采用横流穿孔管消声器的车辆尾管怠速噪声优化＊

吴杰 王明亮 罗玉涛

（华南理工大学，广州 510641）

采用横流穿孔管消声器的车辆尾管怠速噪声优化＊

吴杰 王明亮 罗玉涛

（华南理工大学，广州 510641）

为解决某新车型怠速尾管噪声超标问题，采用计算流体力学（CFD）方法仿真分析了横流穿孔管消声器内部流场的速度与压力变化情况，揭示了穿孔形式、穿孔位置及穿孔率对消声器压力损失的影响规律，并根据该车型前消声器内部流场的分布情况给出了优化方案。实车测试结果表明，优化方案在空调关闭和开启状态的怠速噪声分别降低了2.6 dB（A）和2.1 dB（A），满足尾管噪声限值要求。

1 前言

汽车生产厂商以及国内外研究者都在致力于研究消声性能好、气流阻力低的消声器，但两个性能指标相互矛盾，即消声性能好则压力损失大，压力损失小则消声效果差[1～2]。消声器由各种子结构构成，把握子结构的压力损失特性有助于提高消声器的设计开发效率。Middelberg[3]利用计算流体力学（Computational Fluid Dynamics，CFD）方法研究了消声器内部压力损失情况。方建华等[4～5]利用CFD研究了消声器扩张腔和内插管的结构参数对消声器压力损失的影响。胡效东、黄继嗣等[6～7]研究了扩张腔、内插管穿孔位置对消声器压力损失的影响。Fayri等[8～9]研究了直流穿孔管穿孔率、穿孔半径和穿孔长度对压力损失的影响。

横流穿孔管结构参数对压力损失影响的研究则不多。徐磊、林光典等[10～11]研究了横流穿孔管的穿孔率、穿孔长度和穿孔腔膨胀比对压力损失的影响，没有给出穿孔形式、穿孔位置对压力损失的影响，也没有研究不同穿孔形式受入口流速和穿孔率变化时对压力损失的影响。虽然横流穿孔管较直流穿孔管和内插管的压力损失大，但是其具有消声频带宽，中、低频噪声消声性能优良，以及流场分布更加均匀等特点[10,12]。本文采用CFD方法，利用Fluent软件仿真横流穿孔管的不同穿孔形式、穿孔率和穿孔位置对压力损失的影响，进而分析不同穿孔形式的消声器压力损失受流速和穿孔率的影响。针对某在开发国产SUV车型排气系统怠速尾管噪声超标的问题，给出了含有横流穿孔管的消声器优化方案，并验证了方案的有效性。

2 CFD流场仿真技术

消声器内部的流体流动满足质量守恒定律、动量守恒定律和能量守恒定律，这是数值计算的基础。

2.1 质量守恒定律

单位时间内流体微元中增加的质量等于同一时间内流入该微元体的净质量，即

2.2 动量守恒定律

微元体中流体的动量对时间的变化率等于外界作用在该微元体上的各项作用力之和，即

式中，ρF为微元体中流体所受体力的合力；∇·P为微元体中流体所受面力的合力。

2.3 能量守恒定律

能量守恒定律是含有热交换的流动系统必须满足的基本定律，实际上是热力学第一定律，它反映了流体流动过程中能量守恒的基本性质。微元体中能量的增加率等于进入微元体的净热流量加上单位时间内体力与面力对微元体所做的功，即

式中，T为温度；k为流体的传热系数；cP为比热容；ST为流体的内热源及由于黏性作用而使流体机械能转换为热能的部分。

3 不同穿孔形式横流管的CFD仿真

横流穿孔管消声器是利用横流穿孔管较大的声波和气流阻力、沿穿孔传播的声波向声源方向的反射以及流经小穿孔时的截面突变使声阻抗发生变化而降低噪声的[10]。综合考虑消声性能和制造工艺，研究圆孔和长圆孔两种不同穿孔形式的横流穿孔管消声器的流场分布情况。图1所示为一两腔消声器，除第1腔穿孔管穿孔形式不同，其它结构和尺寸参数均相同。第1腔、第2腔长度分别为125 mm和100 mm，管上穿孔长度为90 mm，穿孔率为12.33%。中间隔板有30个直径为10 mm的圆孔，入口管末端封口，出口管采用内插管，插入长度25 mm，穿孔管和内插管直径均为40 mm。外腔选择多用于配合汽车底盘的三角形外腔，截面长度方向尺寸128 mm，宽度方向尺寸84 mm。

