小排量发动机消声器性能仿真计算与优化研究

谭雪友，胡杰，李钟婷，王继文，姜峰，马勇

小排量发动机消声器性能仿真计算与优化研究

谭雪友1，胡杰1，李钟婷2，王继文3，姜峰1，马勇1

（1. 广西科技大学 机械与汽车工程学院，广西 柳州 545616；2.桂林市产品质量检验所，广西 桂林 541004；3. 广西汽车拖拉机研究所有限责任公司，广西 柳州 545001）

为满足严格的汽车噪声法规以及对汽车舒适度的需求，课题组以某款汽油机消声器为研究对象，将传递损失作为消声性能的评价指标，基于ANSYS软件建立消声器有限元模型，并通过SYSNOIS软件对其模型进行分析计算。利用建模方法模拟分析消声器各个扩张腔的性能，通过模拟实验可以得出以下结论：实验测试消声器第一、第二扩张腔对中低频消声效果较差；由原排气消声器传递损失分析结果可知，第一、第二扩张腔进出口处增加内插管的结构方案最优。仿真结果表明：当进口内插管、出口内插管长度正好为扩张腔长度的0.5倍与0.25倍时，此结构优化方案可有效提高排气消声器的消声性能。

消声器；数值模拟；传递损失；噪声控制

噪声污染严重影响居民们的身心健康，而汽车噪声是噪声污染的重要来源，因此，噪声控制已经成为当今汽车工业的热门话题之一[1–3]。发动机排气噪声是汽车噪声的主要来源之一，加装高效能排气消声器是目前控制车辆排气噪音最直接、有效的途径[4]。因此，研发设计出一款性能强的车用排气消声器刻不容缓，也具有工程价值意义。

以往实践中，实例经验是研究人员优化汽车排气消声器的重要依据。将大量的实验数据与一维平面波理论相结合，这对时间、资金要求较高，且一维平面波理论不能够进行准确仿真，计算结果通常不够准确。为此，研究人员在消声器数值计算方法上做出了许多工作。钟绍华等[5]以一款四缸内燃机消声器为模板，通过经验设计方法，利用一维有限元体积软件GT-Power分析其声学与车身流体动力学整体性能，对整体性能不断进行优化，推出一条从经验设计逐步延伸到优化设计的思路。然而，当消声器结构情况复杂时，一维有限元体积法有计算精度较差的局限。赵海卫[6]利用GT-Power和三维声学有限元软件Virtual.Lab对消声器的声学性能进行仿真分析，Virtual.Lab软件在整个频段均与试验值较为接近，仿真精度较高，能够更准确地反映消声器的声学性能。因此，研究人员基于三维声学有限元分析法或三维计算流体力学法对消声器的声场数值仿真也做了许多工作。吴杰等[7]研究分析了某款新车型的排气噪音怠速时超标的问题，在其消声器的结构上利用GT-Power软件进行消声性能优化，同时基于Fluent软件对内部流场进行优化。陈琪等[8]以市面上某SUV车型中使用的4G69发动机及其发动机配置的消声器为研究对象，基于GT-Power软件建立起排气耦合模型，消声器的消声性能则利用Virtual.Lab软件进行分析并提出了改进方案。顾倩霞等[9]以传递损失作为声学性能评价指标，利用Virtual.Lab对原消声器声学性能进行计算，在整个频段均能够较为精准的预测到共振峰值和共振频率范围。

本研究基于有限元方法，借鉴王越[10]和陈清平[11]等建立的仿真模型，分析消声器各消声结构的声学性能，对比试验结果提出结构改进方案，从而提升消声器声学性能。

1 原消声器试验分析

1.1 试验过程

图1所示为发动机试验台架布置图，该台架由某小排量发动机、测试用消声器、湘仪测功机等构成。性能参数控制和显示由台架实验室外部测控系统完成。DASP系统与声级计组成声学测试仪。本研究所使用的DASP为INV303/306多功能采集和处理系统的主要软件包。

