某乘用車排氣系統低背壓設計與優化

劉志恩，伍楊民，鄒 斌，黃 濤，潘 隆，吳旭昌

(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.武漢理工大學 汽車零部件技術湖北省協同創新中心，湖北 武漢 430070)

發動機的排氣系統是發動機的重要組成部分，其主要由催化轉化器、消聲器和排氣管道等組成。該系統發揮著降低噪聲、降低污染物排放等作用，其性能好壞直接影響到發動機的排放性能、噪聲性能和動力性能[1-2]。Dixit等[3]研究了不同殼體和管道尺寸對排氣系統背壓的影響。沈小榮等[4]對某增壓三缸發動機的排氣系統聲學特性進行了分析，并根據分析及實驗結果對結構進行了優化設計。華敏相[5]從聲學性能和空氣動力性能對某三缸發動機排氣消聲器進行了研究與分析。

筆者針對某乘用車排氣系統背壓較大問題，基于計算流體動力學方法建立了排氣系統分析模型，得到排氣系統內氣體流動特性，運用分析結果對排氣系統進行優化設計，降低了排氣背壓并提高了降噪性能。

1 排氣系統背壓測試與分析

通過排氣系統臺架實驗，可以得到排氣系統的性能狀態。排氣系統背壓測點位置如圖1所示，測點布置在催化轉化器前與后、前級消聲器前與后和后級消聲器前。一般取冷端背壓來評價消聲器的背壓性能，即測點3處數值，圖2為該測點處背壓隨轉速變化的實驗數據。分析后發現，在6 000 r/min附近，排氣系統背壓可達70 kPa左右；4 000 r/min附近排氣背壓仍較大。表1為額定最高轉速下各測點背壓值，分析可知該排氣系統在額定最高轉速下背壓較大，不滿足設計要求；表2為各部件背壓占比，分析可知后級消聲器背壓占比較大，達到了69.4%，是造成排氣系統背壓較大的主要部位，因此需對該排氣系統進行優化設計。

圖1 排氣系統背壓測點

圖2 冷端背壓實驗數據

排氣系統臺架實驗雖然能夠得到排氣背壓產生的主要部位，但不能說明背壓產生的主要原因，因此需要借助三維計算流體動力學方法，對排氣系統內的氣體流動特性進行數值模擬。

表1 額定最高轉速下各測點背壓 kPa

表2 各部件背壓占比 %

2 數值模擬研究方法

數值模擬采用有限體積法，有限體積法的基本思想是把計算區域劃分成離散的控制體網格，在每個控制體網格上對控制方程進行積分，形成計算變量的代數方程[6]。發動機排出的廢氣成分復雜，為了便于模擬，做出以下假設：

(1)排氣系統內流動介質為穩態理想氣體；

(2)忽略排氣系統內載體部分的化學反應；

(3)催化轉化器載體部分按多孔介質處理。

流體的流動遵循動量守恒定律、質量守恒定律和能量守恒定律三大定律。質量守恒定律可以表述為：單位時間內微元體中質量的增加，等于同一時間流入該微元體的凈質量[7]，用連續性方程來描述：

(1)

式中：ρ為流體的密度，u、v、ω分別為流體在x、y、z方向上的速度分量。

流體的動量守恒定律可以表述為：系統的動量對于時間的變化率等于作用在系統上的外力和，即：

(2)

(3)

(4)

式中：ρ為流體的密度；p為流體微元體上的壓力；τii為微元體表面上的粘性應力τ的分量；Fi為微元體上的體力；u、v、ω分別為流體在x、y、z方向上的速度分量[8]。

流體的能量守恒定律可以表述為：微元體中的能量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，即：

(5)

式中：T為溫度；K為傳熱系數；cp為定壓比熱容；ST為流體內熱源及由于粘性作用流體機械能轉換為熱能的部分，有時簡稱為粘性耗散項。

催化轉化器的載體部分視為多孔介質，流體在多孔介質區的流動視為層流流動，其壓降和速度成比例，忽略對流加速和擴散[9]。多孔介質動量方程具有附加動量源項，源項由兩部分組成，一部分是粘性損失項，另一部分是內部損失項，即：