图1 横流消声器结构示意

对消声器的流场进行CFD仿真，需要作如下假设[13]：

a.抗性消声器固体区和流体区的物理性能参数均为常数，流体介质为不可压缩流体。

b.流体为定常流动（Steady）中的湍流。

c.不考虑重力的影响。

d.消声器入口流体匀速流动，无脉冲影响。

e.消声器进、出口管直径相等时，认为进、出口动压相等，消声器的全压损失由静压损失替代。

3.1 穿孔形式对流场的影响

网格划分后导入Fluent软件，采用Simple算法，流体满足假定的定常流动，采用标准k-ε湍流模型，启动能量方程。消声器内流体假设为空气，密度为0.6 kg/m3，黏度为3.5×10-5Pa·s[14]。

两种穿孔形式消声器的边界条件相同：入口流速为100 m/s，入口温度为900 K，湍流强度和水力直径分别为6%和40 mm，消声器壁厚为1.2 mm，材料为SUH 409，出口压强为1个大气压，出口温度为850 K。计算结果收敛后进行后处理，得到圆孔和长圆孔穿孔形式消声器的压力分布云图、速度矢量云图及迹线图，见图2。计算得到消声器总压差及部分局部压差，见表1。

图2 不同穿孔形式消声器流场云图

表1 压力损失计算结果 kPa

圆孔和长圆孔穿孔形式的压力损失分别为15.59 kPa和12.57 kPa。由图2a、图2b可知，入口管内沿气流方向压力逐渐增大，2个消声腔内的压力分布均匀，腔内部压力损失较小。压力变化主要集中在穿孔管穿孔、中间隔板和出口管处。

由图2c、图2d可知，圆孔面积小，在穿孔处气流先急剧收缩再迅速扩张，小范围内引起速度的剧烈变化，高速气流对低速气流形成冲击碰撞，能量损失严重，引起较大的压力损失。长圆孔面积较大，各射流之间相互耦合，形成较大的射流，但速度并未在小范围内急剧变化，能量损失相对较小。因此，圆孔局部穿孔压力损失较长圆孔大，见表1。

由图2c、图2e可知，气流穿过圆孔形成短小的射流并沿流速方向耦合。第1腔内形成2个方向的分流，一部分反方向形成大涡流，另一部分平行穿过隔板，流向后端盖，在第2腔内形成较大涡流。气流平行穿过中间隔板，各穿孔之间的气流碰撞较少，引起的能量损失少，使得圆孔穿孔消声器第1腔和第2腔之间的压力损失较小。但平行直流形成的涡流使得大部分气流经过180o的反射流入出口管，增加能量损失，在出口管处引起较大的压力损失。

由图2d、图2f可知，长圆孔穿孔射流较大且射流距离较远。第1腔内的气流一部分反方向形成大涡流，另一部分冲击到外壳反射后斜穿过中间隔板时相互发生强烈碰撞，并在穿孔隔板小孔附近形成小涡流，引起长圆孔在中间隔板处压力损失增加。由于气流倾斜穿过中间隔板，导致部分气流直接流入出口管，减少了第2腔内的涡流强度，降低了对出口管的冲击，减小了出口管处的压力损失。由表1，穿孔管压差是导致圆孔穿孔消声器较长圆孔穿孔消声器压力损失大的主要因素，并且长圆孔穿孔消声器各局部的压力损失更加均匀。

3.2 气流速度对不同穿孔形式压力损失的影响

发动机转速不同时，排出气体流速的变化使气体的静压变化较大，所以需研究入口流速对消声器压力损失的影响。相同边界条件下，两种穿孔形式的穿孔率均为12.33%，计算入口流速为40 m/s、60 m/s、80 m/s、100 m/s、120 m/s时消声器压力损失的变化情况，见图3。由图3可知，两种穿孔形式的消声器压力损失随着入口流速的增大而增大，圆孔穿孔消声器的压力损失随气流速度增加的幅度更大。气流速度40 m/s时，圆孔穿孔消声器压力损失较长圆孔穿孔形式消声器大0.47 kPa，但当速度增加到120 m/s时，前者压力损失较后者大4.42 kPa。

图3 两种消声器压力损失随流速的变化

3.3 穿孔率对不同穿孔形式压力损失的影响

入口流速为100 m/s时，计算孔径固定而穿孔率为10.27%、12.33%、14.39%、16.44%及18.49%时两种消声器的压力损失变化情况，见图4。由图4可知，穿孔率由10.27%增加到18.49%时，由于穿孔处流通面积增大，气流速度降低，使得两种横流穿孔消声器的压力损失逐渐减小。穿孔率相同时，圆孔横流穿孔管消声器的压力损失较长圆孔的更大，两者的差值随着穿孔率的增加缓慢降低。

