排气消声器仿真分析及结构优化

排气噪声是汽车车内噪声的主要源头之一，保证排气系统的高消声性能和低流动阻力，是消声器设计的关键[ 1]。以往的消声器设计主要根据设计者的经验和试验，这种方法的针对性差，而且设计周期长、成本耗费大。随着CAE手段的不断进步，三维CFD软件及GT-POWER软件的应用，为消声器结构的优化提供了有力的手段[ 2]。本文针对排气尾管噪声不达标的问题，进行CFD流体动力学仿真分析，查找问题真因，完成方案优化，并用GT软件评估优化后方案的消声能力，最终通过排气尾管噪声测试，设计的消声器满足目标要求。

1 排气尾管噪声问题分析

某车型进行排气系统开发，在试验车阶段，进行问题排查，针对三档全油门加速工况，进行排气尾管噪声测试，排气口总级和阶次噪声如图1所示，噪声总级在2500r/min以上超出目标值，阶次噪声满足低于总级10dB（A）的目标要求；通过图2分析，总级超出目标主要由于650Hz 、850Hz、1000Hz等多个频段处的气流噪声大，由此需要建立排气系统模型，进行仿真分析，确定气流噪声过高产生的根本原因；排气系统总体布置如图3所示。

图1 排气噪声总级和阶次图

图2 排气噪声频谱图

图3 排气系统布置图

2 建立消声器结构模型

本文利用GT-POWER软件中GEM 3D模块对消声器建模，针对各消声器内部结构对气流噪声原因进行初步分析。

GEM3D模型建模步骤为：（1）提取壳体、管路内表面进行网格划分，保存为stl格式的输出文件，以方便在GEM3D模块进行前处理；（2）导入处理好的stl格式文件，在此基础上根据实体参数，建立相应隔板、穿孔等结构，形成GEM模型。

2.1 前消声器结构建模

在图形界面下导入处理好的圆锥形壳体及管路stl格式，添加隔板I、II构成三个腔室，在管路上增加穿孔，同时在腔I、III建立吸声材料，属性采用玻璃丝棉，密度100Kg/m3，其消音棉的质量分别为400g、780g。

图4 前消声器结构示意图

2.2 后消声器结构建模

在图形界面下导入处理好的异型壳体及各管路stl格式，添加隔板I、II、III、IV，构成五个腔室；在隔板I、II、III和芯管上添加穿孔命令，芯管上穿孔数为100个，穿孔长度50mm；并在第一、三腔室内建立吸音材料，属性采用玻璃丝棉，密度100 Kg/m3，各吸音棉的质量分别为150g、1000g。

图5 后消声器结构示意图

通过消声器结构分析，前消声器和后消声器都加有吸声材料，并与我司其它车型消声器吸音棉添加质量对比，高频消声能力满足要求，由此判断气流噪声可能不是由于高频消声能力不足引起，需进行流场分析，找出消声器内部结构产生气流再生噪声的原因。

3 消声器流场分析及方案优化

气流再生噪声的声压级大小，通过软件定量计算存在局限性，但可针对消声器内部流场分布进行分析，评估排气消声器内部压力分布、马赫数大小以及内部是否存在明显涡流，从而找出问题真因。

3.1 网格划分

由于只有少部分气流会通过吸声材料，为了简化模型，加有吸声材料的腔体和管路的穿孔去除，并将排气系统冷端模型导入到前处理软件中，进行网格划分；流体分析要求网格质量，将主要网格尺寸设置为6mm，穿孔位置网格进行局部细化，网格模型如图6所示：

图6 排气系统网格模型

3.2 边界条件设置

假设消声器内部气体为稳态、可压缩的理想气体，应用标准k-ε湍流模型、连续性方程、动量方程、能量方程等控制方程求解[ 3]。

（1）进口：通过发动机台架数据，获取发动机最大转速时的质量流量，这里设为0.225kg/s；

（2）出口：设置出口为压力边界条件，绝对压力为一个标准大气压；

（3）壁面：设置为绝热且无摩擦的无滑移壁面。

3.3 真因分析

（1）排气消声器压力分布

图7 排气系统冷端压力云图

通过流场分析，此套排气系统冷端压力损失为46.3KPa，如图7所示，压力由入口到排气尾口逐渐衰减，前消声器和主消声器之间的弯管有部分压降，由前消声器压力图8所示，副消无明显压降，由图9所示，主消声器第四腔管路打孔位置，

