袁守利，齊蕓禾，黃 燦

(1.武漢理工大學 現代汽車零部件技術湖北省重點實驗室，湖北 武漢430070;2.武漢大學 物理科學與技術學院，湖北 武漢430072)

汽車排氣消音器包括主消音器和副消音器，其主要功用是降低排氣噪聲。一般來說，排氣背壓越大，降噪效果越好，但降噪的同時，氣阻的作用會導致排氣不佳，使發(fā)動機功率降低，動力性衰減，促使降噪效果與背壓形成一對矛盾體。因此應將噪聲控制在一定值，通過對結構的優(yōu)化，使背壓值達到最小，這樣既滿足噪聲的控制又滿足動力性的要求，達到優(yōu)化的目的［1-2］。

1 流場基本控制方程

由于催化器和副消音器背壓阻力較主消音器小得多，故可將流場視為氣體屬性等同于主消音器內氣體的常密度模型，其他模型選用三維、定常、粘性、湍流運動，其控制方程包括連續(xù)性方程、動量方程、能量方程、湍流動能方程和湍流耗散方程。

流體流動受物理守恒定律的支配，基本的守恒定律包括能量守恒定律、質量守恒定律和動量守恒定律，分別用能量守恒方程、質量守恒方程和動量守恒方程表示。如果流動處于湍流狀態(tài)，系統(tǒng)還應遵守附加的湍流輸運方程［3］。

1.1 質量守恒方程

根據質量守恒定律，單位時間內流體微元體中質量的增加等于同一時間間隔內流入該微元體的靜質量。

由于選用常密度氣體，密度不隨時間變化，故方程變?yōu)椋?/p>

式中：ρ 為密度;t為時間;u、v、w為速度矢量在x、y、z這3 個方向的分量。

1.2 動量守恒方程

動量守恒定律的物理意義是指微元中流體的動量變化率等于作用在該微元上各種外力之和。按照這一定律，可導出x、y、z3 個方向的動量守恒方程。

式中：μ 為動力粘度;Su、Sv、Sw為動量方程的廣義源項。

1.3 能量守恒方程

能量守恒定律是包含有熱交換的流動系統(tǒng)必須滿足的基本定律，該定律可表述為：微元體中能量的增加率等于進入微元體的凈熱流量加上體力與面力對微元體所做的功。

以溫度T為變量的能量方程為：

式中：cp為比熱容;T為溫度;k為流體傳熱系數;ST為流體的內熱源及由于粘性作用而使流體機械能轉化為熱能的部分。

確定控制方程后，還需確定計算相關的初始條件，聯立方程才可以計算。在此，初始條件設置參考出口邊界條件，通過一個周期的計算，可以得到一個初始的壓力場及速度場，再經過第二個周期的計算，壓力和速度慢慢得以修正至最新值。

2 幾何模型建立及網格劃分

排氣系統(tǒng)結構、副消音器結構、主消音器結構如圖1 ～圖3 所示。將原三維模型導入Hypermesh 中，利用Hypermesh 幾何模塊抽取模型的內表面作為流體域，封住進出口形成拓撲封閉的空間域后，導入STAR -CCM +，利用其進行面網格及體網格的劃分。面網格采用三角網格，體網格采用多面體網格，并對腔內小孔周圍進行局部加密。基本尺寸為8 mm，體網格數量為190萬個。

圖1 排氣系統(tǒng)結構圖

圖2 副消音器結構圖

圖3 主消音器結構圖

3 邊界條件

分析選用常密度氣體模型，由于整個系統(tǒng)背壓阻力主要集中在主消音器，為使誤差降到最低，故選用接近主消音器內部溫度(900 K)對應的氣體屬性［4］，900 K 時的排放氣體屬性參數如表1所示，該數據來自GT -power 中的計算結果。由發(fā)動機的標定試驗得出入口條件如表2 所示。

表1 900 K 時主消音器內部氣體屬性

表2 5 500 r/min 時發(fā)動機輸出特性

經計算得出入口質量流量為0.146 kg/s。

邊界條件設置如下：

(1)入口邊界條件。入口選用質量流量邊界條件，質量流量為0. 146 kg/s，入口溫度為1 011 K。

(2)出口邊界條件。出口選用壓力邊界條件，出口相對壓力為0 Pa，出口溫度為733 K。

(3)壁面選用無滑移邊界，粗糙度為0.5 mm，環(huán)境溫度為300 K，對流換熱系數為75 W/(m2·K)，催化器壁面設為絕熱。

(4)初始條件。溫度設為733 K，絕對壓力為0 Pa;催化器采用多孔介質表示，其慣性阻力系數為100 kg/m4;粘性阻力系數為1 500 kg/(m3·s)。

4 計算結果與分析

4.1 壓力分布

4.1.1 排氣系統(tǒng)壓力分布

排氣系統(tǒng)壓力云圖如圖4 所示，可以看出入口壓力為最大值，總壓力達到47.5 kPa。從入口到出口，壓力逐漸遞減，在主消音器位置壓降尤為明顯，其主要原因是從管流入腔截面積突然增大及主消音器內部帶孔隔板節(jié)流作用，使原流體流動受到極大干擾和沖擊，引起擴縮損失［5］。消音器的壓力損失越大，產生的背壓越大，排氣系統(tǒng)的排氣效率越低，使發(fā)動機的做功效率降低，從而影響發(fā)動機的動力性和燃油經濟性［6］。