图1 发动机消声器试验

试验方法依据GB/T 4759-1995 《内燃机排气消声器测量方法》实行[12]，发动机在给定功率与相对应转速下先平稳运行一段时间，然后再对油温与水温进行测量。对比试验需要，在无消声装置安装时，需将与消声器长度相同且管径与排气管管径相当的空管进行安装。排气口气流轴向成45°，在0.5m处进行测点布置，排气口必须指向声级计。为了使实验不受外部客观因素影响，测量期间，测点周围应为开阔场地，符合自由声场的条件。基频噪声是汽车发动机主要噪声源之一，其频率又与每秒排气次数一致，故其数学表达为[13]：

式（1）中，气缸数为z；转速为n；行程系数为；四、二行程发动机分别为2、1。由排气噪声频谱可知，最大值一般是在基频1或第二次、第三次谐波21、31附近出现，基频噪声声压级数值不会出现在高频率区间。4400 r/min为本次实验四缸发动机极限转速，四行程=2，由公式（1）可知：基频噪声频率1=147Hz，故31为440Hz，本次实际测量中采纳的频率区间为31.5Hz到2000Hz，测量并且记录1/3倍频程中心频率处的声级，测量出转速为1200r/min、2400r/min、3600r/min和4400r/min。本次试验测量对象分别为安装空管与安装消声器时管口处声压级。

1.2 试验结果与分析

线性声压级或者声压级不经过计权特性测量得到的分贝值，记为dB（线性）；计权声压级或声级则是经过计权特性测得分贝值，记为dBA。本试验所测量数值为前者，分别是发动机在1200 r/min、2400 r/min、3600 r/min和4400 r/min四种工况下测得排气噪声1/3倍频程线性声压级频谱，每种工况均包含安装消声器前、后两种情况。

以往实践中，A、B、C计权特性声级计的实际使用经验都被研究人员归纳总结过，人对噪声忍耐感受最好的为A声级，因此A声级在噪声测量中常被用于评价噪声的大小。表1为1/3倍频程中心频率所对应的A计权修正值[14]。

表1 A计权声级修正值

对应表1将试验测得线性声压级频谱转换成以A声级为纵坐标1/3倍频程频谱，图2—5分别是四个工况1/3倍频程A计权频谱图。

实行最严格水资源管理制度作为一项战略决策，意义非凡。要切实为“三条红线”的划定和实施提供技术支撑，保障项目建设质量和运行安全是关键。

图2 1/3倍频程A声级频谱图（1200r/min）

图3 1/3倍频程A声级频谱图（2400r/min）

图4 1/3倍频程A声级频谱图（3600r/min）

图5 1/3倍频程A声级频谱图（4400r/min）

由图2—图5试验结果可知，当处于100Hz（频率范围80～125）、315Hz（频率范围280～355）和400Hz（频率范围355～450）的中心频率时消声器的消声效果并没有达到最佳值，基本处于噪声限值（dB）[15]附近，其优化空间巨大，其余频段消声效果尚可。但是当处于100Hz中心频率时，通过安装抗性消声器可以进行声反射和耗损。因此，我们不对100Hz中心频率进行分析优化。

2 模型建立与仿真分析

2.1 模型建立与验证

图6、7分别为原消声器内部结构图与其三维模型，直径为28mm的打孔与均匀排列的80个直径为3mm的小孔处于最左边穿孔隔板中，剩下两个穿孔隔板都有一个直径为28mm的大孔。该消声器的工作原理为图6所示的内部结构中阻性消声单元遇到从进气口进来的气流时，吸声材料将绝大多数高频噪声吸收，只有剩下的噪声会继续传播，在第一、二、三、四腔内逐步衰弱，经过穿孔最后一步衰减，从而排入大气内。

传递损失是评价消声器性能最简单、最有效的方法。本文基于三维消声性能利用ANSYS和SYSNOISE对消声器进行模拟仿真，采用有限元法对声波方程离散求解，首先通过公式（2）对消声器节点声压力求解[16]，再对消声器传递损失进行计算，其公式与结果如下：

式（2）中：Pin和Pout分别表示消声器输入端和输出端声压值。

图7 原消声器三维模型

消声器有限元模型使用ANSYS软件建立，SYSNOISE软件用于模型分析与计算。原消声器有限元模型如图8所示，利用ANSYS软件进行四面体自由网格划分。公式（3）为单元边长依据，要求每个波长长度都至少包含六个单元，且的取值为0.01m。

