汽车排气系统机械性能试验方法研究.doc

1、1汽车排气系统机械性能试验方法研究摘要：本文从流体性能、声学性能两个方面对汽车消声器总成的消声性能进行了分析，具有一定的理论价值和实用价值。 关键词：汽车；消声器；消声；分析 中图分类号：U467.4+8 文献标识码： A 1 流体性能的分析 1.1 消声器模型的建立 发动机燃烧废气经前消声器进入后消声器入口管，少部分气体由入口管小孔进入后消声器第一腔，然后从出口管流出；大部分气体则由后消声器入口管直接进入第二腔，然后经由第一腔隔板进入第一腔后再从出口管流出，后消声器第三腔是吸声材料，一般认为气体是不能通过的，只有声波可以通过。 1.2 流体性能分析 流体对声学性能的影响主要体现在以下几个方面

2、：针对阻性消声材料，气流对消声器有声衰减作用；气流速度过高也会产生再生噪声，影响消声器的插入损失；同时，流体除了影响消声器声学性能外，在本身流动过程中也会有一定的压力损失，造成发动机功率下降，所以消声器的流场分析也是消声器研究性能之一。消声器总成的前消声器横截面积较小，结构单元简单，流体流场的温度梯度、压力梯度变化不大，为了提高计算效率，对前消不做流体分析，以后消作为流场研究的重点，2研究其温度、流速变化和压力损失。 后消有限元模型的建立 在进行有限元计算之前，首先要进行模型网格的划分。利用 UG 建立消声器三维模型，导入 Hypermesh 进行网格划分。划分网格时，如果划分的过密则会大大影

3、响求解速度；如果划分过稀，将影响求解精度。因此，为了保证精度和计算速度，在穿孔管处进行网格细化，并且面网格用标准的三角形网格，以提高体网格的质量。图 2 为消声器总成后消体网格生成图，生成的网格数为 90191。 后消声器流体分析边界条件的施加 流场计算选用了 Gambit 和 Fluent 软件，该软件可以模拟包括流体流动、传热以及一些附加的物理化学反应。它采用的离散方法是基于有限元的有限容积法。 排气系统中气体特性，不需要考虑管壁的结构振动，建模时只建立内腔流体网格。1）流体材料；常温常压下的理想空气来代替排出的废气。声波在 800K（500 度左右）时的声速为 674.96m/s，其中

4、T 为绝对温度。消声器内部最高流速为 157m/s，小于可压缩和不可压缩气体的经验界限值 0.3 马赫数(0.3*674.96m/s=202.48m/s)，即可认为在这些工况下，消声器内部气体的流动可以看作是不可压缩的。2）湍流模型；湍流(Turbulence)，也称为紊流，是一种高度复杂的非稳态三维流动，也是一个非线性的复杂过程。本节的流场分析采用了标准的 k- 模型。 3）管壁（wall）为光滑、非渗透性的，管壁没有滑移（没有运动，没有壁面速度） ，即流体在壁面边界上的速度设为 0。参考一般汽车消声3的后消性能参数，消声器入口处流速为 20m/s，其入口速度大小的设置并不影响流场速度梯度的

5、分布，改进前后在同一个边界条件下进行仿真分析，是具有可对比性的；进气温度为 800K，出口处绝对压力为101000Pa，这里加的是相对大气压的参考压力 0Pa。 消声器流场分析 消声器流场计算结果包括消声器的速度、温度和压力分布。下面分别对它们的分布特点进行阐述。 1）温度场分布 最高温度为入口温度 800K，温度较小出现在消声器尾端 420K 左右，其中在消声器第二腔插入管与隔板正对处，温度梯度较小，整个后消声器的平均温度在 620K 左右。 2）压力场分布 流场压力在消声器第一腔第二腔变化梯度并不大，主要压力损失是由插入第二腔的插入扩张结构引起，如果能减小插入管的长度，理论上应该能对压力损

