歧管式催化器排气系统流场优化及气动噪声预测*

卢炽华 冯 展 刘志恩 吴海涛

(武汉理工大学现代汽车零部件技术湖北省重点实验室1) 武汉 430070)(武汉理工大学汽车零部件技术湖北省协同创新中心2) 武汉 430070) (欧源动力科技有限公司3) 武汉 430074)

歧管式催化器通过螺栓固定在发动机缸体上，接收来自发动机的高温、高速尾气，设计时，要求其具有较好的流动均匀性且能承受较高温度尾气的热冲击[1].催化剂载体通过衬垫固定在催化器壳体内，催化器载体前端面的速度分布对催化器的转化效率和耐久性都有很大影响[2].

某发动机排量为2.0 L的SUV车型在进行排放耐久性实验时尾气污染物严重超标，拆下歧管式催化器后发现原本封装在内部的催化剂载体已经破溃消失只剩下很小的一部分.针对该问题，对原歧管式催化器进行重新设计，同时，该车型拟从国四排放标准升级到国五排放标准并使排气背压降低7 kPa，对二级催化器和排气管道进行优化设计.并通过Star-ccm+建立原方案和优化方案CFD模型仿真计算来评价是否满足优化目标，同时使用宽频噪声源模型来预测优化前后的气动噪声，保证优化后排气系统消声效果不会恶化[3].

1 载体破裂机理分析

典型催化器由载体、催化剂、垫层、壳体四部分组成[4]，见图1.载体和壳体之间是采用衬垫固定的，催化器的金属外壳的热膨胀系数很大，而陶瓷载体的热膨胀系数很小，靠衬垫的膨胀和弹性加以缓冲保证载体不会松动.

图1 催化转化器的基本结构

观察整个歧管式催化器表面，未发现裂缝，各焊缝及壳体结构均完好，因此结构并未因高温尾气的热冲击和发动机的振动冲击出现破坏，由此排除了因壳体结构破坏导致载体破碎的可能.原本圆柱体形状的载体破溃后只剩下很小的一部分，因此考虑是由于高速高温尾气从歧管排出后直接冲击到衬垫上，衬垫在高速高温尾气的长时间吹蚀下最终破损使载体无法固定，在车辆行驶过程中与壳体内壁碰撞，陶瓷材质的载体最终破溃只剩下一小部分.

2 数值模拟研究方法

2.1 多孔介质模型

载体内部许多细小的方形孔道来增加反应面积，由于摩擦损失载体会产生一定压降，对载体部分用多孔介质模型来模拟.

多孔介质动量方程具有附加动量源项[5-6]，为

fp=-v(Pv+Pi|v|)

(1)

式中：Pv为黏性阻力系数；Pi为惯性阻力系数.

对于多孔介质流动，Ergun方程是常用的一个压降dp和流体流动管道长度L的经验模型，为

式中：ρ为流体密度；ε为孔隙率；μ为流体黏度；Dp为多孔介质粒子的平均直径.

对比式(1)、(2)可得黏性阻力系数和惯性阻力系数的表达式，为

(3)

(4)

2.2 气动噪声预测方法

首先使用宽频噪声源模型来计算主要噪声源的位置和近似的声压级大小.这一步为稳态计算，通过统计雷诺平均的N-S方程所获得的湍流量，结合半经验的修正Lighthill声学分析理论，就可以模拟宽频噪声.在稳态计算的基础上，进行瞬态计算，使用基于大涡模拟的直接计算声学模型获取测点的时变压力，对其进行快速傅里叶变换得到测点的声压级频谱图.

3 排气系统数值模拟

3.1 排气系统优化方法

图2为排气系统优化方法流程图.