圖4 排氣系統(tǒng)壓力云圖

4.1.2 副消音器壓力分布

副消音器壓力云圖如圖5 所示。副消音器管路中壓力明顯大于膨脹腔壓力，并沿管路遞減。副消音器壓力損失為1 kPa。

圖5 副消音器壓力云圖

4.1.3 主消音器壓力分布

主消音器壓力云圖如圖6 所示。主消音器最大壓力出現在進氣管入口處，沿著管路壓力逐漸減小，主消音器整體壓力損失為29 kPa，主要集中在三、四、五腔，氣流順著五腔、四腔、三腔依次遞減，各腔壓力分布均勻。

圖6 主消音器壓力云圖

4.2 速度分布

4.2.1 排氣系統(tǒng)速度分布

排氣系統(tǒng)速度云圖如圖7 所示。入口流速為119 m/s，氣流從入口到副消音器出口，速度基本保持不變，再經中間管路，速度明顯增加。在管路拐點處，其速度大于其他地方，這是因為管路截面的平均流速相等，但是由于彎管曲率過大，使截面內速度不均勻，造成局部流速過大。

圖7 排氣系統(tǒng)速度云圖

4.2.2 副消音器速度

副消音器速度云圖如圖8 所示。從圖8 可以看出，管路中速度明顯大于各腔內速度，氣流只在膨脹腔內稍有擴散，一、三腔內氣流速度基本為0，可見副消音器對系統(tǒng)背壓影響很小。

4.2.3 主消音器速度

主消音器速度云圖如圖9 所示。主消音器內氣流速度最大值出現在連通管入口，這是因為截面積突然變小，使速度急劇增加。在連通管末端氣流由于慣性產生射流，沖擊第五腔壁面。射流內部壓強低于周圍靜止氣體的壓強，射流周圍氣體被卷吸進入射流，因此射流體積逐漸增大，速度逐漸降低。氣流經過帶孔隔板，也會產生射流，因為截面積突然變小，速度明顯增加，從圖9 可以看出隔板小孔處速度梯度較大。

圖8 副消音器速度云圖

圖9 主消音器速度云圖

4.3 溫度分布

4.3.1 排氣系統(tǒng)溫度分布

排氣系統(tǒng)溫度云圖如圖10 所示。由圖10 可以看出，催化器內溫度高于兩端管路，催化器入口溫度為993 K，由于催化器內部的摩擦作用，使催化器出口溫度升高為1 001 K。在催化器之后，管路中溫度明顯高于腔內溫度，而溫度隨著氣流方向逐漸降低［7］。

圖10 排氣系統(tǒng)溫度云圖

4.3.2 副消音器溫度

副消音器溫度云圖如圖11 所示。在副消音器第二腔由于膨脹腔作用，氣體在腔內擴散，溫度逐漸降低，而一、三腔由于僅有較少氣體流入，故溫度都較低。

4.3.3 主消音器溫度

主消音器溫度云圖如圖12 所示。主消音器溫度最大值出現在進氣管入口處，由于第二腔截面變化使氣體擴散，連通管中溫度逐漸降低。在連通管出口處，局部溫度過高。氣流流經帶孔隔板后，溫度分布均勻。

圖11 副消音器溫度云圖

圖12 主消音器溫度云圖

4.4 速度流線圖

副消音器速度流線圖如圖13 所示。由圖13可以看出氣體在膨脹腔產生湍流，由于流速較低，湍動并不劇烈。而一、三腔氣體流入較少，由此可以解釋上述一、三腔溫度和壓力較低的原因［8］。

圖13 副消音器速度流線圖

主消音器速度流線圖如圖14 所示。主消音器湍流主要出現在三、四、五腔，在連通管末端速度最大，湍流也最劇烈，因此造成壓力損失也最大。而三、四、五腔由于兩個帶孔隔板的作用，氣流穿過小孔產生的射流也是消耗湍動能的主要原因［9］。

圖14 主消音器速度流線圖

4.5 優(yōu)化方案

(1)建議在四、五腔隔板上增加打孔數量，孔數由原來的144 個增加至160 個，孔徑不變。

(2)縮短排氣管插入第三腔長度至10 mm，使排氣更流暢。

5 改進前后結果對比

5.1 CFD 分析

改進后主消音器壓力云圖如圖15 所示，整體背壓由46.5 kPa 降至41.7 kPa，主消音器背壓由29 kPa 降至24.5 kPa，與改進前主消音器壓力云圖相比，進氣管入口壓力明顯降低，差值為4.5 kPa。

圖15 主消音器壓力云圖

5.2 GT-power 分析

基于GT-power 對改進前后的背壓及噪聲曲線對比分析，圖16 為轉速-壓力曲線對比圖，圖17 為轉速- 噪聲曲線對比圖。由圖16 和圖17可以看出，改進后背壓在最高轉速時下降了4 kPa，與CFD 分析結果基本一致，而怠速噪聲只增長了0.5 dB，最高轉速對應噪聲基本不變。綜合而言，優(yōu)化方案達到了預期效果，使背壓降到理想區(qū)域內，對排氣系統(tǒng)起到了改善作用［10-11］。

圖16 背壓對比曲線

圖17 噪聲對比曲線

6 結論

筆者通過對某1.5 T SUV 排氣消音器的分析及優(yōu)化，在保證降噪效果的前提下達到了減小背壓的目的。說明利用數值分析的方法可以縮短開發(fā)周期，減少大量重復性試驗工作，節(jié)約成本，使排氣消音器設計更加合理。

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