汽车排气消声器的三维声学性能分析

2006年(第28卷)第1期汽　车　工　程AutomotiveEngineering2006(Vol.28)No.12006011

汽车排气消声器的三维声学性能分析

原稿收到日期为2004年11月15日,修改稿收到日期为2005年1月24日。

葛蕴珊1,张宏波1,2,宋艳冗1,谭建伟1,张学敏1,韩秀坤1(11北京理工大学机械与车辆工程学院,北京　100081;　21泛亚汽车技术中心,上海　201201)

[摘要]　在利用三维有限元法研究简单结构的消声器的声学消声性能基础上,对于复杂结构的消声器进行了声学性能预测。数值仿真结果和试验结果的良好吻合表明,三维有限元法适合于研究消声器的声学消声性能,具有相当高的精度。同时利用消声器内部的压力云图研究消声器结构对于声波传播的影响,并且应用三维有限元法进一步研究了穿孔率和穿孔管长度对于复杂结构的汽车排气消声器的声学消声性能的影响。关键词:噪声,三维有限元分析,汽车排气消声器,声学性能

AnAnalysison3DAcousticPerformanceofAutomotiveExhaustMufflerGeYunshanl,ZhangHongbol,2,SongYanrongl,TanJianweil,ZhangXueminl&HanXiukunl11SchoolofVehicleandTransportation,BeijingInstituteofTechnology,Beijing　100081;

21PanAsiaTechnicalAutomotiveCenter,Shanghai　201201

[Abstract]　Thenoiseattenuationcharacteristicsofcomplexmufflerareinvestigatedby3Dfiniteelementa2nalysisbasedonthestudyonsimplemuffler.Thegoodagreementofnumericalresultswithtestdataverifiestheap2plicabilityandaccuracyofthefiniteelementanalysis.Mapsofsoundpressureleveldistributioninsidethemufflersaregivenandusedforstudyingtheeffectofmufflerstructureonthepropagationofacousticwave.Andtheeffectofperforationlengthandporosityonthenoiseattenuationperformanceofcomplexautomotiveexhaustmufflerisfurtherinvestigatedindetail.Keywords:Noise,3Dfiniteelementanalysis,Automotiveexhaustmuffler,Acousticperformance

1　前言随着现代科技的迅速发展,汽车的年产量和保有量不断增加,汽车噪声已成为影响人们生活环境质量的重要污染源。我国环保总局于2002年1月发布的GB1495—2002汽车噪声控制法规,要求在2002年10月以后生产的轿车加速行驶车外噪声极限为77dB,货车为78～79dB,2005年1月以后生产的轿车为74dB,货车为76～77dB;并且依据2001国家环保总局发布的汽车加速行驶噪声标准的规定,超过噪声限值的机动车将不得制造、销售和进口,这无疑对汽车行业又提出了新的环保要求和挑战[1]。使用排气消声器是降低汽车排气噪声的有效途径,目前国内的消声器设计主要依靠试验的反复验证,设计的周期长、费用高。所以利用仿真计算的方法研究汽车排气消声器,进行汽车排气消声器性能预测和优化设计是很必要的。以往国内外学者通常运用一维平面波理论对消声器进行研究,需要管道内的流量系数、管壁的摩擦因数、弯曲损失等由稳态流动状态试验测量的单个元部件的参数,与实际有着很大出入。并且应用一维模型又局限于频域范围内的横波,无法考虑实际复杂结构的排气消声器内部的三维声场。所以简单的一维理论不再适用,应采用更加符合实际的三维模型,进行消声器内部三维声场的研究分析。文中利用Sysnoise作为工具,采用三维有限元法研究了简单结构的消声器的消声性能,并与试验结果相比较,论证了三维有限元法研究声波传播的正确性。・52　・汽　车　工　程2006年(第28卷)第1期同时对复杂结构的汽车排气消声器的消声性能进行精确预测,弥补一直以来消声器依据一维平面波理论或试验设计的缺陷,从而实现消声器设计的科学化、现代化、精确化,进而加快提高汽车噪声控制的水平。2　消声器内部声场结合边界条件,控制方程(1)为󰃝2p+k2p=0(1)式中p为声压,k为波数。压力边界条件为p=p(2)速度边界条件为νn=νn(3)阻抗边界条件为p/νn=Zn(4)式中νn为振动速度,Zn为特性阻抗。对于穿孔板壁面,可假定为穿孔边界条件,由于穿孔直径小、数量多,因此需要将穿孔板壁面进行一维的等效,穿孔阻抗的表达式为Z=[01006+jk(t+0175a)]/<(5)式中t为穿孔管壁厚,a为小孔直径,管的厚度影响,β=1/Z。那么进出口的声学变量存在关系p1ρcν1=A　BC　Dp2

