基于GT-Power和CFD的某发动机消声器结构优化与分析

梁永勤

摘要：针对某四缸发动机消声性能在某些工况下不理想的状况，本文通过在GT-Power中建立发动机及消声器耦合模型，同时联合使用CFD仿真，在不增大压力损失的前提下，对其消声器进行了优化。通过对消声器消声扩张比，扩张腔个数及长度，内插管长度的优化改进，提高了消声性能。结果表明：优化后的消声器在260-690Hz范围内，消声量平均提高了7dB，全频率范围内消声量减小了4dB，消声效果明显。

Abstract： In view of the unsatisfactory performance of the noise reduction performance of a four-cylinder diesel engine under certain working conditions， this paper optimizes its muffler by establishing an engine mode in GT-Power without increasing pressure loss. By optimizing and improving the muffler expansion ratio， number and length of expan-sion cavities， the length of the inner cannula， the muffler performance has been improved. The results show that： in the range of 260-690Hz， the noise reduce 7dB on average， the noise reduction in the full frequency range is 4dB， the effect is obvious.

关键词：消声器;扩张比;扩张腔;优化

Key words： muffler;expansion ratio;expansion cavity;optimization

中图分类号：TB535.2                                    文献标识码：A                                  文章编号：1674-957X（2021）05-0035-03

0  引言

消声器作为目前发动机排气降噪的有效途径，随着汽车噪声法规的日益严格，其重要性随之突出，消声器设计需要满足的要求也越来越高。传统消声器的设计主要依靠试验来反复验证，存在着设计周期长，费用高，且设计时常常把消声器和发动机性能孤立考虑的缺点[1]。随着计算机软件技术的发展和在实际工程技术中应用，发动机仿真技术也在快速发展并日渐成熟。

消声器性能研究对于设计研究有着重要的现实意义，其性能评价指标主要有：声学性能和动力学性能[2]。声学性能评价通常用传递损失和插入损失来评价。传递损失是指消声元件入口处的入射声功率级和出口处的透射声功率级之差;插入损失是指安装消声器前后的声功率级之差。空氣动力学性能用消声器的压力损失来表示，即气流通过消声器的进出口端的总压差[3]。本文分别采用插入损失和压力损失来评价消声器的声学性能和空气动力学性能。

1  基于GT-Power的发动机及排气系统仿真建模

GT-Power目前在汽车发动机CFD仿真中被广泛应用，其不仅能对发动机进、排气系统进行噪音分析，还能对进、排气系统的消声器进行优化设计[4，5]。本文以某四缸发动机为研究对象，其主要参数如表1所示。GT-Power中建立的发动机模型如图1所示。

本文主要针对某发动机消声性能不佳对消声器进行优化，因此，根据排气系统实际结构参数进行建模，并将离散化后的消声器模型与发动机在GT-power进行耦合，耦合后模型如图2所示。

2  消声器结构参数优化

2.1 原消声器性能分析

发动机原消声器第一腔室长102mm，第二腔室118mm，第三腔室229mm。其扩张比为21.6。在第二腔室及距出口50mm处套筒中附有吸声材料，以吸收高频噪声。原消声器模型如图3所示。

因该发动机主要工作在中低转速，故选取该发动机在2000rpm时，测试其原模型插入损失，并进一步将原消声器导入Fluent中，分析其内部流场情况，结果如图4所示。

由图4可知，虽然消声器整体消声量在23dB以上，但在300-800Hz范围内的消声量小，效果不佳。从内部流场可知，消声器进出口流速较大，中间腔室流速较小，气流的速度呈现逐渐变小的趋势，会造成相应的压力损失。第一、二腔室存在的涡流和回流，也是造成压力损失的主要原因。

2.2 消声器性能优化

2.2.1 扩张腔长度

扩张腔的改变，可以使沿管道传播的部分声波发生反射并与源声波干涉相消，达到消声的目的。其传递损失特性主要受扩张比m和扩张腔长度L的影响，首先以扩张比m和扩张腔长度L为变量，分析其对消声量的影响。扩张腔长度和进气管直径参数如表2所示。不同扩张腔长度下的消声器的传递损失曲线如图5所示。

