汽车消声器内部压力预测方法研究＊

吴超群 郭启亮 刘晓宇 宋志翔

（武汉理工大学）

1 前言

汽车排气消声器是通过降低排气压力的脉动来消除噪声的一种装置,而消声器内部压力对消声器性能有重要影响[1]。内燃机各气缸周期性间断地排出废气会在消声器内部形成不均匀的压力脉冲，这是导致排气系统振动和产生辐射噪声的主要原因之一。随着排气系统不断轻量化，消声器辐射噪声的影响也越来越大，引起消费者和研究人员的关注。为了更有效地预测消声器的辐射噪声，需要了解消声器内部的压力特征。许多学者[2，3]研究过消声器内部的压力场，但很少有将压力脉冲与辐射噪声联系起来的。目前对于消声器辐射噪声的研究还较少，仅有部分文献研究了发动机的辐射噪声[4，5]。本文基于GT-Power软件包研究消声器内部压力的预测方法，通过仿真分析预测消声器内部压力时序值，并使用Matlab软件将预测压力时序值进行频谱分析，得到压力频域值，最后将预测结果与试验结果进行对比分析。

2 理论基础及GT-Power建模

2.1 理论基础

为简化问题而采用一维计算流体力学方法来计算流体问题，整个台架系统（包括发动机）被离散为许多小体积单元，各体积单元有相应的边界条件约束在一起，假设每个体积单元内部的标量参数（压力、温度、质量、密度、内能、熵）相同，边界条件由一组矢量(质量流、速度等)进行描述。流体模型可通过公式（1）连续性方程、公式（2）能力守恒定律和公式（3）动量守恒定律对压力、质量流、温度进行求解。排气系统中废气温度随着离发动机的距离发生急剧变化，因此还需要考虑系统的焓守恒，即公式（4）。

式中，boundaries为离散单元的边界；m˙为边界质量流；m为质量；V为体积；p为压力；ρ为气体密度；A为管道截面积；As为热传导表面积；e为总内能；H为焓；h为热交换系数；Tgas为气体温度；Twall为壁温；u为流速；Cf为摩擦因数；Cp为压力损失系数；D为等效直径；dx为单元长度；dp为离散长度。

2.2 发动机模型

采用GT-Power建立的发动机模型共分为4部分，即进气模块、气缸模块、曲轴模块和排气模块。根据发动机的实际工况，对进气模块、气缸模块和曲轴模块进行调校，使其更适用于对工况进行模拟，以提高对消声器内部压力预测的准确度。发动机模型的计算精度很大程度上依赖于发动机的实际参数及后期标定，为保证计算结果的可靠性，本文采用文献[6]中已经标定好的发动机模型来进行计算。

2.3 消声器结构及其数学模型

消声器三维模型如图1所示。这是典型的3腔消声器，发动机排出的废气由进气管进入消声器，由于进气缓冲末端是封闭的，气体只能通过小孔进入第2腔，然后经中间缓冲管流入第1腔，再通过出气管流出消声器。在第2腔和第3腔部分出气管的表层有吸声材料。消声器结构具体参数如表1所列，其中排孔数目为300个。

表1 消声器结构参数 mm

图2为消声器的计算模型，该模型是将消声器的三维模型离散后所得的。

3 试验装置

消声器试验台由发动机、发动机控制器（包括功率计）、温度传感器、压力传感器、工业计算机（包括数据采集系统）等部分构成。本试验采用的发动机为文献[6]中提到的1.5L 4缸直列发动机，通过可吸收式的功率计来模拟路面负载，发动机转速由发动机控制器进行控制，稳定在4000 r/min。

在消声器的3个腔里分别装有1个压力传感器，压力传感器为PDCR4020高频响压力传感器。传感器信号由数据采集系统中NI数据采集卡采集后，被工业计算机记录，然后在工业计算机中使用Matlab软件程序对采集的数据进行处理，生成压力时序图。最后在Matlab软件中编写相关程序，对采集的数据采用离散傅里叶变换（DFT）方法，进行频谱分析，从而得到压力频谱图。

排气系统中合理安装6个某品牌温度传感器，以测量排气系统管壁温度，为排气系统模型的标定做准备。为了减少发动机振动对消声器内部压力的影响，同时避免外界干扰，将消声器固定在单独的封闭空间（全无音室）里进行试验。

