消声器排气背压对消声性能的影响研究

姚进峰，张 昆，陆修进 ，樊 睿

（1.昆明理工大学 交通工程学院，云南 昆明 650500；2.昆明云内动力股份有限公司，云南 昆明 650000）

1 引言

噪声不仅影响到人们的日常生活而且对人身心健康造成伤害，甚至会引发耳聋、头昏、记忆力衰退、神经衰弱等不良作用。汽车尾气噪声是城市噪声污染的主要组成部分，大约占四分之一左右，统计数据显示目前国内机动车保有量达到了2.64亿辆[1]，因此汽车尾气噪声成为企业和消费者们不可忽视的污染问题，给汽车行业的发展带来了巨大的压力。安装消声器进行排气降噪的同时，排气背压也不可避免的会升高，从而发动机进气量变少、燃烧效率降低、机械效率下降，导致发动机油耗升高、排气温度升高、输出扭矩降低，碳烟排放的恶化，功率损失严重等问题。所以在汽车正逐步地向高性能、低排放量的方向发展过程中，对于如何控制好汽车尾气排放噪声的要求越来越高。抗性消声器由于声阻抗的存在，消声量和排气背压大小是相互牵制的，往往表现出此消彼长的规律，想设计出低噪声低背压的高性能消声器十分困难。在以往的研究中通常是单一地控制（消声量或排气背压）在可接受范围内来提升另一方的性能，这并未能使消声器的消声量与排气背压达到理想结果，且未对两者存在怎样关系做出分析以及找出相关规律[2-3]。在分析软件ANSYSCFX、LMSVirtual.Lab以及消声器设计理论基础上，探究变化的排气背压对消声量有何影响，为消声器设计提供了新途径和理论依据。

2 有限元建模及计算方法

为保证研究结果的准确性，同一个消声器在流场分析和声场分析中所用的有限元模型一致，且不同结构消声器的建模、网格划分方法以及边界条件相同。

2.1 几何建模

在抗性消声器声学分析中存在与几何尺寸大小有关的上、下失效频率[4-5]，对噪声分析有效计算频率范围有影响，所以在建模时就要考虑。

上限失效频率表达式：

下限失效频率表达式：

式中：S—腔体截面积；l—腔体长度；V—腔体体积。

根据汽车尾气噪声频率范围确定了一系列的消声器模型腔体的直径和其他尺寸[6]，在UG建立的几何模型，如图1所示。其中简单结构消声器的进出口管长度和直径以及腔体直径都分别为100mm、40mm、160mm；扩张式、偏置式、直通管式腔体长度都为280mm；双腔式第一、二腔长度分别为215mm、105mm，隔板有10个直径为20mm的通气孔；偏置式两轴偏置50mm；直通式的穿孔小孔按正方形排列，孔径为6mm，穿孔率为16%；HT0100-1型消声器分为进出口长度和直径及腔体直径分别为50mm、62mm、180mm，第一、二、三腔长度分别是 280、200、270，小孔孔径为6mm，穿孔率为16%。

图1 消声器几何模型Fig.1 The Model of Exhaust Muffler

2.2 网格划分

从5种结构的消声器腔体内抽取计算流体域，并在HyperMesh进行网格划分。网格质量直接决定了分析计算的速度和精度，因此必须同时考虑流场和声场分析网格要求[7]。网格只要保证声场分析要求即可完全满足流场。消声器的声学分析在网格划分中要求网格单元长度小于等于最小声波波长的1/6，具体表述式（3）所示[8]：

流体一律设置为标准大气压下25℃的纯净空气，根据汽车尾气噪声频率范围（通常在20Hz～3600Hz）计算出能确保计算精度的最大网格单元长度为15.7mm，综合考虑后确定每个消声器网格单元大小为6mm，完全满足要求。