(6)

式中：Si為i向動量源項；μ為動力粘滯系數；Dij和Cij是相關計算矩陣第i行第j列的值。

多孔介質模型可簡化為Dancy定律：

(7)

式中：α為材料的滲透系數；υ為運動粘滯系數。

3 數值分析模型的建立

3.1 幾何模型的建立

通過三維繪圖軟件建立該排氣系統的幾何模型如圖3所示。該排氣系統主要由催化轉化器、前級消聲器、中間連接管道和后級消聲器組成。在建立數值分析模型時，在保證計算結果的同時，需要對幾何模型進行一定的簡化，去掉一些對分析結果無影響的結構，這不僅有利于節省計算時間，還有利于網格劃分。

圖3 排氣系統幾何模型

3.2 網格劃分

將建立的幾何模型導入前處理軟件Hypermesh中進行面網格劃分，將面網格導入STAR-CCM+中進行體網格劃分，體網格模型采用多面體網格模型。前級和后級消聲器中有較多的穿孔結構，幾何模型的處理和網格劃分中是一個難點，在不改變流動特性的前提下，可做部分簡化。在網格劃分時，對穿孔部分的網格進行局部加密，以捕捉穿孔結構周圍細微的流動特性[10-11]。如圖4為簡化后的排氣系統分析模型，對前級消聲器內穿孔管及后級消聲器穿孔隔板上的穿孔區域網格進行細化。

圖4 排氣系統分析模型

合理的網格劃分是保證數值計算準確性的前提條件，網格劃分應以不影響最終結果為基本依據，力求達到精確解的同時盡量減少網格數量，以減少計算時間，經過多次試算，最終確定網格總數為241萬個。

3.3 邊界條件

以發動機在額定最高轉速下臺架實驗測得的數據為邊界輸入條件，如表3所示。

表3 額定最高轉速下的邊界條件

4 數值計算結果分析

4.1 壓力場分布

計算得到的排氣系統壓力分布云圖如圖5所示。從圖5可知，氣流每經過一個腔體，壓力呈逐漸遞減的趨勢，同一腔體內壓力變化不大，說明引起壓力損失較大的原因是氣流通過內插管和穿孔隔板時的擴縮損失。該排氣系統壓力損失主要集中在后級消聲器部分，臺架實驗也驗證了這一點。為進一步分析壓力損失產生的原因，需要對排氣系統內速度分布等進行分析。

圖5 排氣系統壓力分布云圖

4.2 速度場分布

計算得到的排氣系統三維流線分布云圖如圖6所示。從圖6可知，催化轉化器內流動接近層流狀態，在前級消聲器內，因無截面突變及管徑變化，氣流流動阻力較小，壓力損失較小。壓力損失主要是氣流與壁面的摩擦損失導致，內穿孔管氣體流速較快，僅有少量氣流通過穿孔流入消聲器腔體內。

圖6 排氣系統三維流線分布云圖

后級消聲器流線和中切面速度分布云圖如圖7所示。在后級消聲器內，氣流由入口管流入第三腔后，經中間插入管流入第二腔內，后經穿孔隔板流入第一腔內再進入排氣尾管。從圖7中可以看出，高速氣流由入口管流入后直接沖擊消聲器殼體壁面，中間插入管流入第二腔體內也直接沖擊殼體壁面，流入出口尾管也有部分氣流沖擊殼體內壁面，這導致了較大的能量損失且容易產生噪聲；氣流在消聲器內流動較紊亂，氣流不停地相互碰撞、旋轉，在腔內產生較多的渦流區域，渦流帶動氣流旋轉，一部分與殼體、隔板相互摩擦，一部分與周圍氣體相互碰撞，將氣體動能轉變成熱能等其他形式的能量，造成較大的壓力損失。

圖7 后級消聲器流線和中切面速度分布云圖

4.3 湍動能分布

湍動能反應的是氣流運動的強烈程度，消聲器氣流再生噪聲主要是氣流碰到阻礙物后產生湍流而引起的，湍動能分析能對氣流再生噪聲做出一定預測。后級消聲器穿孔及隔板較多，因此主要分析后級消聲器的湍動能分布，圖8為后級消聲器中切面湍動能分布云圖，湍動能較大區域主要位于中間插入管、出口尾管內，氣流沖擊殼體內壁面附近湍動能也較大，隔板穿孔上產生的射流區域湍動能也較大，湍流引起的脈動能量大。

