排气系统消声器流体动力学与气动噪声分析

排气系统消声器流体动力学与气动噪声分析
夏树昂;黄逸哲;黄其柏
【摘要】针对某款发动机排气系统消声器建立其结构模型与内部流体域模型,,利用有限体积法对内部流场的压力损失,速度矢量,湍动能等参数进行分析.以CFD计算结果作为声场分析的边界条件,应用声学软件b进行气动声学计算,分析各频率下主消声器气动噪声分布情况.提出结构优化设计建议.
【期刊名称】《装备制造技术》
【年(卷),期】2019(000)007
【总页数】4页(P34-37)
【关键词】流体动力学;气动噪声;虚拟管道;结构优化
【作者】夏树昂;黄逸哲;黄其柏
【作者单位】华中科技大学机械科学与工程学院,湖北武汉430074;华中科技大学机械科学与工程学院,湖北武汉430074;华中科技大学机械科学与工程学院,湖北武汉430074
【正文语种】中文
【中图分类】TK413.47
汽车噪声作为一种新的污染源，已逐渐引起了全社会的关注。

相关研究表明[1]，环境噪声能量中的75%来自于汽车噪声，发动机噪声是汽车的主要噪声源部分。

本文将某款排气消声器的流体动力学与气动声学分析相结合，发现某一流域流速过
大现象，提出“虚拟管道”概念进行解释，分析得到消声器流场和声学特性参数，并对其结构设计提出参考性意见。

1 消声器前处理
1.1 消声器结构建模
建立某款SUV汽车的排气消声器几何模型，确定需要进行CFD计算的流体域，删除与流域无关的零部件，如：法兰、铁条、加强板等结构。

简化圆角、倒角等对流体分析影响不大，但影响网格质量的结构，并封闭几何体。

简化后模型如图1所示。

图1 消声器简化模型
1.2 网格划分
对主消声器模型进行有限元网格划分，因为主消声器结构较为复杂，所以采用非结构网格划分。

采用Robust（Octree）方法生成四面体网格，该方法适用于较为复杂的机械构造中。

对穿孔板、穿孔管等结构进行局部加密，生成网格的质量满足要求。

2 流体动力学分析
2.1 理论概述
计算流体动力学（CFD）的方法主要有三个角度：理论分析角度，实验模拟角度和数值模拟角度[2]，考虑到时间和成本等方面因素，本文采用ICEM、FLUENT、b Acoustics等流体分析计算软件进行仿真计算。

基本原理为流体的流动需要满足三大基本物理定律，即：质量守恒定律、动量守恒定律和能量守恒定律[3]。

2.2 边界条件设置
采用Standard k-ε模型对主消声器进行计算，入口边界条件采用质量流量入口，定义质量流量（Mass Flow Rate）为120 g/s，湍动能参数设置为Turbulent
Intensity=3.55%，Hydraulic Diameter=0.051 m；出口边界条件采用压力出口条件，设置为一个标准大气压。

求解器设置为压力基求解器，对流项的差值方法采用Second-Order Upwind，该方法适用于四面体/三角形网格，并且计算精度较高，耦合方式采用SIMPLEC方法，该方法收敛更快，效率更高。

迭代计算1956步后结果收敛，计算完成后对结果进行后处理，分析主消声器流场各参数分布情况。

2.3 压力损失分析
通过图2可得，发动机排出的气体由进口管进入主消声器，到从出口管离开，压力总体分布呈现出逐渐减小的趋势。

对比图3湍动能云图得出，在气体由一个腔体通过穿孔板进入另一个腔体、由内管通过小孔进入腔体时，由于小孔的存在，对气流流进腔体造成阻碍，产生了一定的局部压力损失，导致腔体内的压力明显低于管内压力。

当气体由腔体进入出口管时，因为管道对流体具有汇聚作用，导致流束收缩，引起流速的变化，产生了一些小漩涡，漩涡会导致能量的损耗，因此压强显著降低。

图3可以明显看出气流在小孔处和在腔体进入内管处的湍动能较大，湍流造成的压力损失就大，因此，在湍动能较大处均有压力的明显下降。

图2 压力云图
图3 湍动能云图
选择面积分命令，选择消声器的入口截面和出口截面作为计算的面，得到消声器的压力损失为12.65 kPa，满足≤20 kPa的企业标准要求。

2.4 流场分析
从图4主消声器中心截面速度云图可以看出：消声器内气流速度较大的区域主要集中在消声器管道内，这些管道区域流域直径较小，流速是消声器中较大的部分，达到40～70 m/s。

在腔体内会出现了很多涡旋区域，因为涡旋消耗能量的缘故，气体在这些区域的流速相对较低，只有6～16 m/s。

从图5主消声器速度矢量图可以看出，由于穿孔管小孔的孔径较小，气流在通过
小孔时，速度会相对加快，产生喷射现象，气体从小孔喷出后又会汇聚在一起，形成一定的气流运动。