2.3 边界条件

根据流体力学理论通过马赫数和雷诺数Re确定了流体为不可压缩、湍流流动的流体[9]。背压流场分析中采用RNGκ-ε湍流模型，湍流强度为10%；入口为速度进口流速为60m/s的边界；出口为以一个大气压力为参考的边界；一系列消声器的壁面光滑无滑移、流速为0。声场分析中的边界条件为：给声学有限元模型定义包络网格，并定义入口以单位质点振动速度为边界条件，出口设定无反射边界条件。

3 排气背压流场分析

消声器排气背压是流体流经管道截面突变和管道弯曲处产生的脱体现象以及流体与管道粗糙壁面的摩擦等引起流体的能量损失，通常也称压力损失。它是消声器的一个重要性能指标，表达了消声器排气过程流畅程度，通常背压越小发动机功率损失越小、燃油经济性越好。式（4）为抗性消声器排气背压经验公式，排气背压与单位重量的动压头成正比，从而与流体的流速密切相关[10]。

3.1 压力分布

图2 5种结构的消声器压力分布云图Fig.2 Pressure of Five Structure Mufflers

如图2所示，从进气口到出气口一系列消声器的压力都作逐渐递减的变化趋势，不同消声器压力变化梯度不一样。此外在流体惯性力的作用下，压力首先集中在流体压力束中心，随后再逐步向四周扩散，因消声器结构不同它们的扩散速度不尽相同，越复杂的结构扩散越慢，压力变化越大[12]。简单扩张腔式消声器进口平均压力5110Pa，腔体内部平均压力为3465Pa，出口平均压力为2215Pa，排气背压为2895Pa；偏置消声器进口平均压力与出口平均压力差距比较明显，压力损失比较严重，排气背压为4635Pa；双腔式消声器的气流首先充满第一腔后再通过隔板上的小孔进入第二腔，压力损失主要集中在隔板部位，排气背压为6642Pa；直通穿孔管式消声器大部分气流未进入腔体内，其平均排气背压只有974Pa；HT0100-1型消声器为三腔消声器，压力变化梯度比较明显，且每腔的压力分布比较均匀，进气穿孔管在第二腔部位被堵住所以压力比较大，排气背压为10212Pa。

3.2 速度分布

流速通过流动状态对消声器排气背压产生影响。从消声器速度云图可知，简单扩张腔式流体进入扩张腔后一部分保持原来的运动状态几乎未受到影响就排出，而有部分气流受腔内静止低压空气的干扰向四周以喷射式扩散开，并带动气体产生涡流、漩涡等不规则的运动；此外在空腔与出口管衔接处气流发生急剧的收缩而速度大小和方向都发生了很大的变化，速度大小大约73m/s，在这些结构处消耗了气体的能量。偏置式消声器输出管与输入管轴心偏置50mm，气流进入腔体后首先与腔体的壁面发生撞击并回流，在腔体内发生回流、涡流等剧烈而反复运动过程，至少发生两个180°的大转弯才排出腔外，产生了湍动能而压力损失严重；同理出口流速很大达到80m/s。双腔式消声器除了在空腔内部进出口处速度和压力变化较大外，在隔板穿孔处有强烈的射流引起射流势核能量，在第一、二腔内会有漩涡和湍流等情况。直通穿孔管式消声器速度差很小。对复杂消声器进口管并未与第二腔连通，气流从小孔进入第一腔。该消声器速度变化梯度分明，基本上都在穿孔部位。

图3 5种结构的消声器压力分布及速度分布Fig.3 Pressure and Velocity of Five Structure Mufflers

分析结果表明：在25℃标准大气压下的空气以60m/s速度通过消声器时，不同结构消声器发生不同程度的压力消耗，主要发生在流速变化大，发生漩涡、湍流、回流的结构；比如；流体通过截面突然扩张或突然收缩（管孔、隔板孔、进出腔体）时发生脱体喷射、流动方向发生大幅度改变（回流）等分子间发生剧烈的碰撞而消耗流体运动能量。

