小排量發動機系統模型的消聲器的改進方法研究

張袁元，李 想，單 榴，李昕鳴

（南京工程學院汽車與軌道交通學院，江蘇 南京 211167）

1 引言

相較于多缸發動機而言，單缸汽油機轉速高，排氣流速快，且消聲器容積較小，這種情況下給消聲器的設計和優化帶來一些難度。

文獻[1]通過遺傳算法對赫姆霍茲消聲器結構進行參數優化，拓寬了消聲器的消聲帶寬；文獻[2]基于DOE和改進模擬退火算法對消聲器參數進行分析，實現了全頻段的整體優化；文獻[3]采用傳遞矩陣分析法對抗性消聲器性能進行頻域分析，發現消聲器中間腔室體積大小的變化（內部隔板位置的變化）對傳遞損失影響較大；文獻[4]通過GA-BP神經網絡算法對消聲器的聲學性能進行了優化，有效地降低了尾管的氣流噪聲；文獻[5]通過結合傳遞矩陣法和有限元數值分析，研究與優化了消聲器的振動聲學響應；文獻[6]通過有限元分析與正交設計相結合的方法得到了不同結構參數對消聲器聲學性能的影響程度和優化結構參數。

可見，當前國內外對于單缸汽油機排氣系統的研究大多集中于降噪和減振方面，對于發動機本體的影響考慮較少。在提升消聲器聲學性能方面，更多的是從算法角度進行優化，在兼顧其動力性和經濟性方面考慮較少。

課題基于一維計算流體力學的方法，利用GT-Power軟件擬建立單缸汽油機與排氣消聲器的耦合仿真分析模型，分析排氣消聲器的傳遞損失、插入損失以及階次噪聲，并對消聲器結構進行優化設計和局部改進，在實現消聲器消聲性能提升的同時，驗證功率（Brake Power）和有效燃油消耗率（BSFC）等動力性和經濟性參數，確保其與發動機之間的良好匹配，以此提高消聲器的整體性能。

2 耦合仿真模型的建立及標定

在GT-Power中建立發動機模型。單缸汽油機基本參數，如表1所示。三維消聲器模型在GEM-3D中建立，如圖1所示。

圖1 消聲器模型Fig.1 Muffler Model

表1 發動機基本技術參數Tab.1 Basic Technical Parameters of Engine

根據文獻[7]的直通穿孔管理念，課題設計出三通直管結構。消聲器腔體被兩塊隔板分成3個腔室，按照氣體流經順序分別將其分為第一腔室、第二腔室和第三腔室，各腔室之間通過喉管連接，由左向右的隔板分別稱為第一隔板、第二隔板和第三隔板。消聲器容積2.82L，進氣口直徑22.5mm，排氣口直徑16.5mm。

耦合發動機模型與消聲器的離散模型，聯合總成系統進行性能仿真，以驗證模型的可靠性，如圖2所示。氣體從模型的進氣邊界依次經過進氣歧管、空氣濾清器、節氣門、進氣歧管、進氣道最終進入氣缸，經過燃燒做功后，廢氣經過排氣道、排氣歧管、排氣消聲器最終流出系統排氣邊界。

圖2 發動機GT-Power仿真模型Fig.2 Engine GT-Power Simulation Model

設置模型運行工況的速度范圍為（2000～8500）r∕min均勻間隔500r∕min的11個常用轉速范圍內的工況點，根據實驗中進排氣溫度、平均有效壓力、節氣門開度、點火提前角等數據校正模型后，通過仿真得到發動機的外特性曲線，并與發動機臺架實驗獲取的外特性實驗數據進行比較。仿真計算所得的扭矩、功率和燃油消耗率曲線與外特性實驗值吻合良好，如圖3、圖4所示。相比外特性實驗曲線，仿真所得扭矩和功率曲線最大誤差不超過3%，燃油消耗率曲線最大誤差不超過4%，所建模型是可靠的，可用于后續研究。

圖3 外特性下功率扭矩對比圖Fig.3 Comparison of Power and Torque Under External Characteristics

圖4 發動機油耗對比圖Fig.4 Comparison of Engine Fuel Consumption

3 排氣系統的仿真及系統分析

3.1 原始消聲器性能仿真

對原始消聲器進行傳遞損失計算時所用原理，如圖5所示。各消聲元件對聲音的衰減特性由傳遞損失來衡量。麥克風用來接收上游和下游的波動信號，將其轉化為聲壓值，以便計算傳遞損失。傳遞損失的計算結果，如圖6所示。

圖5 傳遞損失計算原理Fig.5 Calculation Principle of Transmission Loss

圖6 原消聲器傳遞損失Fig.6 Transmission Loss of Original Muffler

3.2 原始消聲器性能分析及優化目標

由圖6可以看出，原消聲器在高頻處的消聲效果相較于低頻要好。低頻處的消聲量較低，在（0～500）Hz的低頻段，隨著轉速的升高，傳遞損失逐漸增大。在較高頻段范圍內（500～3000）Hz，傳遞損失維持在20dB以上，于1500Hz處存在一個波谷，一定程度上影響了消聲器的聲學性能。仿真后所得的原方案A加權尾管噪聲及各階次的噪聲分布，如圖7所示。

