歧管式催化器排氣系統流場優化及氣動噪聲預測*

盧熾華 馮 展 劉志恩 吳海濤

(武漢理工大學現代汽車零部件技術湖北省重點實驗室1) 武漢 430070)(武漢理工大學汽車零部件技術湖北省協同創新中心2) 武漢 430070) (歐源動力科技有限公司3) 武漢 430074)

歧管式催化器通過螺栓固定在發動機缸體上，接收來自發動機的高溫、高速尾氣，設計時，要求其具有較好的流動均勻性且能承受較高溫度尾氣的熱沖擊[1].催化劑載體通過襯墊固定在催化器殼體內，催化器載體前端面的速度分布對催化器的轉化效率和耐久性都有很大影響[2].

某發動機排量為2.0 L的SUV車型在進行排放耐久性實驗時尾氣污染物嚴重超標，拆下歧管式催化器后發現原本封裝在內部的催化劑載體已經破潰消失只剩下很小的一部分.針對該問題，對原歧管式催化器進行重新設計，同時，該車型擬從國四排放標準升級到國五排放標準并使排氣背壓降低7 kPa，對二級催化器和排氣管道進行優化設計.并通過Star-ccm+建立原方案和優化方案CFD模型仿真計算來評價是否滿足優化目標，同時使用寬頻噪聲源模型來預測優化前后的氣動噪聲，保證優化后排氣系統消聲效果不會惡化[3].

1 載體破裂機理分析

典型催化器由載體、催化劑、墊層、殼體四部分組成[4]，見圖1.載體和殼體之間是采用襯墊固定的，催化器的金屬外殼的熱膨脹系數很大，而陶瓷載體的熱膨脹系數很小，靠襯墊的膨脹和彈性加以緩沖保證載體不會松動.

圖1 催化轉化器的基本結構

觀察整個歧管式催化器表面，未發現裂縫，各焊縫及殼體結構均完好，因此結構并未因高溫尾氣的熱沖擊和發動機的振動沖擊出現破壞，由此排除了因殼體結構破壞導致載體破碎的可能.原本圓柱體形狀的載體破潰后只剩下很小的一部分，因此考慮是由于高速高溫尾氣從歧管排出后直接沖擊到襯墊上，襯墊在高速高溫尾氣的長時間吹蝕下最終破損使載體無法固定，在車輛行駛過程中與殼體內壁碰撞，陶瓷材質的載體最終破潰只剩下一小部分.

2 數值模擬研究方法

2.1 多孔介質模型

載體內部許多細小的方形孔道來增加反應面積，由于摩擦損失載體會產生一定壓降，對載體部分用多孔介質模型來模擬.

多孔介質動量方程具有附加動量源項[5-6]，為

fp=-v(Pv+Pi|v|)

(1)

式中：Pv為黏性阻力系數；Pi為慣性阻力系數.

對于多孔介質流動，Ergun方程是常用的一個壓降dp和流體流動管道長度L的經驗模型，為

式中：ρ為流體密度；ε為孔隙率；μ為流體黏度；Dp為多孔介質粒子的平均直徑.

對比式(1)、(2)可得黏性阻力系數和慣性阻力系數的表達式，為

(3)

(4)

2.2 氣動噪聲預測方法

首先使用寬頻噪聲源模型來計算主要噪聲源的位置和近似的聲壓級大小.這一步為穩態計算，通過統計雷諾平均的N-S方程所獲得的湍流量，結合半經驗的修正Lighthill聲學分析理論，就可以模擬寬頻噪聲.在穩態計算的基礎上，進行瞬態計算，使用基于大渦模擬的直接計算聲學模型獲取測點的時變壓力，對其進行快速傅里葉變換得到測點的聲壓級頻譜圖.

3 排氣系統數值模擬

3.1 排氣系統優化方法

圖2為排氣系統優化方法流程圖.

圖2 排氣系統優化方法

3.2 CFD模型建立

建立歧管式催化器和整個排氣系統的CFD模型，以下簡稱為模型1和模型2.模型1用來評價歧管式催化器的流動均勻性能以及壓力損失，計算單缸排氣，即每次計算將總排氣流量加在四個歧管入口，同時封閉另外三缸歧管入口，每個方案計算四個模型.模型2用來計算排氣系統背壓和氣動噪聲，由于發動機各缸排氣時間非常短，在6 000 r/min時，一個氣缸排氣時間只有0.005 s，在如此短的時間內，某一缸排氣引起的壓力脈動還未傳遞到整個排氣系統下一缸就開始排氣，因此，在計算排氣系統的背壓時將排氣流量均分至四個進口將使仿真結果更符合實際情況.