边界阻抗置于管壁之上且与该模型中吸声材料性能相似；可以将实体建模方法应用到隔板与出气管穿孔部分中，将直径为3mm小孔等效为面积一样的正方形小孔，这样做的目的是为了方便网格划分且减少网格数量，其余结构便是扩张腔结构。在进行计算时，介质密度=1.225kg/m3，声波传播速度=340m/s，为流体属性。施加一个单位速度激励在入口处，出口处的全吸声边界条件包括阻抗为：=416.5kg/m2，计算频率是20～2000Hz，分析步长是10H。

图9为用SYSNOISE软件得到消声器传递损失曲线，通过曲线可以得到在中低频处原消声器的消声效果不佳，中高频阶段尚可。该曲线大致上符合实验规律结果，在400Hz周围消声性能效果不佳，吻合最初试验分析的结果（原因是在高频时会出现失真现象，所以传递损失会出现尖峰）。作者在发动机性能优化方面有良好的研究基础[17–18]，由此可知仿真计算模型可靠性较好，可用于后续的仿真优化。

图9 原消声器传递损失

2.2 原消声器各扩张腔的仿真分析

由以上试验分析可知，中低频噪声频率段为优化重点，所以只对500Hz以下频率段进行分析。原消声器每个消声结构进行数值仿真时都可以使用建模的方法，求解出传递损失曲线，进而可以得到消声结构中的不合理之处，并对其进行优化设计。

2.2.1 消声性能数值分析——第一扩张腔

图10是第一扩张腔有限元模型，该扩张腔采用的是迷宫式消声结构，其特征为扩张腔的进气口、出气口都位于同一侧。图11为该扩张腔的传递损失曲线图，由图可知：消声效果较差的频段在0∽500Hz之间，特别在400Hz处出现了消声最低峰值，其消声性能最弱，基本符合最初实验数据分析的1/3倍频程中心频率400Hz处消声效果。所以该区域是重点优化区域。

图10 第一扩张腔有限元模型

图11 第一扩张腔传递损失曲线

2.2.2 消声性能数值分析——第二扩张腔

第二扩张腔是单腔扩张式消声偏置结构，与第一扩张腔不同的是，该扩张腔进出口位于不同轴，在膨胀腔内声波首先传播，其传播途径是经过消声器两端存在的挡板进行两次180度反射。这样的传播方式极大地提高了声波反射与声能的损耗，该结构在消声性能上相较于简单扩张式结构有所提升，并且中频消声量较高。图12为该扩张腔有限元模型，图13为该扩张腔传递损失曲线，通过该曲线可以得出以下结论：在0∽400Hz范围内，其消声性能较差，消声量效果最差的区域为1/3倍频程中心频率315Hz附近，与最初的实验数据分析相吻合，所以该区域也是需要重点优化的区域之一。

图12 第二扩张腔的有限元模型

图13 第二扩张腔传递损失曲线

2.2.3 消声性能数值分析——第一、二腔同时工作

图14是第一、二扩张腔组合有限元模型，图15为该组合模型的传递损失曲线，曲线值可以看作把两个扩张腔作用下的数值相叠加，消声性能明显上升，得益于多腔消声的显著优势，消声量在1/3倍频程中心频率为315Hz和400Hz处明显减弱，其工作效果与单独腔工作相似。通过以上实验可以得出：如果想要提升消声器在315、400Hz两处的消声性能，必须要同时提升其单独腔在两个频率处的消声性能。

图14 第一、第二腔创建的有限元模型

图15 第一、第二腔共同工作下的传递损失曲线

2.2.4 消声性能数值分析——三、四扩张腔

第三腔损失曲线大致与第二扩张腔基本相同，消声性能较差的区域为0∽400Hz之间；在不考虑小孔共振情况下，两腔的消声规律几乎相同。第四扩张腔的工作原理与一、二腔一致，消声效果最好的区域在中心频率400Hz左右，消声量非常小，与上述实验数据分析结果相符合。在三、四腔共同作用下，当入射声波频率与系统共振频率相同时，会有激烈的摩擦振动出现，明显提高消声器吸收能力，声能显著下降；且共振频率越相距越大，吸收作业越不明显。综合分析，在三、四组合腔在相互组合工作运行时，消声频率中心向低频率方向移动，消声量性能明显较优。因此，第三、四腔无须优化改进。

