單缸發動機排氣系統膨脹腔結構優化研究

于港蒲 王 達 余俊勇 王 賽 楊 港 董 晴

（吉林大學汽車工程學院 吉林 長春 130022）

引言

單缸機的排氣噪聲比多缸機脈動性強，而且由于其噪聲的基頻較低，所以通常單缸機排氣系統中都需要一段膨脹腔來專門消除低頻噪聲，通過管道截面積突變使聲波傳遞方向變化，在管道內發生反射、干涉等現象，從而達到消聲的目的[1]。

噪聲計權方式主要有4種，分別是A計權、B計權、C計權和D計權，這4種計權方式對于各頻段噪聲的加權量不同。由于A計權方式比較貼近人耳的感受，故目前各國的噪聲檢測均使用A計權方式。但是在個別國家法規及部分賽車運動中，亦采用C計權方式[2]。

目前排氣聲學性能分析是消聲器設計的重要手段，基于平面波理論的一維時域法和頻域法用于預測消聲器的消聲性能，計算速度較快，但是沒有考慮非平面波的影響，在高頻存在計算誤差。楊潤潮等利用GT-POWER軟件建立了發動機和排氣消聲器的耦合仿真模型，并對排氣消聲器進行優化設計[3]。江洪等利用GT-POWER軟件中的Muffler模塊進行排氣消聲器的結構優化設計并提出優化方案[4]。Shouli Yuan等利用GT-POWER進行實體建模前的仿真優化，實現了同時滿足消聲性能和燃油經濟性的要求[5]。

本文以一款單缸機械增壓發動機為研究對象，利用GT-POWER軟件中的Muffler模塊研究了排氣系統中膨脹腔各因素的影響效果，并對其進行優化設計。發動機參數及部分設計目標見表1。因為文獻2中噪聲檢測所測轉速為怠速和5 500 r/min，故本文中結論均選取評價標準為怠速工況和額定工況（發動機轉速為5 500 r/min）下的噪聲水平。

1 前期模型的建立

首先在GT-POWER中建立發動機原型機模型，如圖1所示。原型發動機的參數如表2所示。通過仿真驗證可以得到模型外特性如圖2所示。由圖2可以看出，該模型峰值轉矩為70.8 N·m，轉速為5 500r/min，峰值功率為47.8 kW，轉速為7 500 r/min，轉矩峰值點轉速和功率峰值點轉速同原型發動機，轉矩和功率差值均小于5%。因此，該發動機模型可以用于仿真該原型發動機。

表1 單缸機械增壓發動機參數

圖1 GT-POWER原型發動機模型

表2 原型發動機參數

在上述模型中加入機械增壓器和設計后的進排氣系統，并將機械增壓器與發動機曲軸通過增速齒輪對連接，實現進氣增壓效果，提高發動機功率[6]，模 型如圖3所示，其參數如表1所示。

圖2 原型發動機的外特性曲線（仿真計算）

圖3 GT-POWER發動機、機械增壓器與進排氣系統耦合仿真模型

消聲器主要有阻性消聲器，抗性消聲器和阻抗復合式消聲器3種，其中阻性消聲器主要用于消除中高頻噪聲，抗性消聲器主要用于消除中低頻噪聲。由于單缸機排氣噪聲基頻比較低，故需要前后兩個消聲器來滿足噪聲等級要求，一個通過流通截面積突變來達到消聲目的，消除中低頻噪聲，另一個通過結構設計以及消聲棉的運用來消除中高頻噪聲。根據經驗以及消聲理論，用來消除中高頻的消聲器結構[7]如圖4所示，其截面為直徑130 mm的圓形，長度為300 mm，前半段腔體長度為160 mm，內部圓周帶有厚度為10 mm的玻璃纖維以及穿孔管用來消除中高頻噪聲[8]。下面將詳細討論膨脹腔的各因素對其總消聲效果的影響。

消聲器容積跟消聲量有關，美國Nelson消聲器公司Dean.Thomas推薦消聲器容量估算式[9]：

式中：Vh為發動機的排量，L；n為發動機額定功率下的轉速，r/min；T為發動機的沖程數；N為發動機的氣缸數；Q為常數，按不同的消聲要求，可取值為 2～6。

將該發動機參數代入式（1），可以估算出所需消聲器容積，如式（2）所示。

2 膨脹腔的布置研究

圖4所示消聲器的容積為3.98L，則可以選擇一個3.6L的膨脹腔來進行對比。根據一維平面波理論[10]，由于聲波在圓形管道中流通時非平面波效應較小，可以提高仿真精度，故選擇截面直徑為160 mm的圓形，長度為180 mm的桶型，內管直徑選擇與排氣管路直徑一致，為45 mm。為了不考慮插入管的影響，選擇為進出口均無插入管結構，具體如圖5所示。

