宋 健，季振林

（哈爾濱工程大學 振動噪聲控制研究所，哈爾濱 150001）

渦輪增壓發(fā)動機排氣噪聲數值計算與分析

宋 健，季振林

（哈爾濱工程大學 振動噪聲控制研究所，哈爾濱 150001）

為優(yōu)化消聲器設計需開展發(fā)動機與排氣系統(tǒng)的耦合計算與分析，使用GT-Power軟件計算消聲器聲學性能和渦輪增壓發(fā)動機的排氣噪聲特性，并與實驗測量結果比對驗證仿真模型的正確性。在此基礎上開展排氣消聲器結構優(yōu)化設計研究，計算結果表明，使用優(yōu)化設計的消聲器能夠滿足排氣噪聲限值要求。同時分析發(fā)動機與汽車在耦合條件下，汽車在百公里加速的瞬態(tài)過程中排氣噪聲的變化規(guī)律；結果表明，汽車在轉速與排氣流量突變時激發(fā)出聲壓級較高的排氣噪聲。

聲學；渦輪增壓發(fā)動機；消聲器；排氣噪聲；瞬態(tài)過程

車輛噪聲已經成為城市最主要的噪聲污染源，而發(fā)動機排氣噪聲又是車輛最主要的噪聲源。為有效控制發(fā)動機的排氣噪聲，需要設計性能優(yōu)良的排氣消聲器。隨著數值仿真技術的發(fā)展，CAE分析已成為一項必要的分析手段。消聲器聲學性能計算方法可分為頻域法和時域法兩種。頻域法的優(yōu)點是計算速度快，缺點是無法考慮消聲器與發(fā)動機耦合工作狀態(tài)下，發(fā)動機排氣對消聲器聲學性能的影響。

時域方法能夠將噪聲源特性考慮在內，避免了頻域法單一研究消聲器聲學性能的局限性，為解決實際工作中發(fā)動機排氣噪聲、合理設計消聲器、優(yōu)化排氣消聲系統(tǒng)提供了指導思路。本文使用GT-power仿真軟件對發(fā)動機排氣噪聲進行數值計算，該軟件基于非線性一維流體動力學模型，以時域方法為基礎，采用有限體積法求解流體動力學方程組，將發(fā)動機單元結構以管網化形式進行連接，不但可以模擬發(fā)動機穩(wěn)態(tài)工況下的排氣噪聲，還能夠準確預測汽車搭載發(fā)動機后的瞬態(tài)排氣噪聲，實時反映出消聲器的聲學性能。

1 發(fā)動機模型的建立與驗證

1.1 渦輪增壓發(fā)動機模型的建立

通常發(fā)動機進、排氣系統(tǒng)的管徑比較細，與軸向尺度相比可忽略氣體在徑向的變化情況，故可將模型簡化為一維非定常流動模型[1]。以某型渦輪增壓車用汽油機為研究對象，其基本參數列于表1。

表1 發(fā)動機的技術參數

依照試驗臺架的進出口環(huán)境條件以及發(fā)動機的結構參數，采用管網化形式建立渦輪增壓發(fā)動機的仿真模型，模型包括進氣子系統(tǒng)、中冷器子系統(tǒng)、氣缸子系統(tǒng)、排氣子系統(tǒng)和渦輪增壓器子系統(tǒng)[2]，這里暫不考慮排氣消聲子系統(tǒng)。

1.2 模型的驗證

為了驗證模型的正確性，主要考核發(fā)動機穩(wěn)態(tài)工況下的扭矩、功率、有效油耗率以及空氣流量等工作指標，對比圖1發(fā)現(xiàn)，仿真結果與實驗數據吻合較好，誤差不超過5%，可以判定發(fā)動機模型的合理正確。

2 消聲器聲學性能分析

為了考察一維時域法在計算消聲器聲學性能的適用范圍，將其分別與使用Virtual.Lab軟件的三維有限元法計算結果和實驗數據做對比分析，依次以直通穿孔管消聲器、三通穿孔管消聲器和直通穿孔管阻性消聲器為例，計算其傳遞損失[3]。圖2為直通穿孔管消聲器。

圖1 發(fā)動機仿真結果與實驗數據

直通穿孔管消聲器的腔體長度和直徑分別為L=257.2 mm和D=164.4 mm，穿孔管內徑d=49.0 mm，壁厚tw=0.9 mm，穿孔直徑dh=4.98 mm，穿孔率φ=8.4%，聲速為342.7 m/s。