4 消声器优化改进

基于对原有排气消声器不做结构方面改动进而避免造成功率损失，本次研究将不会增大消声器容积和减小隔板上的进出气孔、内插管的直径。因此，本文采用声学性能优化法对原排气消声器进行优化。

原消声器一、二腔是进出口偏置扩张腔，均未采用内插管，因此本文采用进、出口位置内插管结构改进方案。在原消声器一、二腔进出气口处加入一个内插管，直径与原进出口直径相当，进口、出口内插管长度分别为扩张腔长度的0.5倍、0.25倍。图16即改进后组合腔消声器的三维图。

图16 消声器三维图（第一、二腔得到改进后）

图17、18分别为第一、第二腔改进前和改进后传递损失曲线的对比图。通过两图可知，在改进后第一、第二腔消声性能得到了明显的提升，对原本消声性能较差的中心频率315Hz频率范围280∽335段与中心频率400Hz频率范围355∽450段改善较为明显，可以得出其优化结构合理。

（曲线1为改进前，曲线2为改进后）

（曲线1为改进前，曲线2为改进后）

图19是改进前后第一、二组合腔传递损失对比曲线。一、二腔共同作用在得到改进后，消声性能显著提升，尤其是频率在280 Hz～450 Hz之间的部分基本得到改善，优化改进方案效果显著。

图20为改进前后消声器传递损失曲线对比。由图可知，新消声器在改进后在其整个消声频段都有明显优化，尤其是中低频率的优化结果较为明显。因此，对原消声器的结构改进是十分合理的。

（曲线1为改进前，曲线2为改进后）

（曲线1为改进前，曲线2为改进后）

5 结论

（1）以传递损失作为消声性能评价指标，利用有限元软件ANSYS和SYSNOISE对原消声器消声性能进行数值计算，通过对各个扩张腔进行数值分析，传递损失曲线表明，第一、第二扩张腔对中低频消声效果较差。

（2）针对第一、第二扩张腔中低频消声效果差问题，采用第一、第二扩张腔进出口处增加内插管（进口、出口内插管长度为扩张腔长度0.5倍与0.25倍）的优化改进方案。通过对改进后消声器性能进行仿真计算，对比消声器优化前后传递损失曲线，发现该结构改进方案可提高消声性能。

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Simulation Calculation and Optimization Study on Muffler Performance of Small Displacement Engine

TAN Xue-you1, HU Jie1*, LI Zhong-ting2, WANG Ji-wen3, JIANG Feng1, MA Yong1

(1. School of Mechanical and Automotive Engineering, Guangxi University of Science and Technology, Liuzhou, Guangxi 545616; 2. Guilin Product Quality Inspection Institute, Guilin, Guangxi 541004; 3. Guangxi Automobile and Tractor Research Institute Co., Ltd, Liuzhou, Guangxi 545001, China)

In order to meet the strict automobile noise regulations and the demand for comfort of automobile, the paper takes a gasoline engine muffler as the research object and the transfer loss as the evaluation index of the muffler performance to establish the muffler finite element model based on ANSYS software, and analyzes and calculates the model through SYSNOIS software. The performance of each expansion cavity of the muffler is simulated and analyzed by the modeling method, and the following conclusions can be drawn through simulation experiments: the experimental test of the first and second expansion cavities of the muffler has poor muffling effect on low and medium frequencies; According to the analysis of transmission loss of the original exhaust muffler, the optimal solution is to add tubes at the inlet and outlet of the first and second expansion cavities. The simulation results show that when the length of inlet pipe and outlet pipe are exactly 0.5 and 0.25 times of the length of expansion chamber, this optimum proposal can effectively improve the muffling performance of exhaust muffler.

muffler; numerical simulation; transmission loss; noise control

U464.134.4

A

2095-9249（2021）06-0024-07

2021-11-26

广西科技大学博士基金项目（校科博21Z34、校科博21Z46）

谭雪友（1982—），女，广西陆川人，博士，助理研究员，研究方向：新能源动力技术。

胡杰（1980—），男，广西柳州人，硕士，讲师，研究方向：内燃机性能优化，E-mail:1540249994@qq.com

〔责任编校：吴侃民〕