圖4 消聲器結構示意圖

圖5 膨脹腔示意圖

分別選擇膨脹腔前置和膨脹腔后置進行仿真，所得傳遞損失曲線對比如圖6所示。由傳遞損失曲線可以看出，膨脹腔前置的傳遞損失曲線峰值對應頻率比后置方案高，約在900 Hz，而且自700 Hz之后的傳遞損失均高于后置方案。通過表3噪聲水平可以看出，不論是A計權聲級還是C計權聲級，膨脹腔前置的噪聲水平都比后置的方案低，在額定工況時低約4 dB。發動機轉速在5 500 r/min時，排氣基頻為45.8 Hz，則其二階頻率為91.6 Hz，三階頻率為137.4 Hz，由圖6可以看出膨脹腔前置時傳遞損失曲線在95 Hz處出現一個峰值，該頻率剛好對應排氣二階頻率，消聲效果更好。

圖6 不同膨脹腔位置的傳遞損失曲線對比圖

表3 不同膨脹腔位置的噪聲水平對比

圖7為排氣系統中各數據觀察點位置示意圖。通過表4中可以看出，5 500 r/min膨脹腔前置時排氣通過膨脹腔后的壓力損失為4 kPa，通過消聲器的壓力損失為35 kPa，而膨脹腔后置時排氣通過消聲器的壓力損失為41 kPa，通過膨脹腔的壓力損失為1 kPa；膨脹腔后置時，排氣氣流到達膨脹腔時速度過高，是前置的兩倍，氣流速度過快，由于截面積突變導致的聲波反射、干涉等現象不顯著，使其消聲效果不如膨脹腔前置。

表4 5 500 r/min時不同數據觀察點的參數對比

圖7 排氣系統數據觀察點

3 膨脹腔的容積特性研究

由上文可知，膨脹腔前置的消聲效果更好，故討論膨脹腔容積時均采用膨脹腔前置的方案。為了忽略其他因素影響，同樣是采用無插入管的圓形截面膨脹腔，已知消聲器的容積為3.98L，則分別選擇2.8L（直徑160 mm，長度140 mm的圓型截面桶），3.6L（直徑160 mm，長度180 mm的圓形截面桶）和4.4L（直徑160 mm，長度220 mm的圓形截面桶）。

3種方案的直徑均相同，即截面擴張比相同，只是長度不同，導致容積不同。表5是不同膨脹腔容積的噪聲水平對比，從表5可以看出，隨著膨脹腔容積增大，噪聲水平會明顯下降，因此可以根據目標消聲量代入公式（1）計算得出大致容積，再進行仿真優化。如果噪聲水平高于預期，可選擇增大膨脹腔容積；如果噪聲水平低于預期，可在一定程度上減小膨脹腔容積，以方便整車布置并利于輕量化。

圖8為不同膨脹腔容積的傳遞損失，通過圖8可以看出，容積為3.6 L的方案由于在50～150 Hz范圍內高于容積為2.8 L的方案，該范圍對應排氣噪聲的二階頻率，所以消聲效果優于2.8L的方案。而容積為4.4 L的方案由于其傳遞損失在50～400 Hz之間與3.6 L方案相差無幾，而在400 Hz之后均高于3.6L的方案，所以其消聲效果優于3.6L的方案。因此，隨著膨脹腔容積的不斷增大，噪聲水平逐漸降低。

圖8 不同容積膨脹腔的傳遞損失

表5 不同容積膨脹腔的噪聲水平對比

4 膨脹腔的結構細節優化研究

通過上文分析，選擇膨脹腔容積為3.6 L，同時進出口直徑均與排氣管路直徑相同，為45 mm。方案1為了布置方便，同樣選擇容積為3.6 L，但是考慮選擇進出口為同側布置，具體結構如圖9所示。

圖9 方案1膨脹腔示意圖

由表6可以看出，方案1與3.6L方案噪聲水平基本一致，略有降低，從表7可以看出，2種方案中5 500 r/min時的排氣管路流速基本沒有差別，所以2種方案的消聲效果也可認為一致。但是從圖10中可以看出，方案1的傳遞損失始終比原3.6 L方案大，該布置方案潛力較大，因此考慮繼續加入插入管來提高消聲效果，具體結構如圖11所示。

