排氣系統消聲器流體動力學與氣動噪聲分析

夏樹昂，黃逸哲，黃其柏＊

（華中科技大學機械科學與工程學院，湖北 武漢430074）

汽車噪聲作為一種新的污染源，已逐漸引起了全社會的關注。相關研究表明[1]，環境噪聲能量中的75%來自于汽車噪聲，發動機噪聲是汽車的主要噪聲源部分。本文將某款排氣消聲器的流體動力學與氣動聲學分析相結合，發現某一流域流速過大現象，提出“虛擬管道”概念進行解釋，分析得到消聲器流場和聲學特性參數，并對其結構設計提出參考性意見。

1 消聲器前處理

1.1 消聲器結構建模

建立某款SUV汽車的排氣消聲器幾何模型，確定需要進行CFD計算的流體域，刪除與流域無關的零部件，如：法蘭、鐵條、加強板等結構。簡化圓角、倒角等對流體分析影響不大，但影響網格質量的結構，并封閉幾何體。簡化后模型如圖1所示。

圖1 消聲器簡化模型

1.2 網格劃分

對主消聲器模型進行有限元網格劃分，因為主消聲器結構較為復雜，所以采用非結構網格劃分。采用Robust（Octree）方法生成四面體網格，該方法適用于較為復雜的機械構造中。對穿孔板、穿孔管等結構進行局部加密，生成網格的質量滿足要求。

2 流體動力學分析

2.1 理論概述

計算流體動力學（CFD）的方法主要有三個角度：理論分析角度，實驗模擬角度和數值模擬角度[2]，考慮到時間和成本等方面因素，本文采用ICEM、FLUENT、Virtual.Lab Acoustics等流體分析計算軟件進行仿真計算。基本原理為流體的流動需要滿足三大基本物理定律，即：質量守恒定律、動量守恒定律和能量守恒定律[3]。

2.2 邊界條件設置

采用Standard k-ε模型對主消聲器進行計算，入口邊界條件采用質量流量入口，定義質量流量（Mass Flow Rate）為120 g/s，湍動能參數設置為Turbulent Intensity=3.55%，Hydraulic Diameter=0.051 m；出口邊界條件采用壓力出口條件，設置為一個標準大氣壓。

2.3 壓力損失分析

通過圖2可得，發動機排出的氣體由進口管進入主消聲器，到從出口管離開，壓力總體分布呈現出逐漸減小的趨勢。對比圖3湍動能云圖得出，在氣體由一個腔體通過穿孔板進入另一個腔體、由內管通過小孔進入腔體時，由于小孔的存在，對氣流流進腔體造成阻礙，產生了一定的局部壓力損失，導致腔體內的壓力明顯低于管內壓力。當氣體由腔體進入出口管時，因為管道對流體具有匯聚作用，導致流束收縮，引起流速的變化，產生了一些小漩渦，漩渦會導致能量的損耗，因此壓強顯著降低。圖3可以明顯看出氣流在小孔處和在腔體進入內管處的湍動能較大，湍流造成的壓力損失就大，因此，在湍動能較大處均有壓力的明顯下降。

圖2 壓力云圖

圖3 湍動能云圖

選擇面積分命令，選擇消聲器的入口截面和出口截面作為計算的面，得到消聲器的壓力損失為12.65 kPa，滿足≤20 kPa的企業標準要求。

2.4 流場分析

從圖4主消聲器中心截面速度云圖可以看出：消聲器內氣流速度較大的區域主要集中在消聲器管道內，這些管道區域流域直徑較小，流速是消聲器中較大的部分，達到40～70 m/s。在腔體內會出現了很多渦旋區域，因為渦旋消耗能量的緣故，氣體在這些區域的流速相對較低，只有6～16 m/s。

從圖5主消聲器速度矢量圖可以看出，由于穿孔管小孔的孔徑較小，氣流在通過小孔時，速度會相對加快，產生噴射現象，氣體從小孔噴出后又會匯聚在一起，形成一定的氣流運動。氣體流速最大區域兩個腔體連通孔之間區域，速度達到了90 m/s以上。