4 结果分析

4.1 消声腔内压力时序图对比分析

图3～图5分别是消声器第1腔～第3腔的仿真和试验压力时序对比图。仿真值是在GT-power软件计算严格收敛后，采取一个周期的计算值；试验值是发动机转速在4000 r/min处稳定10 min后，测取1个周期的试验值。

由图3～图5可以看出，仿真值的周期和趋势与试验值完全相同，两者在峰值上的吻合程度也很好，从而验证了仿真结果的准确性。但仿真结果与试验结果之间还存在一些微小差别，其主要由以下两个原因造成:仿真计算过程中发动机的工况都在理想状态下，比如进气量、喷油量和燃烧率等都是恒定的，而且没有考虑机械振动以及外界干扰；且GT-Power计算软件是以一维平面波为基础的，具有一定的局限性，而实际气流流动更为复杂。

从图3～图5中还可以看出，图5的仿真值与试验值的吻合程度高于图3和图4。这是因为第3腔为共振腔，经过该腔的气流相对较少，所以压力波动较小，仿真值更接近试验值；第1腔和第2腔都有大量气流经过，而且流动方向有变化，容易产生高频压力波动，因此图3和图4中试验值有较多波动。

消声器内部压力的仿真结果与试验结果基本吻合，在趋势上完全一致，仅在数值上存在微小差别。因此，消声器内部压力的仿真值是比较准确的，具有较大的参考价值。

4.2 频谱分析结果对比

在对噪声的分布研究中，频谱分析是最基本的方法之一。频谱能够清晰地表示出一定频带范围内声压的分布情况，从而了解噪声的成分和性质。频谱分析有助于了解声源的性质和识别主要噪声源，为噪声控制提供依据。

本文使用Matlab软件对预测压力时序值和试验压力时序值（即试验采集的数据）采用DFT方法进行频谱分析，得到相应的仿真压力频谱图和试验压力频谱图的对比如图6～图8所示。

从图6～图8中可以看出，3个腔的仿真值和试验值在低频上幅值和趋势非常吻合，但在高频上差别较大；第3腔仿真值和试验值的吻合优于第1腔和第2腔，这主要是因为第1腔和第2腔中会出现乱流，产生高频压力波动，但是GT-Power是在假设不会产生乱流的情况下进行计算的，因此仿真结果与试验结果在高频范围内的吻合不是特别理想；由于第3腔内的乱流较少，高频压力波动小，所以仿真结果与试验结果更接近；除了仿真计算的理想条件外，GT-Power基于一维理论进行计算，也是高频范围计算结果不准确的原因之一。

由于结构阻尼的存在，高频压力激励很容易被衰减，从而导致低频压力波动成为主要的激励源，而仿真结果能预测出主要的激励源，从而可为研究消声器辐射噪声提供参考。

5 结束语

a.建立消声器模型和发动机模型，利用GTPower软件得到了消声器内部压力时序图。与试验结果对比，验证了仿真结果的可靠性和有效性。

b.对仿真结果和试验结果进行频谱分析，并比较2者频谱图，可知仿真结果频谱图能够正确反映出低频主激励源的频率和噪声。

1 李以农，路明，郑蕾，等.汽车排气消声器内部流场及温度场的数值计算.重庆大学学报 （自然科学版），2008，31（10）:1094～1097，1102.

2 杜润，柯坚，于兰英，等.液压共振消声器阶跃压力响应及内部流场分析.机械科学与技术，2010，29（2）:141～145.

3 王伟，李国祥，倪计民，等.不同结构消声器内部流场的比较.内燃机学报，2007，25（3）:277～280.

4 贾维新，郝志勇，杨金才，等.发动机油底壳辐射噪声预测方法的研究.内燃机学报，2005，23（3）:269～273.

5 刘月辉，郝志勇，付鲁华，等.车用发动机表面辐射噪声的研究.汽车工程，2002，24（3）:213～216.

6 Takashi Yasuda，Wu Chaoqun，NoritoshiNakagawa，et al.Predictions and experimental studies of the tail pipe noise of an automotivemuffler using a one dimensional CFD model.Applied Acoustics，2010，71（8）:701～707.