表6 不同膨脹腔出入口位置的噪聲水平對比

圖10 不同出入口位置的傳遞損失

表7 5 500 r/min時不同數據觀察點參數對比

圖11 膨脹腔示意圖

設置不同進出口插入管長度并進行仿真，長度設置及結果如表8所示。選取怠速轉速和常用轉速下的噪聲水平作為評判依據，由表8可以看出：

1）入口插入管長度為0，隨著出口插入管長度增大，A計權聲級逐漸減小或不變，C計權聲級逐漸增大，這說明低頻段的噪聲等級在增大，中高頻段的噪聲等級在減小。由圖12也可以看出，隨著出口插入管長度的增加，大于1 000 Hz的傳遞損失在增大，0～150 Hz的傳遞損失在減小，這一范圍正是中低轉速時的排氣噪聲基頻和二階頻率區間，但是A計權聲級對于0～1 000 Hz噪聲的加權比重較小，因此呈現出A計權聲級減小或不變，C計權聲級在增大的現象。

表8 不同插入管長度在怠速和常用轉速下的噪聲水平

圖12 入口插入管長度為0，不同出口插入管長度的傳遞損失

2）入口插入管長度為膨脹腔長度一半時，隨著出口插入管增大，A計權聲級逐漸減小或不變，C計權聲級逐漸增大。由圖13分析原理同1）中情況。

圖13 入口插入管長度為90，不同插入管長度的傳遞損失

3）出口插入管長度為0，隨著入口插入管長度增大，A計權聲級逐漸增加，C計權聲級也在逐漸增大。由圖14可以看出，隨著入口插入管長度的增大，傳遞損失曲線峰值對應頻率向低頻方向移動，但是峰值傳遞損失在減小，因此A、C計權聲級均有所增大。

圖14 出口插入管長度為0，不同入口插入管長度的傳遞損失

總的來看，如果考慮A計權聲級，可以選擇無進口插入管，適當增大出口插入管長度，但差別不大；如果考慮C計權聲級，可以選擇無進出口插入管。通常情況下，出于輕量化的考慮，可不設置進出口插入管，根據整車布置選擇進出口同側或異側。

5 膨脹腔的出入口尺寸優化研究

為了適當增大傳遞損失，考慮增大截面積之比，為了便于整車布置，保持膨脹腔外徑不變，異側出入口設置，適當減小出入口直徑，結構如圖15所示。不同方案的出入口直徑參數如表9所示。同樣選擇怠速1 500 r/min和常用轉速5 500 r/min下的噪聲等級作為評判的標準，結果如表10所示。

圖15 膨脹腔示意圖

表9 不同方案的進出口直徑參數mm

由表10可以看出3種方案不管在怠速還是常用轉速下均有比較顯著的降噪效果，其中方案3的優化消聲效果尤其明顯，說明進出口膨脹比越大，噪聲等級越低。由圖16可以看出，由于進口直徑相同，原方案和方案2在0～850 Hz之間傳遞損失曲線基本重合，當出口直徑相同時，方案1和方案3在0～750 Hz之間的傳遞損失曲線基本重合。由圖17可以看出，原方案與方案2的轉矩外特性曲線基本重合，說明減小出口直徑既可以降低噪聲等級，又不會影響發動機的動力表現，但是減小進口直徑，在增強消聲效果的同時也會降低中高轉速下的轉矩外特性。因此，為了追求更好的消聲效果，可以適當減小出口直徑。

表10 不同方案在怠速和常用轉速下的噪聲水平

圖16 不同方案的傳遞損失

圖17 不同方案的轉矩外特性對比

6 結論

1）由于膨脹腔后置時，排氣氣流到達膨脹腔時氣流速度過高，使因為截面積突變導致的聲波反射、干涉等現象不顯著，因此，膨脹腔前置效果優于膨脹腔后置。

2）膨脹腔前置時，隨著膨脹腔容積的不斷增大，噪聲水平逐漸降低。

3）膨脹腔出入口同側布置和異側布置效果基本相當（同側布置效果稍好），可根據整車布置選擇適合的方案。選擇膨脹腔出入口同側布置時，如果考慮A計權聲級，可以選擇無進口插入管，適當增大出口插入管長度；如果考慮C計權聲級，可以選擇無進出口插入管。

4）膨脹腔選擇出入口同側布置且無進出口插入管時，減小進口直徑會降低中高轉速下的轉矩外特性，減小出口直徑既可以降低噪聲等級，又不會影響發動機的動力表現。