直通穿孔管消聲器是用來改善中頻消聲性能的經典結構，圖3為該消聲器傳遞損失的實驗數據與仿真結果對比，通過對比可以發(fā)現(xiàn)，有限元法在中高頻段與實驗數據有較好的一致性，而基于一維平面波理論的算法在1 500 Hz以內能精確計算直通穿孔管消聲器的傳遞損失，表明在中低頻段有較好的計算精度，在1 500 Hz～2 000 Hz范圍內出現(xiàn)峰值偏移，誤差原因可以歸納為以下幾點：（1）在1 500 Hz附近，直通穿孔管內已經出現(xiàn)非平面波，平面波計算理論精度不足；（2）GT-Power軟件對穿孔管的穿孔阻抗考慮不夠精細，使得帶有穿孔的消聲器傳遞損失計算在中高頻處存在偏差。

圖4所示的為三通穿孔管消聲器，其具體尺寸為：各段長度分別為la=lb=27.9 mm，lc=150 mm，ld=102 mm，lp=274 mm，隔板厚度為ta=tb=12.7 mm，腔體直徑D=165.1 mm，三個穿孔管內徑d1=d2=d3=48.9mm，相互分離120°且偏離腔體軸線距離為δ1=δ2=δ3=39.7mm，穿孔管壁厚tw=0.8 mm，穿孔直徑dh=2.34mm穿孔率φ=4.5%，聲速為343.7 m/s。

圖2 直通穿孔管消聲器

圖3 直通穿孔管傳遞損失

圖4 三通穿孔管消聲器

三通穿孔管消聲器的傳遞損失實驗數據與仿真結果對比如圖5所示。

圖5 三通穿孔管傳遞損失

對比結果表明，一維方法低頻段與實驗數據吻合較好，頻率高于900 Hz后，受到非平面波的影響，計算精度開始下降，與實驗結果出現(xiàn)較大誤差。同樣，GT-Power軟件在考慮穿孔管段的傳遞導納屬性時存在缺陷，使得誤差結果偏大，而有限元計算方法并不是基于平面波假設理論，因此當網格單元劃分足夠多時，在中高頻就會有較好的精度，仿真結果與實驗數據大致相當，趨勢一致，數值上的誤差也在可接受范圍，能客觀反應出消聲器的固有屬性。

一維時域法在驗證平面波范圍內的抗性消聲器的傳遞損失有較好的計算精度，但是對于阻性消聲器的傳遞損失計算，需要在GEM3D軟件中定義吸聲材料屬性，考慮的參數包括Wool Packing Density, Wool Material Density,Wool Droplet Fraction,Wool Specific Heat,Wool Fiber Diameter,Wool Flow Resistance Coefficient,Initial Wool Temperature共七項。其中Wool Droplet Fraction在0～1間取值，0定義為所有材料都具有吸收聲音的屬性，1則表示材料不能吸收聲音。

為驗證不同Wool Droplet Fraction系數對阻性消聲器傳遞損失的影響，以直通穿孔管阻性消聲器為研究對象，如圖6所示。

圖6 直通穿孔管阻性消聲器

其腔體長度和直徑分別為L=257.2 mm和D= 164.4 mm，穿孔管內徑d=49.0 mm，壁厚tw=0.9 mm，穿孔直徑dh=4.98mm，穿孔率φ=8.4%。吸聲材料為玻璃絲綿，填充密度為100 g/l。聲速為342.7 m/s。

圖7為Wool Droplet Fraction對傳遞損失的影響，該系數越小則表明吸聲材料吸收聲音能力越強，傳遞損失越大。該系數為0時的傳遞損失最大，中低頻域接近實驗數據，高頻段誤差較大；當其為0.2時，傳遞損失曲線在1 600 Hz內圍繞實驗數據上下波動，可以近似描述中低頻特性，但高于1 600 Hz仿真結果高于實驗數據5 dB～8 dB；當該值為0.4時，在2 000 Hz與2 800 Hz頻段內，實驗數據與仿真結果曲線一致，但是中低頻段內傳遞損失都低于實驗數據；該系數為1時，表明吸聲材料不具有吸聲屬性，仿真結果與直通穿孔管消聲器聲學性能相一致，即相當于抗性消聲器。