6、失有减少作用。在仿真边界下，整个消声器压力算是在400Pa 左右，符合一般消声器压力损失的数量级。 3）流场速度分析 由于流场速度影响消声器的再生噪声，通过流体仿真可以做定性的分析，通过对比优化前后的速度，衡量再生噪声是否增加。 流速较大的地方在消声器插入管处，其他空间流速都很低，且从入口的最大流速到出口流速，流速的变化并不算大，这也是压力损失较小的原因之一。考虑气体流动和不考虑气体流动时的消声器传递损失变化4较小，一般流速对消声特性影响不大，只是使大部分频率上消声量稍有下降，频率特性上基本上没有改变。 2 声学性能的分析 由于声学仿真计算的传声损失具有一定的叠加性，可近似看作各腔传声损失的线

7、性叠加，且仿真时有限元模型网格数目大会影响计算的精度，故对前、后消单独进行仿真分析以及结构改进。本节主要从声学角度，分析其消声的频率特性形成原因，以及存在问题。 2.1 声学模型的建立 网格的划分 对消声器整个总成的声学分析采用三维有限元法，声学计算所采用的软件为 SYSNOISE，在 SYSNOISE 中精度是由最大单元控制的，对于有限元或边界元，通常设最大频率时一个波长里至少包含了六个单元，即模型中最大的单元尺寸小于等于波长的六分之一，即 （1-1） 式中，c 是声速，fmax 是最大计算频率。 由最大单元划分原则可知，频率越大，单元边长越小，单元数越大，耗费的计算资源就越多，所以最高频率

8、应根据需要合理确定。人耳可听的频率范围是 20Hz 到 20000Hz，而人耳敏感的频率范围是 1000Hz 到8000Hz，又由于发动机的排气噪声主要集中在 3200Hz 以内，所以选取的计算频率为 20Hz3200Hz，每 10Hz 为一步长。因为 SYSNOISE 中没有前处理功能，所以在 Hypermesh 中对消声器声学模型进行网格划分。考虑到划分网格时，消声器内部穿孔面积会降低，这样会使得其穿孔率减小影5响分析结果，故在建模时加大其孔径，以保证有限元模型的穿孔率跟实际保持一致。 边界条件 由第三章对消声性能影响因素的分析，温度对消声性能的影响是比较大的，尾管效应以及气体流速对消声器

9、消声性能的影响较小，根据流场分析的结果，整个后消声器入口到出口的流速变化不大，故不考虑流速以及尾管效应的影响，只考虑温度对消声器消声性能的影响，图 4 显示气流通过后消声器时，后消大部分地方气流的温度分布在 620K 左右，故不对后消声器取温度梯度来分析，直接取后消的平均温度数值为 620K来计算。由于前消直接与发动机排气管连接，汽车排气的温度一般在900K 到 1200K 之间，在声学计算时，前消声器也取平均温度数值为1000K。考虑温度影响时，一些物理参数随温度的变化可以根据公式（1-2）来计算。 （1-2） 式中，T 为绝对温度，At 为温度为 t时的相应量，A20 为 20时的相应量，

10、n 为温度指数。 2.2 前消声器的消声性能分析 消声器总成的前消有限元模型如图所示，前消声器的轴向长度为820mm，截面为圆形，直径为 65mm，出、入口管（统称为内管）外管同轴，前消出、入口管上均有穿孔，穿孔率为 12.35%，穿孔直径为 3.5mm。由于网格划分时，有限元模型中，内管穿孔处的圆孔会变成该圆的内接四边形形状，影响其穿孔率，故在建模时，适当增加穿孔孔径，使得其穿6孔率保持一致。 汽车排气的噪声往往呈现出较明显的低频特性，故对低频的消声性能做重点研究，当然，高频的消声作用也不能忽略。图为前消声器的仿真曲线，由图可见，前消声器在整个频率范围内共振作用体现的比较明显，且消声频带比较窄，高频的消声效果差。 结论 声学分析针对该消声器总成的前消、后消分别进行，通过分析消声器各结构单元的消声特性，得到以下两个结论：前消声器的共振作用比较明显，消声频带较窄，高频的消声作用较差；后消低频的消声作用主要由后消第二腔的扩张作用以及第三腔部分的共振作用组成，低频的消声性能较差。