圖7 原方案各階次噪聲分布Fig.7 Noise Distribution of Each Order in the Original Scheme

可見尾管噪聲無明顯峰值，線性度較好。在各點火階次中，0.5階的噪聲曲線處于最下端，其他階次的噪聲值較高。由全工況下排氣頻譜的分布情況和消聲器的傳遞損失圖線，如圖8所示。可得噪聲主要產生于低頻段，且消聲器在低頻處的消聲效果并不理想。因此，針對于原消聲器的改進方案，課題著重就消聲器中低頻段（0～1600）Hz的消聲性能進行優化，量化各階次噪聲與轉速、尾管噪聲的關聯性[8]，盡可能實現整體降噪，降低噪聲貢獻值大的特定階次的噪聲，同時兼顧消聲器的空氣動力學性能。

圖8 全轉速下的排氣頻譜疊加圖Fig.8 Superposition of Exhaust Spectrum at Full Rotation Speed

4 排氣系統的聲學改進及驗證

4.1 結構改進及仿真分析

由全工況下排氣頻譜的分布情況，可知排氣噪聲大多集中在（0～800）Hz，在（1500～3500）Hz分布均勻，峰值較小。鑒于GTPower所建立的一維流體仿真模型在計算中低頻噪聲時具有相當高的精確度，因此選取消聲器的中低頻段進行優化具備科學性、精確性。

由于低頻噪聲的聲波較長，而摩托車消聲器的體積和長度都相對有限，從而低頻范圍的消聲性能表現受到局限。因此在設計優化消聲器的時候，要充分考慮消聲器本身的結構參數，例如管徑、長度、穿孔率。另外，可以采用布置吸聲材料、改變擴張腔的擴張比、增設共振消聲區域等方式，通過對消聲器內部空間的合理布局，保證消聲量在各頻段的合理覆蓋。

抗性消聲器是車輛進排氣系統以及通風系統中常用來控制噪聲的主要結構形式[9]。改變穿孔管的穿孔率和穿孔直徑、增大擴張比等方式可以有效提高消聲器的低頻消聲量。在特定條件下，低頻傳遞損失不足的主要原因在于消聲器內部結構對低頻聲波的衰減不足[10]。課題采用這一理念，對原消聲器的腔室布局進行調整，提出兩種消聲器改進方案，如表2所示。

表2 各方案說明Tab.2 Description of Each Scheme

方案一調整隔板1的位置，將隔板2、隔板3的位置保持不變，減小擴張腔的長度，調整第一腔室的插入管長，內插管結構可以提升消聲器在特定頻段的消聲性能；在第二腔室內添加吸聲材料，對直管2、直管3、排氣管的徑向位置進行適當調整，以此提高整體消聲量。方案二將原方案中的進氣管和直管1分離，減小直管1的長度并將其置于第一隔板間，以此改變原有腔室的布局，增設的擴張腔與改變后的原有擴張腔的容積和長度均不同，因此消聲量峰值所對應的頻率也不相同，以此提高整體消聲量。各方案的插入損失，如圖9所示。

圖9 各方案插入損失對比Fig.9 Comparison of Insertion Loss among Schemes

方案一和方案二在（0～1600）Hz的全頻段范圍內的插入損失相較于原方案來說均有提升。方案一的提升效果相較于方案二更好，基本實現了消聲量在各頻段的合理覆蓋，說明方案一所改進的消聲器與發動機相匹配后的消聲性能更加優異。各方案的尾管噪聲。如圖10所示。

圖10 各方案尾管噪聲對比Fig.10 Comparison of Liner Noise of Each Scheme

方案一和方案二的尾管噪聲值相比于原方案均有所降低，方案一的消聲量更大。曲線在（1000～2000）r∕min范圍重合較多，在（2000～7100）r∕min范圍，方案一的功率大于原方案，而在（7100～9000）r∕min的高轉速范圍，方案一的動力性能劣于原方案。

在（6000～8200）r∕min范圍，方案二的曲線略低于原方案和方案一的曲線，在（8200～9000）r∕min范圍，方案二為三者最優，但范圍相對較小。單就動力性角度而言，方案一在中低轉速的表現最優，在高轉速的表現有待提高，如圖11所示。

圖11 各方案的功率曲線對比Fig.11 Comparison of Power Curves of Each Scheme

在（1000～7000）r∕min范圍，方案一、方案二的燃油消耗率都低于原方案，經濟性能較佳，而在（7000～9000）r∕min范圍，方案一的燃油消耗率略高于原方案，方案二燃油消耗率略低于原方案。單就經濟性角度而言，方案二在全轉速范圍內的表現均是最優的，如圖12所示。