图4 消声器压力损失随穿孔率的变化曲线

3.4 长圆孔穿孔位置对压力损失的影响

由以上仿真分析可知，设计横流穿孔管消声器时，长圆孔穿孔形式较圆孔穿孔形式的空气动力学性能更好。因此，针对长圆孔穿孔形式，入口流速为100 m/s时，分析穿孔位置靠近端盖（距端盖2.5 mm）、中间位置及靠近隔板（距隔板2.5 mm）时消声器的速度和压力变化情况，见图5。

图5 不同穿孔位置的速度及压力云图

由图5a、图5c、图5e可知，穿孔位置越靠近隔板，产生的速度射流也越靠近隔板，并且在第1腔内产生的涡流范围更广，涡流速度梯度更大，能量损失也更多。穿孔位置的不同对气流穿过中间隔板后的影响也不同，穿孔位置越靠近隔板，气流穿过中间隔板进入第2腔后冲击范围越大，腔内的平均气流速度越大，产生的涡流强度越强，消耗的能量越多。由图5b、图5d、图5f可知，穿孔位置越靠近隔板，第1腔内的压力变化越不均匀，对外壳的冲击越强烈，冲击部位的压力越大，产生的压力损失越多。

3种穿孔位置在相同边界条件下的入口压力、出口压力以及消声器压力差值如表2所示。由表2可以看出，穿孔位置越靠近隔板，产生的压力损失越大。

表2 长圆孔穿孔位置对压力的影响 kPa

由图5e可知，当穿孔位置靠近隔板时，气流直接冲击隔板与外壳的焊接位置，对消声器的结构强度影响较大，容易引起结构疲劳破坏。综合来看，横流穿孔管消声器穿孔位置越靠近端盖，其空气动力学性能越好，疲劳性能越好。

4 复杂排气系统流场仿真及验证

4.1 排气系统压力场仿真

某款在开发SUV车型消声器尾管怠速噪声超标，将前消声器改为横流穿孔管结构。根据横流穿孔管流场仿真分析结果，选择长圆孔穿孔形式，穿孔部位靠近左端盖结构。前消声器优化结构如图6所示。第1隔板有32个直径10 mm的圆孔，第2隔板有100个直径3 mm的圆孔，入口管有65个18 mm×3 mm的长圆孔，穿孔率18.8%，入口管末端封口，出口管有390个直径3 mm的圆孔，第3腔填充密度为150 kg/m3的玻璃纤维。

图6 前消声器优化方案

由声学软件GT-Power得到发动机转速5 500 r/min时的计算结果（入口质量流量、气流密度、入口温度及出口温度）作为边界条件，利用Fluent软件，采用Simple算法，设定气体密度为0.447 kg/m3，黏度为4.8×10-5Pa·s，采用标准k-ε湍流模型，启动能量方程，设置入口质量流量为0.089 g/s，入口温度为1 120 K，湍流强度和水力直径分别设为6%和46 mm，消声器壁厚1.2 mm，材料为SUH 409，出口压力为1个大气压，出口温度为750 K。

图7所示为排气系统压力云图，其中点1、点2为压力损失测量点。由图7可以看出，排气系统各部分压力梯度变化均匀。计算得到排气系统入口及出口压力分别为147.68 kPa和101.44 kPa，排气系统整体背压为46.23 kPa，点1、点2的压力分别为145.86 kPa、132.61 kPa，副消声器入口（排气系统冷端）压力为130.53 kPa，排气系统冷端背压为29.09 kPa。点1、点2和催化器的压力损失如表3所示。

图7 排气系统压力云图

表3 试验与仿真压力损失对比（5 500 r/min） kPa

4.2 试验验证

制作如图6所示的样件并安装到带有半消声室的试验台架，测量压力及尾管噪声。试验室总体布置如图8所示，实物如图9所示，图中点1、点2为压力传感器安装位置，与仿真计算数值提取位置相对应。

图8 试验室总体布置

图9 试验实物安装图

测量发动机从怠速（800 r/min）到5 500 r/min过程中点1、点2的全压值。图10所示为测试点1处压力损失随发动机转速的变化情况，可以看出与仿真结果（图3）趋势相同，排气系统压力损失随排气系统气流流速（发动机转速）成抛物线变化。