圖7 不同Wool Droplet Fraction下的傳遞損失

通過分析可知，GT-Power軟件在考察吸聲材料屬性時還不夠細致，不能同時兼顧全頻段特性。為此建議Wool Droplet Fraction選取0～0.2間某一數值，用來計算中低頻聲學性能。

3 消聲器與發(fā)動機的耦合計算

3.1 排氣消聲器的選取

渦輪增壓發(fā)動機排量為2.0 L，對于增壓汽油機，消聲器容積大約是氣缸容積的15倍[4]。消聲器設計的一個重要步驟就是對現(xiàn)有不同類型的消聲器適當改進，該方法可以有效縮短研發(fā)時間。前文計算的直通穿孔管消聲器體積為5.46 L，可作為前級消聲器，而三通穿孔管消聲器作為后級消聲器，其體積為13 L，排氣系統(tǒng)采用雙排氣口的形式。

渦輪增壓發(fā)動機較非增壓機型而言，排氣需要推動渦輪葉片旋轉做功，部分排氣動能在渦輪中轉化為機械能，渦輪葉片又對聲音具有反射作用，因此渦輪增壓發(fā)動機的低頻排氣噪聲比非增壓發(fā)動機要小，但是高頻段會因為渦輪高速旋轉產生旋轉噪聲和渦流噪聲而增強[5]。所以排氣消聲器的設計要充分考慮到對渦輪產生的高頻噪聲的削減，阻性消聲器可以有效消除高頻噪聲，作為吸聲材料可以將聲能轉化為自身熱能，達到吸聲降噪的目的，故在三通穿孔管的中間腔室填充密度為100 g/l的玻璃絲綿作為吸聲材料[6]。該三通穿孔管阻性消聲器能夠有效控制中高頻噪聲，排氣消聲器的GEM3D模型如圖8所示。

圖8 排氣消聲器

3.2 排氣噪聲頻譜特性

發(fā)動機與排氣消聲系統(tǒng)在全工況下的排氣噪聲階次瀑布圖如圖9所示。

軟件仿真按照實驗的測量標準，利用聲壓傳感器測量排氣流體的速度脈動，將其布置在排氣管口斜后方45°方向，距離管口距離500 mm處，為了避免地面反射聲波對測量結果的影響，傳感器距離地面高300 mm。

圖9 排氣聲壓階次瀑布圖

研究表明，在排氣噪聲中，基頻噪聲所占據的聲能量最高，二次諧頻次之。根據基頻計算公式可知，1 000 r/min～5 500 r/min所對應的頻率范圍在33.3 Hz～183.3 Hz之間，排氣噪聲呈現(xiàn)明顯的低頻特性。在1 000 r/min～2 000 r/min之間的排氣聲壓幅值較高，其中尤以1 500 r/min下的聲壓最為突出，其排氣基頻為50 Hz。

發(fā)動機與排氣消聲系統(tǒng)耦合后的排氣噪聲總聲壓級如圖10所示。

圖10 發(fā)動機排氣噪聲總聲壓級

該圖表明，低轉速的1 500 r/min工況下排氣噪聲約為80 dB（A），高于開發(fā)目標值，而高于1 500 r/min工況下的排氣噪聲均在可接受的范圍，這與通過排氣階次瀑布圖中的結果正好吻合，針對1 500 r/min下排氣噪聲超出開發(fā)目標，需改進優(yōu)化消聲器的結構設計，改善低頻消聲能力，重點增強50 Hz的低頻降噪效果，令發(fā)動機在全負荷工況下均滿足要求。

4 改進方案

考慮到亥姆霍茲共振器具有良好的低頻降噪效果，同時增加共振腔室的體積可使共振頻率向低頻移動，利于對低頻噪聲的控制，為此決定對后級消聲器進行優(yōu)化設計，提出如下兩種改進方案。

改進方案一，可將三腔結構增加為四腔，在出口端增加一個共振器，形成具有端部共振器、中間填充吸聲材料的三通穿孔消聲器，其具體結構調整如圖11所示。

消聲器腔體形狀與管路直徑不做調整，1號隔板位置不變，將2號隔板向左移動90 mm，穿孔長度lp縮減為 214 mm，la=lb=20.6 mm，隔板厚度ta=tb=tc=6 mm，端部共振器le長度為105 mm，第三腔lc為100 mm，連接管4內徑為48.9 mm，在第三腔插入長度lf為12 mm，在共振器中l(wèi)g=22 mm，并與2號管同軸。