ρcν2

(10)

下标1、2分别代表进口、出口。四级参数可以写为A=p1/p2ν1=1,ν2=0

B=p1/(ρcν2)ν1=1,p2=0

C=ρcν1/p2ν1=1,ν2=0

D=ν1/ν2ν1=1,p2=0

(11)

所以膨胀腔的插入损失可以计算求得TL=20log(A+B+C+D)/2(12)

3　模拟计算结果讨论311　进出口管同轴膨胀腔的声学性能膨胀腔是最简单的扩张室式消声器,主要利用截面突变造成声传播通道的阻抗失配,使沿管道传播的声波朝声源方向反射,或者通过改变扩张室和内接管的长度,使前进的声波与反射的声波在管道的不同界面上的反射波之间的相位差180°,发生干涉相互抵消,从而达到消声的目的。

图1　简单膨胀腔的模型如图1所示,进出口管长度011m,直径48159×10

-3

m;膨胀腔的长度28213×10-3m,直径为153118×10-3

m,当声速c=34611m/s时,膨胀腔一维和三维计算的传递损失与试验比较如图2。

图2　简单膨胀腔的传递损失对简单一维平面波传播的消声器,当进、出口管的截面相等时,可以利用下列公式计算传递损失:2006(Vol.28)No.1葛蕴珊,等:汽车排气消声器的三维声学性能分析・53　・TL=10log1+0125m-1/msin2(kl)(13)式中m为扩张比,表示膨胀腔的面积与出口管面积的比值,l为膨胀腔的长度。由图2可以看出,在低于1600Hz时,一维计算模型结果和三维计算模型结果与试验结果都吻合良好;在1600～2530Hz期间,三者存在差别,曲线形状相似;高于2530Hz时,三维模型的计算结果与试验结果仍十分吻合,而一维计算模型却相差甚远,无法近似代替。因此为精确研究消声器的高频声学特性必须采用三维计算模型。同时由图2可以看出中低频时,简单膨胀腔具有较宽、重复的消声频带,消声效果良好,但对于高频消声效果较差,消声频带变窄。分别计算频率为848Hz时平面波传播的膨胀腔内的压力云图和频率为2738Hz时(0,1)阶模态被激励的高次声波传播的压力云图,声波从左侧管道进入,如图3所示。图3　膨胀腔内的压力云图分布由图3(a)可以清晰地看到声波在进出口管和膨胀腔内主要以平面波形式进行传播,各个截面的压力相等。而膨胀腔壁面的拐角处,由于刚性壁面反射的声波较为强烈,影响了局部压力场的分布。由图3(b)可知,膨胀腔内声波的(0,1)阶模态被激励时声波以高次波形式传播,膨胀腔内各个截面的压力不再相等,一维平面波理论不再适用,声场必须利用三维理论进行研究;并且与进气管同侧的膨胀腔的壁面拐角处,声波反射尤为强烈;整个膨胀腔的内部声场中,声波主要呈球面波传播。并且图3(b)与图3(a)相比,进出口的声压级差较大,消声能力强,与图2中对应频率的传递损失分析结果相符合。312　共振腔的声学性能共振式消声器可看成由几个声学作用不同的元件组成。开口管内及管口附近空气随声波振动,为声质量元件;空腔内的压力随空气的膨胀或收缩而变化,为声顺元件;空气在颈处的振动摩擦,由于黏滞阻尼和导热的作用使声能损耗,为声阻元件。计算结构为如图4所示的共振腔,其中d

ν=153119

×

10-3m,lν=24412×10-3m,ec=0,lc=85×10-3m,d

c

=40144×10-3m,dp=45189×10-3m,声速c=

34315m/s,得到传递损失如图5。

图4　共振腔的结构示意图及模型

图5　共振腔的传递损失根据图5中的模拟计算与试验结果可知,当空腔内的入射声波的频率等于共振腔的共振频率时,

引起颈中空气柱产生强烈共振,声能因克服摩擦阻力而消耗,噪声降低,插入损失达到最大;反之,当入射声波频率远离共振频率时,共振腔内的振动减弱,

吸声作用很小。展示当声波频率与共振腔的固有频率f=89Hz相等时共振腔内部的压力云图,如图6

所示。根据图6中的压力云图,声波从左侧管道进入,

压力较高,以平面波形式传播;进入颈处和共振腔后,由于声波的入射频率与结构的共振频率相等,发生强烈共振,压力升高且分布均匀,声能得以消耗;

在进出口管与共振腔的颈处相连处,声波与共振腔