图2 排气系统优化方法

3.2 CFD模型建立

建立歧管式催化器和整个排气系统的CFD模型，以下简称为模型1和模型2.模型1用来评价歧管式催化器的流动均匀性能以及压力损失，计算单缸排气，即每次计算将总排气流量加在四个歧管入口，同时封闭另外三缸歧管入口，每个方案计算四个模型.模型2用来计算排气系统背压和气动噪声，由于发动机各缸排气时间非常短，在6 000 r/min时，一个气缸排气时间只有0.005 s，在如此短的时间内，某一缸排气引起的压力脉动还未传递到整个排气系统下一缸就开始排气，因此，在计算排气系统的背压时将排气流量均分至四个进口将使仿真结果更符合实际情况.

3.3 边界条件

计算为稳态计算，气源设置为理想气体[7].湍流模型使用高雷诺数的k-ε湍流模型，湍流特征长度为0.003 5 mm，为排气歧管水力直径的10%.湍流强度设置为0.03，湍流强度I为

(5)

式中：Re为雷诺数.

入口选用质量流量入口，在发动机转速6 000 r/min时实验测得排气流量为0.174 kg/s，排气温度为1 069 K.模型1和2出口均为压力出口，压力通过实验测得，模型1出口压力为38 kPa，温度为900 K；模型2出口压力0 kPa，温度500 K.其余壁面均设置为对流换热壁面条件[8].

载体阻力系数由载体供应商提供，0.038 mm蜂窝载体惯性阻力系数为1.47 kg·m4，黏性阻力系数为2 091 kg/(m3·s).0.025 mm蜂窝载体惯性阻力系数为2.04 kg·m4，黏性阻力系数为8 104 kg/(m3·s).

3.4 歧管式催化器评价指标

采用速度均匀性系数(uniformity index,UI)来评价歧管式催化器内部气流均匀性的好坏[9]，UI的定义为

(6)

同时，引入最大速度点偏心率(velocity index,VI)，定义为

VI=a/R

(7)

式中：a为最大速度点到端面圆心的距离，m；R为端面圆的半径，m.

UI取[0,1]，UI越大则流动均匀性越好，1表示理想状态下均匀流动，0表示流体仅从一个测点流过，这两种情况均为假设工况，实际上并不存在.VI取[0,1]，VI越小则表明速度点越靠近圆心的位置.在歧管式催化器设计中，UI值较大VI值较小是期望得到的结果.

3.5 原方案计算结果

原方案催歧管式催化器尺寸直径×长度为104 mm×60 mm，蜂窝载体38 μm，二级催化器尺寸直径×长度为118 mm×120 mm，蜂窝载体23 μm，原排气系统几何模型见图3.

图3 原排气系统几何模型

图4为原方案几何模型CFD模型，从右往左依次为1～4缸排气歧管.

图4 原方案歧管式催化器

图5为原方案歧管式催化器载体前端面沿载体轴向速度分量云图.UI值最高为第3缸62.5%，VI值最低为0.81，均不满足设计要求.可以看到各缸排气时，在载体前端面上最大速度点都位于端面边缘部位，说明发动机尾气从歧管出来后直接冲向了衬垫，2，3缸载体前端面速度最大值要明显大于1，4缸，从四根歧管的走向可以发现，这是由于尾气从1，4缸歧管排出时会先冲击到扩张腔内壁上，有一个缓冲的过程，而2，3缸尾气会直接冲到载体端面边缘位置.计算结果验证了前文对载体破溃问题的原因的推断，需对歧管走向进行优化设计.

图5 原方案载体前端面轴向速度云图

3.6 方案改进

为了解决载体破碎的问题，同时兼顾该排气系统拟提高排放标准的要求，将歧管式催化器尺寸直径×长度改为118 mm×85 mm，蜂窝载体23 μm，二级催化器改直径×长度为118 mm×100 mm，蜂窝载体38 μm，对歧管式催化器进行了重新设计，对四根歧管的走向进行了重新布置，同时改变了进口锥段，由于安装空间的限制，原来较长的扩张腔现改为端盖形式的扩张腔，图6为改进前后对比.

图6 歧管式催化器改进前后对比

同时，由于需要将排气系统背压降低7 kPa，故减小二级催化器进出口锥角，见图7.将二级催化器两端连接管道直径统一改为28 mm，前消声器至后消声器中间排气管道直径从22.5改为24.5 mm.