图8 前消声器压力云图

图9 后消声器压力云图

存在较大压降，使得排气背压明显增大，进而影响发动机效率。

（2）排气消声器马赫数分布

图10 排气系统冷端马赫数云图

图11 前消声器马赫数云图

排气系统冷端马赫数分布，如图10所示，排气后消声器前管路，弯曲曲率过大，使得局部马赫数偏高；前消声器马赫数如图11所示，内部弯管处马赫数偏高，但第三腔为简化模型，加有吸音棉，不作优化；后消声器马赫数如图12所示，第四腔处的芯管穿孔位置，是排气主流道，但由于穿孔个数较少，使得马赫数偏高；尾管截面如图13所示，排气尾口采用的是扁口形状，使得排气流速分布不均，局部马赫数偏高。

图12 后消声器马赫数云图

图13 扁口尾管马赫数截面图

（3）消声器内部湍动能分布

图14 排气系统冷端湍动能云图

图15 前消声器湍动能云图

图16 后消声器湍动能云图

由图14和图15所示，排气系统管路和前消声器无明显湍流，湍动能较小；后消声器湍动能如图16所示，芯管穿孔位置湍动能最大，存在较大湍流，易产生气流再生噪声。通过以上分析，同时综合考虑底盘布置空间的限制，确定针对后消声器芯管打孔位置和排气尾管形状进行优化。

3.4 方案优化

（1）排气尾管形状优化

将扁口尾口形状改为圆口形状，进行马赫数对比，圆口尾管截面如图17所示，圆尾管最大马赫数分布区域较小，并且扁口左右尾管平均马赫数分别为0.24和0.2，圆口左右尾管平均马赫数为0.2和0.18。

图17 圆口尾管马赫数截面图

（2）后消声器芯管穿孔方案优化

将第四腔芯管穿孔数由100个改为200个，穿孔长度由50mm改为100mm；通过流体分析，排气冷端压力损失为30.7KPa，与原方案对比，压力损失降低15.6Kpa；通过图9和图18对比，优化方案后消声器第四腔芯管和腔体的压力损失降低；通过图12和图19对比，优化方案第四腔芯管穿孔处马赫数降低明显；通过图16和图20对比，优化方案第四腔芯管穿孔处湍流强度降低；综上所述，优化方案改善明显，由于消声器内部结构更改，需进一步评估消声器消声性能，由于消声器内部吸音棉的质量无减少，高频消声性能不会产生明显变化，特主要考虑低频的消声能力。

4 后消声器传递损失分析

图18 优化后消压力云图

图19 优化后消马赫数云图

图20 优化后消湍动能云图

对上述优化方案进行声学分析--传递损失分析，传递损失分析有两种方法：一、应用三维方法，计算较为准确，可进行消声器高频消声能力的准确预测[ 4][ 5]，但建模和计算时间较长；二、应用一维频域和时域方法，未考虑非平面波效应，只适用于低频消声能力预测，本文应用一维GT-POWER软件，在前面建好的模型基础上，考虑排气温度和流速的影响 [6]，进行后消声器低频消声能力预测，建立的后消声器传递损失分析模型如图21所示。

后消声器是单进双出口的结构，设置两个无反射末端，并增加传递损失计算模块和压力监测传感器，计算出每个消声器出口的传递损失，并可查看每个出口的传递损失计算结果。

优化前后传损分析对比，如图22所示，优化方案80Hz之前的消声量降低1dB-3dB，120Hz-150Hz的消声能力增加约8dB，通过与原始方案尾管噪声测试数据对比，设计方案消声能力满足要求。

图21 传递损失分析模型

图22 优化前后传递损失分析结果

5 方案验证

优化前后排气尾管噪声总级和阶次对比，如图23所示，在2500r/min以上，优化方案总级降低5dB（A）以上，满足目标要求；在1500r/min以下，二阶升高2dB（A），其原因为尾管口形状变圆孔，扩张比降低，消声量也随之降低，但是降低不明显，同时经主观评价此处声压级的变化对车内影响不大；3500r/min-4000r/min降低2dB（A）-8dB（A），满足二阶目标要求；通过图24显示，在2500r/min以上，高频气流噪声降低明显，最终设计方案具有较高的消声能力和较低的压力损失。

图23 优化前后总级和阶次对比图

6 总结

针对某车型排气噪声不达标的问题，应用流体和声学仿真分析方法，查找真因并完成方案优化，最终得出以下结论：

图24 优化后噪声频谱图

（1）排气气流噪声大，主要由于主消声器第四腔芯管穿孔数量少和尾管采用扁口形状；（2）气流噪声大的位置，压力损失增加，引起排气系统背压增大；（3）降低气流噪声，会引起消声器消声能力发生改变；（4）通过增加芯管穿孔个数和长度，并改变尾管形状，气流噪声得到较大改善；（5）搭建的传递损失分析模型，可进行单进双出消声器低频消声能力对比和预测，具有较高精度。