圖8 后級消聲器中切面湍動能分布云圖

后級消聲器的內入口管、插入管及出口尾管中心線上速度隨著軸向距離分布云圖如圖9所示，隨著距離增大，中心線上速度逐漸減小，入口管速度變化較平緩，因此湍動能分布較均勻，中間插入管及出口尾管速度突變較大，因此湍動能分布不均，且插入管內最大速度達到了260 m/s左右，速度較大，此處湍動能也較大，可能會引起氣流噪聲。

圖9 后級消聲器內管中心線上速度分布

因此，需對排氣系統壓力損失較大的后級消聲器進行結構優化設計，降低壓力損失，并盡量降低產生氣流再生噪聲，提高排氣系統的降噪性能。

5 優化分析

5.1 結構優化

根據以上分析，優化方案去掉了中間內插管，將出口尾管上的寬頻共振器向后移動，將入口管尾端堵住，并在管上開有均布的孔，其余結構保持不變，優化前后方案如圖10所示。

圖10 后級消聲器原方案與優化方案

5.2 優化方案數值計算結果分析

表4為在額定最高轉速下冷端測點優化前后的背壓值。由表4可以看出，該優化方案流動特性得到明顯改善，背壓相比原方案降低45%左右。

表4 額定最高轉速下優化前后冷端測點背壓 kPa

圖11和圖12分別為優化方案數值仿真所得三維流線分布云圖和后級消聲器中切面速度分布云圖。分析可知，優化方案的后級消聲器內流動特性有所改善，腔內氣流產生的渦流區域減少，降低了能量損失；氣體流速相對原方案有所降低，氣流速度降低，降低了穿孔處高速氣流引起的噴注噪聲以及由氣流高速噴射引起的局部湍動[9-10]。

圖11 排氣系統優化方案的三維流線分布云圖

圖12 后級消聲器優化后的流線和中切面速度分布云圖

圖13為優化后的級消聲器中切面湍動能分布云圖，分析可知，優化方案減少了氣流與消聲器殼體內壁面的碰撞，腔體內湍動能較大區域有所減少，改善了腔體內氣流的流動均勻性，有利于降低壓力損失和減少氣流噪聲。

圖13 后級消聲器優化后的中切面湍動能分布云圖

5.3 實驗驗證

為了進一步驗證優化方案是否滿足設計要求，在實驗室臺架上對優化方案進行了測試，測試條件與原方案保持一致，原方案與優化方案背壓測試結果對比如圖14所示。分析可知，在整個轉速范圍下優化方案背壓下降明顯，在6 000 r/min轉速下，冷端排氣背壓下降至33 kPa左右，該優化方案可滿足背壓設計要求。圖18和圖19分別為測試所得原方案和優化方案的尾管噪聲頻譜圖。分析可知，在2 000 r/min～6 000 r/min轉速范圍內，優化方案能量集中區域大幅減少，有利于降低噪聲。

圖14 原方案與優化方案冷端背壓測試結果

圖15 原方案尾管噪聲頻譜圖

圖16 優化方案尾管噪聲頻譜圖

6 結論

(1)基于臺架實驗得到了排氣系統背壓產生的部位，基于計算流體動力學方法建立了排氣系統分析模型，得到排氣系統內氣體流動特性，聯合運用實驗分析方法和數值分析方法對排氣系統進行低背壓結構設計的優化。

(2)針對原排氣系統背壓較大問題，通過對異性消聲器進行低背壓的優化設計，合理控制消聲器中穿孔管開孔位置、插入管長度等，在發動機全轉速范圍下，降低了排氣背壓，提高了降噪性能，并通過實驗得到了驗證。

(3)減少氣流與殼體壁面的相互碰撞，提高消聲器腔體內的氣流均勻性，降低氣流的湍動能，有利于降低壓力損失并減少氣流噪聲。