圖4 主消聲器中心截面速度云圖

圖5 主消聲器速度矢量圖

對此分析提出“虛擬管道”概念，形成“虛擬管道”的必要因素有：（1）因為通過連通孔時原理與通過小孔時類似，所以通過隔板之間連通孔同樣產生噴射現象，使流速變大；（2）兩連通孔間距離又較近，兩孔間相當于又形成了一條“流體通道”，又與普通內插管原理類似，但比內管直徑小很多，流道截面很小[4]。所以在第二腔體內形成了截面形狀為半月形的“虛擬管道”流域，其流速達到主消聲器的最大速度。在第四腔體內同樣出現了“虛擬管道”現象，因為滿足其形成要求，流速明顯比腔體內其他區域要高。在第三腔體內沒有出現明顯的“虛擬管道”現象，主要是因為兩隔板間距離較遠，不符合第二點必要因素。

3 氣動噪聲分析

3.1 聲場建模流程

（1）在上述流場穩態計算完成的基礎上進行瞬態計算，應用大渦（LES）湍流模型模擬，輸出流場時域計算數據；

（2）在Virtual.Lab聲學有限元模塊定義單元組，入口無反射邊界條件和出口AML屬性；

（3）對CFD數據進行數據轉移以及快速傅里葉計算；

不過，這只是一個傳說而已。實際情況是，飛魚有趨光的習性，漁民在捕捉飛魚時，會在太陽出來之前，在漁船上點亮燈光，等待飛魚覓光而來，自投羅網。如果你在海邊等待日出時，看到船頭亮著一盞明燈的小船，那多半是在等待飛魚“上鉤”的漁船。

（4）定義聲學邊界條件，定義偶極子聲源，使用新的偶極子方程，進行聲學響應計算[5]；

（5）定義IO點，計算該測點的聲壓頻率響應函數。

3.2 參數設置

（1）仿真條件：媒介阻抗設為 606.2 kg·m2/s，出口壓強101kPa；

（2）計算頻率：消聲器氣動噪聲通常以3 000 Hz以下為主[6]，考慮其他條件影響，設置計算頻率范圍20～5 000 Hz，分辨率 10 Hz；

（3）測點位置：排氣管出口45°，141 mm處。

3.3 聲壓級分析

如圖6所示為測點位置聲壓頻率響應圖，可通過軟件求出氣動噪聲的總聲級為106.5 dB（A），其頻譜在10～5 000 Hz頻段分布較為均勻，主要噪聲峰值頻率為 210、600、1 880、4 580 Hz。仿真時未考慮溫度場分布，僅設定溫度為固定值500 K，對結果精確度的影響不大。

圖6 測點位置聲壓頻率響應函數圖

提取測點位置各頻率聲壓云圖，重點分析峰值頻率的聲壓分布。從圖7可以看出：（1）頻率210 Hz聲壓級為91.88 Hz，聲壓主要集中在整個出口管部分，最大達到 150 dB；（2）頻率 600 Hz聲壓級為 97.56 dB，聲壓主要集中在出口管部位以及第一、二腔體的拐角部位，最大達到141.6 dB；（3）頻率1 880 Hz聲壓級達到最大的97.97dB，聲壓主要集中在第一腔體的角落處，最大達到136.3 dB；（4）頻率4 580 Hz聲壓級為94.35 dB，主要集中在出口管部位，最大可達142.4 dB。

圖7 消聲器外表面與剖視圖聲壓云圖

3.4 合理化建議

結合流場與聲場分析結果，提出以下結構優化建議：

（1）消聲器內氣動噪聲主要集中在排氣管處，尤其在排氣管的彎曲位置，可根據消聲目的，通過改變管徑大小、管道彎曲角度、管道截面形狀（如采用三角截面）等方法來降低其氣動噪聲。

（2）消聲器腔體角落容易形成渦旋，從而產生氣動噪聲，可以通過改變消聲器外殼的形狀尺寸，腔體隔板之間的距離等方法來改善。

（3）穿孔板和穿孔管上因為小孔的存在，導致湍動能較大，引起氣動噪聲，可以通過改變穿孔個數和穿孔率等方法來進一步消聲。

（4）“虛擬管道”會引起很大的流速和湍動能，增大氣動噪聲，可通過改變連通孔的形狀、增大連通孔的尺寸和優化腔體隔板之間的距離等方法來避免此現象的出現。

4 結語

針對某排氣系統消聲器進行流體動力學和氣動噪聲方面的分析研究，得到以下結論：

（1）該排氣消聲器壓力損失滿足要求，模擬其流場分布情況，為消聲器其他模塊研究提供數據參數，提出“虛擬管道”概念。

（2）仿真得到消聲器的聲學計算結果，對消聲器各頻率聲壓級分布進行分析研究，結合流場分析，提出合理化建議，對消聲器的結構優化具有參考價值。