4 消声器声场分析

4.1 背压数据与声学网格的映射关系

本节采用ANSYSCFX流场分析的排气背压作为声学分析的声源。首先将背压网格数据以CGNS文件形式输出，在LMS Virtual.Lab中将数据转换成能被Acoustic FEM识别的CATAnalysis文件，将CFD网格上背压数据与声学网格建立对应关系，其数据传递具体流程，如图4所示。最后更新声学网格属性，观察其能确保计算精度的最小计算频率是否大于等于3600Hz，如果是则进行计算，否则重新调整。

图4 背压数据转移映射流程Fig.4 Process of the Transfer Mapping of Back Pressure Data

4.2 排气背压对消声量影响分析

变化的排气背压是通过改变消声器出口流通截面来控制，经过计算对比分析证明该方法对研究结果几乎没有影响具有可行性。几种简单消声器的进出口管直径都为40mm，面积为1256mm2，其流通截面为圆形。为更准确的反映仿真分析结果，每种消声器进行十组不同截面不同背压下的分析，出口截面积，如表1所示。对于HT0100-1模型同理可得，在此不再赘诉。

表1 出口截面积Tab.1 The Export of Cross-sectional Area

4.2.1 扩张腔式消声器

声压云图表述的是消声器排气噪声传播方式、声压大小分布情况的一种表面现象视图，只以扩张式消声器三种特殊频率作为例子来说明。扩张式消声器最小背压640Hz、1850Hz和2600Hz下的声压云图，如图5所示。它们各自是通过频率、峰值频率和失效频率的代表。其中640Hz为通过频率，消声器消声效果很差或者起不到消声作用，消声量大小为0.83dB；1850Hz为峰值频率，消声器消声效果最好，消声量大小为29.11dB，由图可知这两种频率下的噪声声波以平面波的形式传播，对计算结果是准确有效的。2600Hz为失效频率，失效频率处声波不是以平面波的形式传播，声学方程的建立都是基于平面波理论，所以该频率计算结果不准确。

图5 扩张式消声器不同频率声压分布Fig.5 The Sound Pressure of Different Frequency

随着噪声频率增加消声器传递损失曲线呈现波峰与波谷交替，并大约以640Hz为一个周期周期性地规律变化，在2540Hz处开始失效，如图6所示。首先随着排气背压增大，大约在（10～640）Hz低频率段处消声量表现为逐渐减小的趋势，如该频率段下在2.8kPa的平均消声量为13.58dB，而327.3kPa的平均消声量为10.85dB。其次消声器的中心频率往高频处移动，在低频率段比较明显但越往高频率中心频率的移动越小，如2.6kPa、63.2kPa和327.3kPa对应的峰值频率分别为310Hz、320Hz和390Hz。从整个有效计算频率上来看，随着排气背压的增大消声量整体随之增加，且随着频率的升高增加的幅度越来越明显，如当背压由2.8kPa增为68.6kPa时平均消声量增加为11.39%，从68.6kPa增为337.6kPa时平均消声量增加23.43%。

图6 扩张式消声器不同背压传递损失Fig.6 Transmission Loss of Expansion Muffler Under Different Back Pressure

4.2.2 偏置式消声器

该消声器进出气管偏置50mm，声波要在腔体内要经过多次折射、反射和干涉，传递损失曲线作无规则变化，如图7所示。大约在（600～1500）Hz处消声量最好，平均消声量为28.94 dB。同样地在低频率处随背压变大消声量减小，在4.6kPa平均消声量为21.47dB，在298kPa平均消声量为18.53dB；沿着有效计算频率随着排气背压变大消声量随之增加，当4.6kPa增为78.3kPa时平均消声量增加5.42%，当78.3kPa增为298kPa时平均消声量增加8.33%，对比相同频率段下每增加1kPa背压增加的幅值可知，背压对消声量的影响随背压的增加有逐渐变小的趋势。

图7 偏置式消声器不同背压传递损失Fig.7 Transmission Loss of Interpolation Offset Muffler Under Different Back Pressure