图10 发动机压力损失变化曲线

点1、点2和催化器（点1压力与点2压力的差值）在发动机转速为5 500 r/min时的压力损失如表3所示。由表3可知，测点1、2压力的计算误差均在5%以内，仿真数据与试验数据有较好的一致性。计算误差产生原因主要有：

a.GT-Power使用的发动机参数与实际情况有所差别，Fluent计算时设置的结构粗糙度与实际情况也有所差别，实际结构中的局部毛刺以及摩擦损失等都会加大系统压力损失。

b.计算所用催化器载体的黏性阻力系数和惯性阻力系数与实际情况稍有差别。

为验证优化效果，在实车上进行测试，空调关闭、开启状态下怠速噪声分别降低至54.3 dB（A）和57.1 dB（A），较原方案分别降低了2.6 dB（A）和2.1 dB（A），满足技术要求。图11为实车试验测得的发动机转速1 000～5 600r/min范围内的尾管噪声总值以及各阶次噪声值。由图11可知，对比原方案，优化方案总体噪声降低1～5 dB（A），各阶次噪声也有不同程度的降低。

5 结束语

利用CFD仿真方法可以根据消声器结构的内部流场分布细节有针对性地设计消声器子结构。边界条件相同时，长圆孔穿孔消声器较圆孔穿孔消声器空气动力学性能好，且压力损失小。穿孔管穿孔位置在入口端盖附近时压力损失最小，因此，在设计横流穿孔管时，尽量选择长圆孔穿孔形式，且长圆孔穿孔位置尽可能接近入口端端盖。

文中的仿真分析与设计方法及给出的横流消声器子结构也可为其它消声结构的优化设计提供借鉴。

图11 尾管噪声变化曲线

1 刘鹏飞，毕传兴.汽车消声器声学性能及流场特性数值分析.噪声与振动控制，2009，29（4）：99～102.

2 李洪亮，谷芳，程魁玉，等.某轿车消声器性能的数值模拟.汽车工程，2008，30（10）：885～888+897.

3 Middelberg J M,Barber T J,Leong S S,et al.CFD analysis of the acoustic and mean flow performance of simple expansion chamber mufflers.2004 AS-ME International Mechanical Engineering Congress and Exposition，Anaheim:American Society of Mechanical Engineers，Anaheim，2004.

4 方建华，周以齐，胡效东，等.扩张式消声器的流体仿真及空气动力性能研究.系统仿真学报，2009，21（20）：6399～6404.

5 方建华，周以齐，胡效东，等.内插管抗性消声器的CFD仿真及压力损失研究.武汉理工大学学报：交通科学与工程版，2009，33（4）：795～798.

6 胡效东，周以齐，方建华.单双腔抗性消声器压力损失CFD研究.中国机械工程，2006，17（24）：2567～2572.

7 黄继嗣，季振林.同轴抗性消声器声学和阻力特性的数值计算与分析.噪声与振动控制，2006，26（5）：91～95.

8 Payri F,Torregrosa A J,Broatch A,et al.Pressure Loss Characterisation of Perforated Ducts.SAE Paper 980282.

9 Lee S H,Ih J G.Effect of Non-uniform Perforation in the Long Concentric Resonator on Transmission Loss and Back Pressure.Journal of Sound and Vibration，2008，311（1-2）：280～296.

10 徐磊，刘正士，毕荣.横流穿孔管消声器声学及阻力特性的数值分析.燕山大学学报，2010，34（4）：301～306.

11 林光典.汽车排气消声器性能研究及设计开发：[学位论文].广州：华南理工大学，2015.

12 王昌，张杰，郭文亮，等.小孔喷注复合式消声器综合性能仿真与优化.中国农机化学报，2016，37（5）：164～167.

13 祁照岗，陈江平，胡伟.汽车空调风道系统CFD研究与优化.汽车工程，2005，27（1）：103～106.

14 赵松龄.噪声的降低与隔离.上海：同济大学出版社，1989.

（责任编辑 斛 畔）

修改稿收到日期为2017年1月12日。

Tailpipe Noise Optimization of A Vehicle at Idle Speed Using Muffler with Cross-Flow Perforated Tube

Wu Jie,Wang Mingliang,Luo Yutao
（South China University of Technology,Guangzhou 510641）

For tailpipe noise of a new vehicle model exceeding the manufacture’s standard limits at idle speed, internal flow field velocity and pressure of a cross-flow perforated muffler are simulated using the Computational Fluid Dynamics(CFD)method.The simulation results showed how the perforation form,the perforation position and the perforation rate affect the pressure loss of the muffler.According to the distribution of the internal flow fields of the vehicle’s front muffler,the optimization scheme was given.The real vehicle test results indicated that the tailpipe noise with the optimized muffler decreases by 2.6 dB（A）and 2.1 dB（A）respectively at the cases AC Off and On,which meet the required standard limits noise.

Cross-flow perforated tube,CFD,Tailpipe idle noise,Muffler

横流穿孔管 计算流体力学 怠速尾管噪声 消声器

U464.149

A

1000-3703（2017）05-0024-06

教育部新世纪人才计划项目（NCET-11-0157）；广东省自然科学基金项目（2016A030313463）。