圖11 后級消聲器改進方案一

改進方案二，可以避免增加一塊隔板，依舊采用三腔室結構，中間腔室填有吸聲材料，消聲器形狀與管路直徑保持不變，第一腔長度不做調整，但2號隔板向左移動以增加第三腔的長度，令低頻共振峰左移，改善低頻傳遞損失，具體改進設計如圖12所示：2號隔板左移50 mm，第三腔lc=165 mm，各管路的穿孔長度lp縮減為224 mm，la=lb=28 mm，同時令1號管與2號管插入第三腔相同長度，le=30 mm。

圖12 后級消聲器改進方案二

分別將兩個改進方案的消聲器模型替換原排氣消聲系統(tǒng)的后級消聲器做耦合計算，以考察降噪結果是否符合要求。改進方案與原始結構在全工況下的排氣噪聲如圖13所示。

圖13 改進方案與原結構的排氣噪聲

改進方案在排氣噪聲不達標的1 500 r/min工況下均達到噪聲控制要求，在轉速高于4 500 r/min的運行工況下，改進方案一排氣噪聲優(yōu)于改進方案二的設計，但在1 000 r/min～4 500 r/min之間，改進方案二有較好的降噪效果。改進方案二的中高頻傳遞損失低于原始結構，故在轉速高于4 000 r/min的工況下其排氣噪聲要較原方案高，但考慮到發(fā)動機在低轉速下的運行工況更為普遍，所以可以適當增加高轉速下的排氣噪聲以換取1 000 r/min～3 000 r/min之間排氣噪聲的有效控制，綜合分析，改進方案二優(yōu)于改進方案一。

5 汽車百公里加速的排氣噪聲

汽車通常需要在變轉速下運行，而瞬態(tài)工況下的排氣噪聲更能反映出發(fā)動機的真實工作條件。對于汽車加速行駛車外噪聲的檢測，需要按照《GB 1495-2002》的要求進行實地測量[7]。GT-Power軟件可以將汽車按照實際行駛狀況進行仿真模擬，下面研究汽車百公里加速行駛的排氣噪聲隨時間的變化情況，其中所研究的汽車變速箱共有五個前進檔位，其中主減速器的傳動比為3.55。

汽車的發(fā)動機在1 000 r/min時怠速不變，通過控制變速檔位，使得汽車瞬間加速，當車速達到100 km/h時仿真停止，重點研究在此瞬態(tài)加速過程中的排氣噪聲隨發(fā)動機轉速和時間的變化情況。仿真模擬的外界環(huán)境為一個標準大氣壓、室溫、無風，且試驗路面地表干燥，沒有積水，符合《GB 1495-2002》的測量要求。圖14為汽車百公里加速的車速和路程變化結果，該型汽車在10.2 s車速達到100 km/h。此時間段內，汽車處于加速行駛狀態(tài)，行駛距離為162 m。

圖14 車速與路程

在汽車加速行駛中，為避免轉速過高燒壞機器，發(fā)動機在2.62 s切換到2檔，4.82 s時切換到3檔，9.43 s切換到第4檔，相應的發(fā)動機轉速也發(fā)生變化，如圖15所示。

圖15 發(fā)動機轉速與檔位

由于加速換檔需要汽車維持相應的車速，故在離合器傳動比變小時，發(fā)動機的轉速也會相應減小，但略有遲滯，當發(fā)動機轉速與車速相匹配時，轉速會隨噴油量的增加而上升[8]。

圖16為排氣消聲器用直管代替和安裝排氣消聲器兩種情況的汽車加速排氣噪聲。直管代替消聲器的排氣噪聲在第二次換檔時刻后基本穩(wěn)定在95 dB（A）～97 dB（A）之間，在此后的換擋瞬間排氣噪聲有升高趨勢。而安裝排氣消聲器的汽車排氣噪聲得到了有效的控制，在汽車變換檔位轉速突變的時刻，排氣噪聲明顯升高，消聲能力減弱。在2.62 s換檔時，排氣噪聲由68 dB（A）突然上升至76 dB（A），隨后噪聲回落，在后幾次換檔時段趨勢相同，皆表現(xiàn)出聲壓級升高的趨勢。