图7 二级催化器改进前后对比

3.7 流动均匀性对比

图8为改进方案歧管式催化器载体前端面沿载体轴向速度分量云图，速度最大点都靠近载体端面中心，尾气不会直接吹到衬垫上，不会出现原方案类似问题.

图8 改进方案载体前端面轴向速度云图

同时，与原方案相比，改进方案最大轴向速度平均值从170 m/s降低到61 m/s，尾气在扩张腔内扩散得更为均匀，利于催化剂的均匀高效利用.表1为速度均匀性原方案与改进方案计算结果对比，改进方案各缸排气UI值均有提高，VI值均有降低，改进方案的流动均匀性更好.

表1 速度均匀性计算结果 m/s

3.8 排气背压对比

按照排气系统主要零部件作出了排气系统背压贡献图，见图9.包括歧管式催化器、二级催化器、前消声器、前消声器至后消声器之间排气管道和后消声器，分别记为P1,P2,P3,P4和P5.由于实验测试是在氧传感器处测得排气背压，所以在氧传感器处取背压模拟值与实验值对标.

图9 排气背压贡献图

原方案前催和优化方案后催均为38 μm载体，原方案后催和优化方案前催均为23 μm载体，由于0.025 mm载体内部孔道更密集，孔道直径更小，对气流的阻力更大,所以原方案P1段背压明显低于P2段，优化方案P1段明显高于P2段.与原方案相比，优化方案由于增大了排气管道直径，内部气流速度降低，P3,P4段压损也比原方案小.后消未做任何修改，因此优化方案P5段压损与原方案相当.

3.9 气动噪声预测

选取四个测点对比优化方案与原方案气动噪声大小，依次为氧传感器处、前消入口处、后消内部和尾管处,见图10.

图10 气动噪声测点位置

表2为使用宽频噪声源模型进行稳态计算后原方案与优化方案四个测点近似声压级对比[10].在氧传感器处和前消入口处，优化方案气动噪声与原方案相比有很大降低，因为催化器扩张腔的增大和排气管道内径的增大，使得这两处的流速减小导致气动噪声减小.而在后消内部和尾管处气流噪声基本保持不变.从四个测点声压级来看优化方案并未使气动噪声增大.

表2 测点近似声压级对比 dB

图11为测点1～4的声压级频谱图.在1 000 Hz以内，优化方案四个测点的声压级均有高于原方案的频率段.在1 000～5 000 Hz频率段内，优化方案四个测点的声压级均低于原方案.可以得出结论，优化方案在低频范围内气动噪声较原方案有增大，而在中高频范围内抑制了气动噪声的产生.

图11 声压级频谱图

3.10 实验验证

表3为氧传感器处背压模拟值与实验值对比，误差在5%以内，模拟值与实验值吻合较好.在改进方案的样件实验中，测得改进方案氧传感器处背压为52 kPa，达到设计目标背压降低7 kPa.

表3 氧传感器处背压模拟值与实验值对比

4 结 论

1) 利用CFD数值模拟技术分析原方案歧管式催化器流动特性，找到了载体破溃的原因，由于高速高温尾气直接吹向衬垫使衬垫因吹蚀破坏，载体因无法固定与催化器内壁碰撞最终破溃.

2) 对歧管式催化器进行重新设计，解决原方案问题；将二级催化器长度缩短，减小进出口扩张角，降低此处涡流大小来减小排气背压；相应增大后消声器之前排气管道直径，以此来降低排气背压.最终速度均匀性系数从60.8%提高至86.7%，改进方案排气背压降低了8.3 kPa.

3) 使用基于大涡模拟的直接计算声学模型对排气系统气动噪声进行预测，仿真结果显示优化方案在低频范围气动噪声较原方案有增大，在中高频范围内气动噪声较原方案降低.

[1] LAKSHMIKANTH MEDA. Exhaust system manifold development[C]. SAE，2012(1):55-57.

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