汽车排气消声器的性能分析

王宝石 陈飞

长城汽车股份有限公司 河北保定 071000

摘要：随着我国汽车工业的快速发展，汽车产业技术的加快转型，基于经验试凑设计的汽车消声器传统设计方法由于其设计周期长、开发费用高等原因，已越来越不能满足经济社会对汽车排气噪声的苛刻要求。因此，研究各种计算机虚拟仿真技术，开发适用于消声器产品研发的商用软件以及在物理样品面世之前，应用虚拟试验技术，构建虚拟产品，建立虚拟试验模型，准确预测产品性能，缩短开发周期，节约开发费用已经成为业界普遍接受和运用的先进技术与方法。

关键词：排气消声器；性能；结构改进

前言：随着计算机软件技术的迅猛发展及其在工程中的广泛应用，发动机性能仿真技术也得到了快速发展并日渐成熟，逐渐成为现代消声器研究的主流。本文利用GT-Power软件完成了与某汽车发动机相匹配的排气消声器的性能仿真分析及改进工作。

1、仿真模型的建立 消声器的性能评价指标主要包括消声性能和空气动力性能。消声器的消声性能通常有两个衡量指标：传递损失（Transmission Loss，TL）和插入损失（Insertion Loss，IL）。对于消声器的消声性能和空气动力性能，本文分别采用插入损失和压力损失进行评价。 1.1发动机工作过程仿真模型 GT-Power 软件把发动机的各系统分为不同的功能模块，然后将这些功能模块以模板的形式存储起来形成模板库，在建立发动机模型时只需将相应的模板拷贝到建模区域中形成对象，并给对象的属性赋值，再将这些对象连接起来，形成一个与实际发动机工作状态接近的计算模型。根据所提供的某汽车发动机结构参数（表1）建立了该发动机工作过程的仿真模型。

发动机排量/L	压缩比	缸数及排列	冲程数
1.206	9.8	直列四缸	四冲程
转速范围/r•min-1	空滤器容积/L	缸径/mm	行程/mm
0～6000	6.5	69.7	79
活塞连杆长度/mm	气门数	进气门座内径/mm	进气气门间隙/mm
121	16	23.6	0.1
排气门座内径/mm	排气气门间隙/mm
21	0.27

表1 某汽车发动机结构参数

该模型模拟了空气从空滤器经过进气管、节气门、在进气道内与喷入的燃油混合后进入气缸内燃烧、直至废气经催化器、消声器排入大气中的整个过程。 1.2消声器几何模型 该发动机采用主、副消声器的设计方案，其中副消声器为阻性消声器，主要用来消除高频噪声；主消声器为抗性消声器，主要针对中低频噪声。根据该发动机的有关数据，利用传统的排气消声器的设计理论和方法，对主副消声器的腔体容积、进出口管径、腔体内各流通面积、外形尺寸、腔数及各腔尺寸进行计算，完成对排气消声器的初步设计。利用GT-Power软件包中的GEM3D程序，在图形界面下建立主副消声器的GEM三维几何模型，其中主消声器采用三腔结构,离散后以.gtm格式导入GT-Power计算模型中，生成消声器的离散化模型。 1.3消声器性能仿真分析模型 将导入到GT-Power 中的消声器离散模型与发动机的工作过程仿真模型结合起来，并加入插入损失和压力损失功能模块，建立了消声器性能分析的计算模型。在该模型中，首先计算带主、副消声器排气尾管的噪声值，然后采用等长度的直管分别代替主、副消声器，计算其尾管的噪声值，两者的差值即为国标中定义的消声器插入损失值。为了获得基于频谱的消声器前后噪声值的差值。在压力损失模型中，将催化器与消声器放到一起考虑，主要原因是本次设计提出的要求即从催化器入口到主消声器的出口，压力损失不超过32 kPa。

2、计算结果及分析 2.1插入损失 对所建立的插入损失分析模型进行计算，得到结果。基于频谱的尾管排气噪声数据，反映了排气噪声经过主、副消声器后各个频段的消声量。给出了标定功率、最大转矩转速下的数值，在高转速下中高频率的消声量增大，低频段的变化不明显。从计算结果可知，此消声器整体的消声量在25dB（A）以上，尤其是中高转速，消声量甚至达到30dB（A）以上。最后可以看出，消声器的消声性能与试验值十分接近，最大误差为4.49%（转速为3000r/min 左右时），从而验证了所建立的插入损失仿真模型的正确性。在标定功率下，装有消声器的尾管噪声计算值和试验值分别为95.7dB（A）和96dB（A），略高于设计要求的噪声值95 dB（A），可以通过对消声器局部参数做些调整进行改进。 2.2压力损失 压力损失随发动机的转速增大而增大，原因是由于转速增大，排气速度也相应增大，而压力损失与排气速度的平方成正比。此外，还可看出计算的压力损失值和试验值基本吻合，最大误差在转速为5600r/min左右时为2.7%，说明了压力损失仿真模型基本正确。在转速为6000r/min时，最大压力损失计算值和试验值分别为27kPa和26.8kPa ，满足不大于32kPa设计要求。 2.3改进计算 从计算结果可以看出，相对于中低频的消声量，其高频消声效果较差，可以通过改进副消声器的有效吸声长度来增加高频的消声量，同时适当的减小穿孔的孔径，但要避免过大减少孔径而使得气流再生噪声增大；还可以对主消声器内插管上的穿孔做局部调整，在保持穿孔孔径不变的情况下减小穿孔率，但增加有效穿孔长度。将改进后的消声器模型再次与发动机耦合并进行计算，并与之前的消声器模型进行比较。转速为4200 r/min时，改进前、后的插入损失对比可以看出，改进后消声器在中高频有很好的消声量的增加。改进后尾管处的噪声值在中高转速下有了进一步的下降，最高转速下的尾管噪声值为94.2dB（A），下降值为1.5dB（A），且低转速时消声量几乎保持不变。而压力损失相对于调整前虽然有所增加，但改进后的最大压力损失也仅为28.7 kPa（转速为6000 r／min时），满足不大于32 kPa要求。因此，改进方案在保证压力损失满足设计要求的前提下使插入损失更大，较好地满足了消声器高转速下的消声量指标。

结语：通过对消声器结构的局部改进，在压力损失满足设计要求的前提下，使最高转速下的插入损失增大了1.5dB.

参考文献：

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