Cf為摩擦因數；Cp為壓力損失系數；D為等效直徑；dx為單元長度；dp為離散長度。

2.2 發動機模型

采用GT-Power建立的發動機模型共分為4部分，即進氣模塊、氣缸模塊、曲軸模塊和排氣模塊。根據發動機的實際工況，對進氣模塊、氣缸模塊和曲軸模塊進行調校，使其更適用于對工況進行模擬，以提高對消聲器內部壓力預測的準確度。發動機模型的計算精度很大程度上依賴于發動機的實際參數及后期標定，為保證計算結果的可靠性，本文采用文獻[6]中已經標定好的發動機模型來進行計算。

2.3 消聲器結構及其數學模型

消聲器三維模型如圖1所示。這是典型的3腔消聲器，發動機排出的廢氣由進氣管進入消聲器，由于進氣緩沖末端是封閉的，氣體只能通過小孔進入第2腔，然后經中間緩沖管流入第1腔，再通過出氣管流出消聲器。在第2腔和第3腔部分出氣管的表層有吸聲材料。消聲器結構具體參數如表1所列，其中排孔數目為300個。

表1 消聲器結構參數 mm

圖2為消聲器的計算模型，該模型是將消聲器的三維模型離散后所得的。

3 試驗裝置

消聲器試驗臺由發動機、發動機控制器（包括功率計）、溫度傳感器、壓力傳感器、工業計算機（包括數據采集系統）等部分構成。本試驗采用的發動機為文獻[6]中提到的1.5L 4缸直列發動機，通過可吸收式的功率計來模擬路面負載，發動機轉速由發動機控制器進行控制，穩定在4000 r/min。

在消聲器的3個腔里分別裝有1個壓力傳感器，壓力傳感器為PDCR4020高頻響壓力傳感器。傳感器信號由數據采集系統中NI數據采集卡采集后，被工業計算機記錄，然后在工業計算機中使用Matlab軟件程序對采集的數據進行處理，生成壓力時序圖。最后在Matlab軟件中編寫相關程序，對采集的數據采用離散傅里葉變換（DFT）方法，進行頻譜分析，從而得到壓力頻譜圖。

排氣系統中合理安裝6個某品牌溫度傳感器，以測量排氣系統管壁溫度，為排氣系統模型的標定做準備。為了減少發動機振動對消聲器內部壓力的影響，同時避免外界干擾，將消聲器固定在單獨的封閉空間（全無音室）里進行試驗。

4 結果分析

4.1 消聲腔內壓力時序圖對比分析

圖3～圖5分別是消聲器第1腔～第3腔的仿真和試驗壓力時序對比圖。仿真值是在GT-power軟件計算嚴格收斂后，采取一個周期的計算值；試驗值是發動機轉速在4000 r/min處穩定10 min后，測取1個周期的試驗值。

由圖3～圖5可以看出，仿真值的周期和趨勢與試驗值完全相同，兩者在峰值上的吻合程度也很好，從而驗證了仿真結果的準確性。但仿真結果與試驗結果之間還存在一些微小差別，其主要由以下兩個原因造成:仿真計算過程中發動機的工況都在理想狀態下，比如進氣量、噴油量和燃燒率等都是恒定的，而且沒有考慮機械振動以及外界干擾；且GT-Power計算軟件是以一維平面波為基礎的，具有一定的局限性，而實際氣流流動更為復雜。

從圖3～圖5中還可以看出，圖5的仿真值與試驗值的吻合程度高于圖3和圖4。這是因為第3腔為共振腔，經過該腔的氣流相對較少，所以壓力波動較小，仿真值更接近試驗值；第1腔和第2腔都有大量氣流經過，而且流動方向有變化，容易產生高頻壓力波動，因此圖3和圖4中試驗值有較多波動。

消聲器內部壓力的仿真結果與試驗結果基本吻合，在趨勢上完全一致，僅在數值上存在微小差別。因此，消聲器內部壓力的仿真值是比較準確的，具有較大的參考價值。

4.2 頻譜分析結果對比

在對噪聲的分布研究中，頻譜分析是最基本的方法之一。頻譜能夠清晰地表示出一定頻帶范圍內聲壓的分布情況，從而了解噪聲的成分和性質。頻譜分析有助于了解聲源的性質和識別主要噪聲源，為噪聲控制提供依據。

本文使用Matlab軟件對預測壓力時序值和試驗壓力時序值（即試驗采集的數據）采用DFT方法進行頻譜分析，得到相應的仿真壓力頻譜圖和試驗壓力頻譜圖的對比如圖6～圖8所示。

從圖6～圖8中可以看出，3個腔的仿真值和試驗值在低頻上幅值和趨勢非常吻合，但在高頻上差別較大；第3腔仿真值和試驗值的吻合優于第1腔和第2腔，這主要是因為第1腔和第2腔中會出現亂流，產生高頻壓力波動，但是GT-Power是在假設不會產生亂流的情況下進行計算的，因此仿真結果與試驗結果在高頻范圍內的吻合不是特別理想；由于第3腔內的亂流較少，高頻壓力波動小，所以仿真結果與試驗結果更接近；除了仿真計算的理想條件外，GT-Power基于一維理論進行計算，也是高頻范圍計算結果不準確的原因之一。

由于結構阻尼的存在，高頻壓力激勵很容易被衰減，從而導致低頻壓力波動成為主要的激勵源，而仿真結果能預測出主要的激勵源，從而可為研究消聲器輻射噪聲提供參考。

5 結束語

a.建立消聲器模型和發動機模型，利用GTPower軟件得到了消聲器內部壓力時序圖。與試驗結果對比，驗證了仿真結果的可靠性和有效性。

b.對仿真結果和試驗結果進行頻譜分析，并比較2者頻譜圖，可知仿真結果頻譜圖能夠正確反映出低頻主激勵源的頻率和噪聲。

1 李以農，路明，鄭蕾，等.汽車排氣消聲器內部流場及溫度場的數值計算.重慶大學學報 （自然科學版），2008，31（10）:1094～1097，1102.

2 杜潤，柯堅，于蘭英，等.液壓共振消聲器階躍壓力響應及內部流場分析.機械科學與技術，2010，29（2）:141～145.

3 王偉，李國祥，倪計民，等.不同結構消聲器內部流場的比較.內燃機學報，2007，25（3）:277～280.

4 賈維新，郝志勇，楊金才，等.發動機油底殼輻射噪聲預測方法的研究.內燃機學報，2005，23（3）:269～273.

5 劉月輝，郝志勇，付魯華，等.車用發動機表面輻射噪聲的研究.汽車工程，2002，24（3）:213～216.

6 Takashi Yasuda，Wu Chaoqun，NoritoshiNakagawa，et al.Predictions and experimental studies of the tail pipe noise of an automotivemuffler using a one dimensional CFD model.Applied Acoustics，2010，71（8）:701～707.