圖16 汽車百公里加速排氣噪聲

對于加速過程中，汽車在變換檔位瞬間排氣噪聲突增的情況，探其原因，通過對發(fā)動機的空氣流量與排氣流速研究發(fā)現(xiàn)，如圖17所示。

圖17 進氣流量與排氣流速

在檔位增加轉速下降的時段，進氣流量會相應減少，排氣流速也會有所減弱。在2.62 s～2.90 s時段，進氣流量從276 kg/h下降到217 kg/h，排氣流速從29 m/s下降到21 m/s，這種流量與排氣流速的瞬間突變會增加排氣壓力的脈動趨勢，造成排氣聲壓級的瞬間升高，故排氣噪聲增強，汽車在成功換檔后的加速階段流量與流速變化平緩，排氣噪聲也相對趨于穩(wěn)定。

6 結語

（1）發(fā)動機的排氣聲能量主要集中在排氣基頻和其前三次諧頻范圍內，其中排氣基頻聲壓級最高。一維時域法能夠準確計算截止頻率范圍內的傳遞損失，其對排氣噪聲的預測有較高的精確度；

（2）選用直通穿孔管為前級消聲器，填有吸聲材料的三通穿孔管為后級消聲器，將其與發(fā)動機耦合計算發(fā)現(xiàn)，除1 500 r/min工況下排氣噪聲高于目標值，其他工況均符合要求。對后級消聲器提出兩種改進方案，經傳遞損失預測和排氣總聲壓級的比較，最終確定改進方案二，即增加出口端的腔體長度的方案為最優(yōu)方案；

（3）在百公里加速行駛過程中，增加檔位會使得發(fā)動機轉速瞬間下降，進氣流量減少，由于排氣量與氣流速度的瞬間突變，會增加排氣壓力脈動趨勢，致使排氣噪聲急劇升高，待發(fā)動機與車速重新匹配后，噪聲回落，趨于穩(wěn)定。

[1]GT-POWER USER’S MENU.VERSION 7.3，2012.

[2]顧宏中.渦輪增壓柴油機熱力過程模擬[M].上海：上海交通大學出版社，1985.

[3]康鐘緒，季振林.穿孔管消聲器消聲性能的有限元計算及分析[J].噪聲與振動控制，2005，25(5)：18-20.

[4]季振林.消聲器聲學理論與設計[M].北京：科學出版社，2015.

[5]劉麗媛.增壓器噪聲控制與進氣消聲器設計研究[D].哈爾濱：哈爾濱工程大學，2010.

[6]杜功煥，朱哲民，龔秀芬.聲學基礎[M].南京：南京大學出版社，2012.

[7]中國環(huán)境保護總局.GB1495-2002汽車加速行駛車外噪聲限值及測量方法.

[8]隋菱歌.增壓柴油機瞬態(tài)工況性能仿真及優(yōu)化[D].吉林：吉林大學，2012.

Numerical Calculation andAnalysis of Exhaust Noise of Turbocharged Engines

SONGJian,JI Zhen-lin
(Vibration Noise Control Research Institute,Harbin engineering university,Harbin 150001,China)

The engine and exhaust system coupling effect is calculated and analyzed to optimize the muffler design. Muffler acoustic performance and turbocharged engine exhaust noise are calculated by GT-Power software.The simulation results are compared with experimental data to verify the correctness of the simulation model.On this basis,the structure optimization of the exhaust muffler is studied.The results show that the optimized muffler can satisfy the exhaust noise limitation requirement.Meanwhile,the changing rule of the exhaust noise of the car coupled with engine is analyzed in the transient acceleration process of the car in the distance of hundreds of kilometers.The results show that the exhaust noise with higher pressure level can be stimulated when the automobile speed and the exhaust flow are suddenly changed.

acoustics;turbocharged engine;muffler;exhaust noise;transient process

TK47

：A

：10.3969/j.issn.1006-1335.2017.01.003

1006-1355(2017)01-0010-06

2016-04-15

國家“863”高技術研究發(fā)展計劃資助項目(2014AA041502)

宋健（1990－），男，吉林省德惠市人，碩士生，主要研究方向為振動和噪聲控制，內燃機性能分析。

季振林，男，博士生導師。E-mail:jizhenlinhrb@163.com