4.2.3 双腔隔板式消声器

该消声器根据了消声器第一腔的通过频率是第二腔峰值频率的特点设计，所以它的消声量相对其他简单消声器在相同背压下的要高，如7.6kPa的最高消声量达到109.51dB，尤其在（960～1620）Hz处消声频带较宽效果最好，平均消声量为49.45dB。从传递损失曲线不难看出，随排气背压的变大，低频率的消声量总体变小，背压从7.6kPa增为76.3kPa时平均消声量降低12.07%，从76.3kPa增为336kPa时平均消声量降低13.89%。但对于整个计算频率内消声量是随背压的升高而增加的，背压从7.6kPa增为76.3kPa时平均消声量增加4.63%，从76.3kPa增为336kPa时平均消声量增加12.6%，如图8所示。

图8 双腔式消声器不同背压传递损失Fig.8 Transmission Loss of Double Cavity Plate Muffler Under Different Back Pressure

4.2.4 直通穿孔管式消声器

穿孔管的消声原理是将小孔与腔体组成了弹性系统，声波在系统传播会产生共振，引起空气分子间的摩擦消耗声能而达到降低噪声的效果，人们常常将它看成共振消声器。消声器不同背压下的传递损失曲线变化规律与扩张式消声器相差不大，但它们的消声效果却不一样，相同背压下后者比前者好，这就是穿孔管存在的消声优势；它们在低、中、高频率处不同背压下消声量规律也基本相同，只是幅度不同。在低频段背压从0.9kPa增为66kPa时平均消声量降低7.1%，从66kPa增为356.5kPa时平均消声量降低8%，在中、高频段背压从0.9kPa增为66kPa时平均消声量增大10.32%，从66kPa增为356.5kPa时平均消声量增大30.2%，如图9所示。

图9 直通穿孔管消声器不同排气背压下传递损失Fig.9 Transmission Loss of Straight-Through Perforated Pipe Muffler Under Different Back Pressure

4.2.5 复杂型消声器

为能全面深入探究消声器背压与消声量的联系，本节引入了HT0100-1型消声器。该消声器的噪声声波在有效计算频率上也是以平面波传播的，低频消声效果差，中、高频率消声效果良好。同简单结构消声器一样在低频处随排气背压的升高消声量减小，从10.2kPa增为81.1kPa时平均消声量降低20.11%，从81.1kPa增为322kPa时平均消声量降低17.97%。总体上随背压升高消声量变大，从10.2kPa增加为81.1kPa时平均消声量增加13.02%，从81.1kPa增加为322kPa时平均消声量增加18.9%，如图10所示。

图10 HT0100-1型消声器不同背压传递损失Fig.10 Transmission Loss of HT0100-1Muffler Under Different Back Pressure

在整个有效计算频率范围内不同结构式消声器不同背压下消声量对比曲线，如图11所示。由于噪声在不同抗性消声器中传播路径和方式的差异，一系列消声器在不同背压下的平均消声量大小顺序为 HT0100-1（27.58dB）＞双腔隔板式（24.13dB）＞偏置式（23.32dB）＞直通穿孔管式（17.86dB）＞扩张式（16.21dB），随着排气背压的升高整体平均消声量增加的幅值为扩张式为17.4%、偏置式为7、双腔隔板式为8.6%、直通穿孔管式为20.3%、HT0100-1型消声器为15.6%；对于进出口管、腔体尺寸大小基本相同的简单结构消声器，双腔隔板式曲线变化比较平缓且与偏置式有交点，直通穿孔管式与扩张式变化规律相同。

图11 消声量对比曲线Fig.11 The Contrast Curve of Niose Eliminate

5 结论

（1）每一类消声器变化的排气背压对消声量是有影响的，随着排气背压的升高它们的变化规律都表现为：在低频率噪声下的消声效果变差，中高频消声效果好但随噪声频率的升高这种趋势变弱，因此在低背压情况下可以提高低频率噪声的消声量。（2）在低频段处随背压变大中心频率向高频方向移动，但这种趋势随噪声频率越高中心频率几乎没有移动。（3）背压对不同结构消声器的消声性能影响程度不同，这是由于背压升高后气流会随着消声器结构不同而做着不同剧烈复杂的运动，因此声波发生不同程度的干涉、衍射、反射从而表现出不同的声阻抗。