由图5可知，改变扩张腔长度和扩张比，消声器消声中心位置会随之移动，消峰值也会有所改变。对发动机原消声器，当消声器扩张腔长度为150mm，扩张比为24时，消声器的消声量最大。

2.2.2 擴张腔个数

保持消声器结构参数不变，进一步改变扩张腔个数来验证扩张腔个数的影响。图6（a）为气体由进气管进入中间的扩张腔，再由内插管进入第二个扩张腔;图6（b）为消声器腔体内再增加一个隔板，消声器内有两个内插管的三个扩张腔结构。不同扩张腔个数的消声器的传递损失曲线如图7所示。

由图7可知，扩张腔个数越多，整体消声量越好，但消声频率有所不同。从传递损失可知，两腔和三腔消声器的传递损失均高于原消声器，但针对原发动机，其中频噪声较高，且两腔结构对于原消声器改动最小，故优先选择扩张腔为两个。

2.2.3 内插管长度

消声器进出口内插管长度对于特定通过频率处消声量有着不小的影响，本文针对不同的内插管长度进行了研究，内插管长度如表3所示，不同内插管长度下的消声器的传递损失曲线如图8所示。

由图8可知，不同的内插管长度，对中高频的消声中心位置会有所移动，最大消声量也有所不同。在600-900Hz范围内，进、排气内插管长度都为25mm时，消声器整体消声量最大，在其他频率则相差不大。且由研究表明[6，7]，气流速度相同时，当增加出气管的插入长度时，湍流噪声也会增大，故改进方案优先选择内插管长度为25/25mm。

3  优化后消声器设计方案

由以上分析可知，改变消声器扩张腔长度和扩张比，改变扩张腔个数及内插管长度均对消声器最大消声量有所改变，最终选择消声器优化方案与原消声器结构参数如表4所示，优化后消声器三维模型如图9所示，优化后插入损失如图10所示。优化后消声器内部流场图如图11所示。

由图10可知，在260-690Hz范围内，消声量平均提高了7dB，在整个计算频率范围内，消声器的插入损失提高了4dB，说明优化后消声器模型的消声量明显提高，消声性能得到了改善。

由图11可知，优化后消声器腔体内气体流动更加平稳。避免了气体流速产生较大变化和局部气体流速过高的现象，减小了由于涡流和回流产生的气流再生噪声。同时也减小了消声器的压力损失，使得柴油机动力性能得到改善。

4  结论

在不降低压力损失的基础上，研究综合运用CFD方法及在GT-Power中建立发动机及消声器耦合模型，对消声器进行了声学性能分析。根据仿真结果及消声器的基本设计理论，提出消声器的优化设计方案，优化后降低了0-1000HZ内的尾管排气噪声。采用GT-power软件建立发动机与排气系统的耦合模型和使用CFD方法联合仿真，准确度高，且对消声器的设计优化起到指导作用，缩短了设计周期，节约设计成本。

参考文献：

[1]侯献军，王天田.基于GT-power的乘用车消声器设计[J].北京理工大学学报，2010，30（2）：155-158.

[2]马大猷.噪声与振动控制工程手册[M].北京：机械工业出版社，2002.

[3]张国辉.尾气净化装置对柴油机性能和排气噪声的影响研究[D].哈尔滨：哈尔滨工程大学，2013.

[4]朱义坤.基于GT-POWER的发动机特性与消声器设计匹配研究[D].重庆：哈重庆理工大学，2009.

[5]刘德辉.基于GT-POWER的490柴油机进排气系统的数值仿真与优化研究[D].广州：华南理工大学，2016.

[6]李兴虎.柴油机排气后处理技术[M].北京：国防工业出版社，2016.

[7]C. J. Wu， X. J. Wang， H. B. Tang. Transmission Loss Prediction on a Single-Inlet/Double-Outlet Cylindrical Expansion-chamber Muffler y Using he  Moda Meshing Approach[J].Applied Acoustics， 2008， 69： 173-178.