气体流速最大区域两个腔体连通孔之间区域，速度达到了90 m/s以上。

图4 主消声器中心截面速度云图
图5 主消声器速度矢量图
对此分析提出“虚拟管道”概念，形成“虚拟管道”的必要因素有：（1）因为通过连通孔时原理与通过小孔时类似，所以通过隔板之间连通孔同样产生喷射现象，使流速变大；（2）两连通孔间距离又较近，两孔间相当于又形成了一条“流体通道”，又与普通内插管原理类似，但比内管直径小很多，流道截面很小[4]。

所以
在第二腔体内形成了截面形状为半月形的“虚拟管道”流域，其流速达到主消声器的最大速度。

在第四腔体内同样出现了“虚拟管道”现象，因为满足其形成要求，流速明显比腔体内其他区域要高。

在第三腔体内没有出现明显的“虚拟管道”现象，主要是因为两隔板间距离较远，不符合第二点必要因素。

3 气动噪声分析
3.1 声场建模流程
（1）在上述流场稳态计算完成的基础上进行瞬态计算，应用大涡（LES）湍流模
型模拟，输出流场时域计算数据；
（2）在b声学有限元模块定义单元组，入口无反射边界条件和出口AML属性；
（3）对CFD数据进行数据转移以及快速傅里叶计算；
（4）定义声学边界条件，定义偶极子声源，使用新的偶极子方程，进行声学响应计算[5]；
（5）定义IO点，计算该测点的声压频率响应函数。

3.2 参数设置
（1）仿真条件：媒介阻抗设为606.2 kg·m2/s，出口压强101kPa；
（2）计算频率：消声器气动噪声通常以3 000 Hz以下为主[6]，考虑其他条件影响，设置计算频率范围20～5 000 Hz，分辨率 10 Hz；
（3）测点位置：排气管出口45°，141 mm处。

3.3 声压级分析
如图6所示为测点位置声压频率响应图，可通过软件求出气动噪声的总声级为106.5 dB（A），其频谱在10～5 000 Hz频段分布较为均匀，主要噪声峰值频率为 210、600、1 880、4 580 Hz。

仿真时未考虑温度场分布，仅设定温度为固定值500 K，对结果精确度的影响不大。

图6 测点位置声压频率响应函数图
提取测点位置各频率声压云图，重点分析峰值频率的声压分布。

从图7可以看出：（1）频率210 Hz声压级为91.88 Hz，声压主要集中在整个出口管部分，最大达到 150 dB；（2）频率 600 Hz声压级为 97.56 dB，声压主要集中在出口管部位
以及第一、二腔体的拐角部位，最大达到141.6 dB；（3）频率1 880 Hz声压级达到最大的97.97dB，声压主要集中在第一腔体的角落处，最大达到136.3 dB；（4）频率4 580 Hz声压级为94.35 dB，主要集中在出口管部位，最大可达142.4 dB。

图7 消声器外表面与剖视图声压云图
3.4 合理化建议
结合流场与声场分析结果，提出以下结构优化建议：
（1）消声器内气动噪声主要集中在排气管处，尤其在排气管的弯曲位置，可根据消声目的，通过改变管径大小、管道弯曲角度、管道截面形状（如采用三角截面）等方法来降低其气动噪声。

（2）消声器腔体角落容易形成涡旋，从而产生气动噪声，可以通过改变消声器外壳的形状尺寸，腔体隔板之间的距离等方法来改善。

（3）穿孔板和穿孔管上因为小孔的存在，导致湍动能较大，引起气动噪声，可以通过改变穿孔个数和穿孔率等方法来进一步消声。

（4）“虚拟管道”会引起很大的流速和湍动能，增大气动噪声，可通过改变连通孔的形状、增大连通孔的尺寸和优化腔体隔板之间的距离等方法来避免此现象的出现。

4 结语
针对某排气系统消声器进行流体动力学和气动噪声方面的分析研究，得到以下结论：（1）该排气消声器压力损失满足要求，模拟其流场分布情况，为消声器其他模块研究提供数据参数，提出“虚拟管道”概念。

（2）仿真得到消声器的声学计算结果，对消声器各频率声压级分布进行分析研究，结合流场分析，提出合理化建议，对消声器的结构优化具有参考价值。

参考文献：
【相关文献】
[1]张宇，苏清祖，汪文国.车辆噪声与控制[J].机械设计与制造工程，1999（2）：44-46.
[2]唐家鹏.ANSYS FLUENT 16.0超级学习手册[M].北京：人民邮电出版社，2016.
[3]缪康华.基于FLUENT的排气消声器声学性能和流体动力学性能的数值仿真分析[D].西安：长安
大学，2015.
[4]Rolf Jebasinski，Sascha Leng，Marco Jess et al.Investigation on whistle noise in automotive exhaust system mufflers[C].2005 SAE，2005-01-2361.
[5]詹福良，徐俊伟b Acoustics声学仿真计算从入门到精通[M].西安：西北工业大学出
版社，2013.
[6]朱福，郭辉，王岩松，等.共振式消声器气流气动噪声分析[J].噪声与振动控制，2018，38（01）：68-73.。