3.3 邊界條件

計算為穩態計算，氣源設置為理想氣體[7].湍流模型使用高雷諾數的k-ε湍流模型，湍流特征長度為0.003 5 mm，為排氣歧管水力直徑的10%.湍流強度設置為0.03，湍流強度I為

(5)

式中：Re為雷諾數.

入口選用質量流量入口，在發動機轉速6 000 r/min時實驗測得排氣流量為0.174 kg/s，排氣溫度為1 069 K.模型1和2出口均為壓力出口，壓力通過實驗測得，模型1出口壓力為38 kPa，溫度為900 K；模型2出口壓力0 kPa，溫度500 K.其余壁面均設置為對流換熱壁面條件[8].

載體阻力系數由載體供應商提供，0.038 mm蜂窩載體慣性阻力系數為1.47 kg·m4，黏性阻力系數為2 091 kg/(m3·s).0.025 mm蜂窩載體慣性阻力系數為2.04 kg·m4，黏性阻力系數為8 104 kg/(m3·s).

3.4 歧管式催化器評價指標

采用速度均勻性系數(uniformity index,UI)來評價歧管式催化器內部氣流均勻性的好壞[9]，UI的定義為

(6)

同時，引入最大速度點偏心率(velocity index,VI)，定義為

VI=a/R

(7)

式中：a為最大速度點到端面圓心的距離，m；R為端面圓的半徑，m.

UI取[0,1]，UI越大則流動均勻性越好，1表示理想狀態下均勻流動，0表示流體僅從一個測點流過，這兩種情況均為假設工況，實際上并不存在.VI取[0,1]，VI越小則表明速度點越靠近圓心的位置.在歧管式催化器設計中，UI值較大VI值較小是期望得到的結果.

3.5 原方案計算結果

原方案催歧管式催化器尺寸直徑×長度為104 mm×60 mm，蜂窩載體38 μm，二級催化器尺寸直徑×長度為118 mm×120 mm，蜂窩載體23 μm，原排氣系統幾何模型見圖3.

圖3 原排氣系統幾何模型

圖4為原方案幾何模型CFD模型，從右往左依次為1～4缸排氣歧管.

圖4 原方案歧管式催化器

圖5為原方案歧管式催化器載體前端面沿載體軸向速度分量云圖.UI值最高為第3缸62.5%，VI值最低為0.81，均不滿足設計要求.可以看到各缸排氣時，在載體前端面上最大速度點都位于端面邊緣部位，說明發動機尾氣從歧管出來后直接沖向了襯墊，2，3缸載體前端面速度最大值要明顯大于1，4缸，從四根歧管的走向可以發現，這是由于尾氣從1，4缸歧管排出時會先沖擊到擴張腔內壁上，有一個緩沖的過程，而2，3缸尾氣會直接沖到載體端面邊緣位置.計算結果驗證了前文對載體破潰問題的原因的推斷，需對歧管走向進行優化設計.

圖5 原方案載體前端面軸向速度云圖

3.6 方案改進

為了解決載體破碎的問題，同時兼顧該排氣系統擬提高排放標準的要求，將歧管式催化器尺寸直徑×長度改為118 mm×85 mm，蜂窩載體23 μm，二級催化器改直徑×長度為118 mm×100 mm，蜂窩載體38 μm，對歧管式催化器進行了重新設計，對四根歧管的走向進行了重新布置，同時改變了進口錐段，由于安裝空間的限制，原來較長的擴張腔現改為端蓋形式的擴張腔，圖6為改進前后對比.

圖6 歧管式催化器改進前后對比

同時，由于需要將排氣系統背壓降低7 kPa，故減小二級催化器進出口錐角，見圖7.將二級催化器兩端連接管道直徑統一改為28 mm，前消聲器至后消聲器中間排氣管道直徑從22.5改為24.5 mm.

圖7 二級催化器改進前后對比

3.7 流動均勻性對比

圖8為改進方案歧管式催化器載體前端面沿載體軸向速度分量云圖，速度最大點都靠近載體端面中心，尾氣不會直接吹到襯墊上，不會出現原方案類似問題.