圖12 各方案燃油消耗率曲線對比Fig.12 Comparison of Fuel Consumption Rate Curves of Each Scheme

綜上所述，方案一和方案二相較原方案，在插入損失和尾管噪聲這一系列聲學性能參數的表現都要更好。方案一在消聲性能和動力性能方面均優于方案二，在經濟性方面比方案二略差。鑒于課題是以提升消聲器的消聲性能為主，并兼顧其動力性和經濟性表現。因此選取方案一作為進一步優化的基礎，著重提升其（0～1000）Hz范圍內的消聲性能和高轉速（7000～9000）r∕min下的動力性和經濟性表現。

4.2 性能優化及驗證

方案一實現了在插入損失、尾管噪聲方面的全頻段的優化，但由排氣頻譜峰值圖綜合分析可知，其在（200～600）Hz的消聲量尚有不足。故而在其基礎上進行進一步優化，鑒于模型參數對消聲器消聲性能的影響，課題選取影響消聲器消聲性能的2個因素作為研究對象：插入管的穿孔孔徑、有無套筒。

由于穿孔孔徑是影響低頻段消聲量的重要因素，考慮到穿孔內插管在消聲單元的共振和擴張的復合作用，因此選擇孔徑大小（2.0～5.0）mm作為優化變量區域。鑒于各孔徑在（200～600）Hz的消聲量有高有低，難以選出最佳孔徑大小，課題采用（200～600）Hz總體消聲量的均方根值，將其作為評價指標并進行對比。最終，得3.8mm孔徑的消聲效果最佳。

圖13 均方根擬合曲線Fig.13 Root-Mean-Square Fitting Curve

選取插入管的穿孔孔徑為3.8mm后，根據原消聲器的結構布局，將套筒結構設置于直管2處，套筒結構內部設置有穿孔段，并添加吸聲材料，改進后結構，如圖14所示。

增設套筒結構能有效控制流體速度，防止高速流體流經直管后產生二次噪聲，并且能在一定程度上降低排氣背壓。增置套筒后的消聲器與方案一的傳遞損失的對比圖，如圖15所示。

圖15 增置套筒后與方案一消聲器插入損失對比Fig.15 Comparison of Insertion Loss Between the Additional Sleeve and Scheme 1

相較于方案一，增置套筒后消聲器的插入損失得到明顯提高，消聲性能得到優化。在中低頻段（0～900）Hz范圍，增設套筒后的曲線分布在方案一上方，消聲性能明顯提高，尤其在200Hz處，波谷得到明顯改善。在高頻段（1200～1500）Hz范圍，消聲性能較原曲線降低，可見增設套筒在高頻段效果甚微。總插入損失較原來平均提升2.95dB。綜上所述，套筒對高頻段影響相對較小，優化不明顯，在中低頻段有明顯的提高。因此，采取增置套筒方案為最終優化方案。

增置套筒后的消聲器與原方案的各階次噪聲的對比，如圖16所示。其中2.0階噪聲為主要貢獻量，雖然其在（5000～5500）r∕min范圍內尾管噪聲有所增加，但總體下降趨勢明顯。1.0和1.5階噪聲在全工況范圍內也均有一定程度的下降。

圖16 1.0階、1.5階和2.0階噪聲對比Fig.16 Noise Comparison of Order 1.0，1.5 and 2.0

在保證優化后的消聲器的聲學性能得到明顯提升后，需要驗證其空氣動力學性能，優化后消聲器與原方案消聲器的發動機功率對比，如圖17所示。可見功率相較于原方案雖略有損失，但功率損失比在全轉速范圍內均保持在較低水平，平均功率損失比為1.29%，滿足摩托車消聲器的技術要求。

圖17 優化前后發動機功率對比Fig.17 Engine Power Comparison Before and After Optimization

優化前后發動機燃油消耗率的對比圖，如圖18所示。可見優化后的消聲器在低轉速范圍內（1000～5000）r∕min的燃油消耗率雖然比原方案略高，但全工況下的曲線趨勢明顯好于原方案消聲器，說明優化方案消聲器的三器（化油器、節氣門、消聲器）匹配更好。在與發動機動力性方面的匹配來看，優化后的消聲器略有提升；在與發動機經濟性方面的匹配來看，優化后的消聲器則明顯優于原方案。

5 結語

（1）建立動機與消聲器的系統耦合仿真模型研究消聲器的性能匹配，綜合考慮其消聲性能、功率損失以及燃油消耗率。相對于單獨研究消聲器性能，研究更為全面、可靠。（2）在排氣系統不做大改動的前提下，對消聲器提出兩種改進方案，分析其階次噪聲及噪聲頻譜分布，結合傳遞損失、插入損失、尾管噪聲一系列聲學參數，兼顧消聲器的動力性和經濟性，選出了較優的方案并著重提升中低頻段的消聲特性。（3）優化設計中改變插入管的穿孔孔徑和增設套筒提高了消聲器在中低頻的消聲性能，傳遞損失提高了（2～3）dB，噪聲的主要貢獻量1.0階、1.5階和2.0階噪聲均有下降，且功率損失比保持在較低水平，發動機經濟性方面的匹配更優。