圖8 改進方案載體前端面軸向速度云圖

同時，與原方案相比，改進方案最大軸向速度平均值從170 m/s降低到61 m/s，尾氣在擴張腔內擴散得更為均勻，利于催化劑的均勻高效利用.表1為速度均勻性原方案與改進方案計算結果對比，改進方案各缸排氣UI值均有提高，VI值均有降低，改進方案的流動均勻性更好.

表1 速度均勻性計算結果 m/s

3.8 排氣背壓對比

按照排氣系統主要零部件作出了排氣系統背壓貢獻圖，見圖9.包括歧管式催化器、二級催化器、前消聲器、前消聲器至后消聲器之間排氣管道和后消聲器，分別記為P1,P2,P3,P4和P5.由于實驗測試是在氧傳感器處測得排氣背壓，所以在氧傳感器處取背壓模擬值與實驗值對標.

圖9 排氣背壓貢獻圖

原方案前催和優化方案后催均為38 μm載體，原方案后催和優化方案前催均為23 μm載體，由于0.025 mm載體內部孔道更密集，孔道直徑更小，對氣流的阻力更大,所以原方案P1段背壓明顯低于P2段，優化方案P1段明顯高于P2段.與原方案相比，優化方案由于增大了排氣管道直徑，內部氣流速度降低，P3,P4段壓損也比原方案小.后消未做任何修改，因此優化方案P5段壓損與原方案相當.

3.9 氣動噪聲預測

選取四個測點對比優化方案與原方案氣動噪聲大小，依次為氧傳感器處、前消入口處、后消內部和尾管處,見圖10.

圖10 氣動噪聲測點位置

表2為使用寬頻噪聲源模型進行穩態計算后原方案與優化方案四個測點近似聲壓級對比[10].在氧傳感器處和前消入口處，優化方案氣動噪聲與原方案相比有很大降低，因為催化器擴張腔的增大和排氣管道內徑的增大，使得這兩處的流速減小導致氣動噪聲減小.而在后消內部和尾管處氣流噪聲基本保持不變.從四個測點聲壓級來看優化方案并未使氣動噪聲增大.

表2 測點近似聲壓級對比 dB

圖11為測點1～4的聲壓級頻譜圖.在1 000 Hz以內，優化方案四個測點的聲壓級均有高于原方案的頻率段.在1 000～5 000 Hz頻率段內，優化方案四個測點的聲壓級均低于原方案.可以得出結論，優化方案在低頻范圍內氣動噪聲較原方案有增大，而在中高頻范圍內抑制了氣動噪聲的產生.

圖11 聲壓級頻譜圖

3.10 實驗驗證

表3為氧傳感器處背壓模擬值與實驗值對比，誤差在5%以內，模擬值與實驗值吻合較好.在改進方案的樣件實驗中，測得改進方案氧傳感器處背壓為52 kPa，達到設計目標背壓降低7 kPa.

表3 氧傳感器處背壓模擬值與實驗值對比

4 結 論

1) 利用CFD數值模擬技術分析原方案歧管式催化器流動特性，找到了載體破潰的原因，由于高速高溫尾氣直接吹向襯墊使襯墊因吹蝕破壞，載體因無法固定與催化器內壁碰撞最終破潰.

2) 對歧管式催化器進行重新設計，解決原方案問題；將二級催化器長度縮短，減小進出口擴張角，降低此處渦流大小來減小排氣背壓；相應增大后消聲器之前排氣管道直徑，以此來降低排氣背壓.最終速度均勻性系數從60.8%提高至86.7%，改進方案排氣背壓降低了8.3 kPa.

3) 使用基于大渦模擬的直接計算聲學模型對排氣系統氣動噪聲進行預測，仿真結果顯示優化方案在低頻范圍氣動噪聲較原方案有增大，在中高頻范圍內氣動噪聲較原方案降低.

[1] LAKSHMIKANTH MEDA. Exhaust system manifold development[C]. SAE，2012(1):55-57.

[2] LAKSHMIKANTH MEDA. Heavy duty diesel after-treatment system analysis based design:fluid, thermal and structural considerations[C].SAE，2009(3):356-362.

[3] 徐俊偉,吳亞鋒,陳耿.氣動噪聲數值計算方法的比較與應用[J].噪聲與振動控制，2012(4):6-10.

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