汽车消声器性能分析与设计毕业论文.doc

洛阳理工学院毕业设计论文汽车消声器性能分析与设计摘 要消声器作为控制排气噪声的一种简单而有效的方法，在汽车发动机排气系统中得到了广泛的应用。设计高消声性能、低压力损失的排气消声器是目前汽车噪声控制中的重要课题。本文针对某典型发动机排气系统设计了一款消声器，并对其进行了分析和改进。本文利用声场有限元方法和流场有限容积方法分析了简单扩张腔的声场、 流场分布规律，探讨了气流对消声器性能的影响，结果表明：随着温度的升高，传声损失频谱往高频移动，使得高频消声效果变好，中低频变差；。可见对排气消声器进行设计、分析和改进时不能忽视这些外在因素的影响。根据发动机排气直管噪声频谱特性，设计了一款排气消声器，在此基础上建立实体模型和有限元模型，仿真分析了内部多物理场分布，总结了该消声器的声学特性和空气动力性。结果表明：该消声器在 20100hz、8001200hz 及6002000hz低、中频段的传声损失偏低，高速气流可能导致再生噪声较大，压力损失较大，各腔温度差异大。关键词：排气消声器；有限元；空气动力性；声学特性 performance analysis and design of car mufflerabstractas a effective method of controlling vehicles noise, muffler has been widely applied in exhaust system of engine. it is an important topic to exhaust mufflers that have good attenuation performance and low pressure loss in the field of automobiles noise control. a muffler for a typical exhaust system is designed. the finite element method is applied to simulate it characteristic and to predict it performance so as to have an improved design.the finite element method is applied to analyze the rules of the flow field, and acoustic field inside expansion chambers which is basing on that the influence of temperature and velocity is taken into account. the results indicate that: when temperature rises, the spectrum moves toward higher frequency, which makes the attenuation performance in high frequencies better and that in middle frequencies worse. when the temperature and heat transfer, the velocity of turbulence is rise，and pressure loss is reduced .as a result, these outside factors cant be ignored when designing, analyzing and redesigning an exhaust muffler.an exhaust muffler is designed basing on analyzing the sound of the engine. by building a model of it, different grid meshes are formed based on the calculation characteristic of acoustic field and the flow field. the acoustics and aerodynamics performance of the muffler are analyzed. the result suggests that the sound attenuation pat 20100hz,8001200hz and 16002000hz frequency isnt good , the high-speed flow may bring the air flow regeneration noise ，the pressure loss is little of high and the difference between every chamber is large.key words： exhaust muffler, finite element method, aerodynamics performance, attenuation performance 目录前言1第1章绪论31.1 消声器国内外研究现状31.2 本课题的主要研究目的与内容3第2章 消声器理论基础52.1 声压52.2 声阻抗52.3声功率和声强52.4 级的概念62.5理想流体媒质中的声波方程62.6消声器性能的评价指标72.6.1消声量72.6.2消声频率范围82.6.3阻力损失92.7消声器的分类92.7.1 抗性消声器92.7.2 阻性消声器102.7.3阻抗复合型消声器102.8本章小结11第三章 汽车排气消声器分析设计方法123.1 排气噪声的频率特性123.2 消声器的设计指标的确定123.3消声器结构的确定133.3.1 消声器的结构类型的确定133.3.2 消声器进、出口管的直径 的确定143.3.3 消声器容积的确定143.3.4 消声器截面形状的确定163.3.5 扩张比m 的确定163.3.6 消声器外形尺寸l 和 d 的确定173.3.7 消声器腔数 n 的确定173.3.8 消声器各腔长度的确定183.3.9 消声器内各腔连接方法的确定193.3.10穿孔管扩张腔结构参数的确定193.4消声器声学性能分析方法203.4.1 一维平面波理论分析213.4.2 三维数值仿真分析方法213.5消声器空气动力性分析233.5.1 传统的消声器压力损失计算233.5.2 cfd仿真分析方法253.6消声器的改进设计263.7本章小结27第4章单扩张腔结构的性能分析284.1传声损失的理论分析284.2基于sysnoise的有限元三维声场分析314.2.1 网格划分314.2.2 消声器结构本身的消声特性分析314.2.3 气流对消声器传声损失的影响仿真结果334.3单扩张腔结构的空气动力性分析354.4本章小结36第5章汽车排气消声器的设计375.1消声器结构基本参数的确定375.1.1 排气消声器进、出气管内径、的确定375.1.2 消声器容积及截面形状的确定375.1.3 消声器外形尺寸l和d以及消声器腔数n的确定375.1.4消声器各腔长度的确定385.1.5 消声器结构参数确定结果395.1.6 内插管布置方式及长度确定405.2消声器结构模型的建立405.3声场分析415.3.1 网格划分415.3.2 消声器结构本身的消声特性分析425.4 消声器最终结构的确定435.5本章小节43第6章 总结45致谢47参考文献48外文资料翻译50翻 译56vi前言噪声是工业社会带来的副产品，它与大气污染和水污染一起被认为是当今世界三大公害。与其他两个公害相比，噪声的影响面最广，感觉最直接，人们反映也最多。汽车作为一种主要的交通工具日益普及和增长，因而汽车噪声所造成的环境污染也日益严重。在美国，仅纽约市每月对噪声污染提出的控诉就达三百余件。19661974年，日本全国公害起诉案件中，每年有35%左右是起诉噪声污染的。我国噪声污染也很严重，对北京、上海等十大城市进行的统计表明，环境诉讼事件中的噪声污染案件，在1980年占34.6%，在1981年占44.8%，2010年占63.5%。显然，噪声污染已构成一个社会问题。汽车是城市噪声污染的主要声源。在交通繁忙时刻，大街上的噪声有时高达90db以上，这样强烈的噪声足以干扰人们的谈话等正常活动，并对人的健康产生慢性危害。目前，汽车噪声及其控制已引起人们的广泛注意。汽车所辐射的噪声约占整个环境噪声的 75，而汽车排气系统的噪声又占到了汽车整车散发噪声的 36，排气噪声是汽车的主要噪声源，它通常比其它噪声高 1015db(a)。因此控制排气噪声是控制汽车噪声乃至控制环境噪声的关键。排气噪声是汽车及发动机中能量最大最主要的噪声源，它的噪声往往比发动机整机噪声高10db(a)15db(a)。除基频噪声及其高次谐波噪声外，排气噪声还包括排气总管和排气歧管中存在的气柱共振噪声、气门杆背部的涡流噪声、排气系统管道内壁面的紊流噪声等，此外，排气噪声还包括废气喷射和冲击噪声。排气噪声的控制策略主要是： (1)从排气系统的设计方面入手，如合理设计排气管的长度与形状，以避免气流产生共振和减少涡流。 (2)废气涡轮增压器的应用可降低排气噪声，但最有效的方法还是采用高消声技术，使用低功率损耗和宽消声频率范围的排气消声器。本文对汽车排气消声器进行性能分析与设计，对设计高性能的消声器，降低汽车排气噪声有一定的重要意义。第1章 绪论1.1 消声器国内外研究现状消声器是控制空气动力性噪声的有效措施之一。几十年来，国内外对各类消声器做了大量的理论工作，生产出了不同用途的消声器。特别是80年代以来，随着环境保护科学和噪声控制技术的发展，不少国家已研制和应用了各种系列化的消声器，并建立了专门的消声器的工厂或车间。我国研究、设计、制造各类消声器的单位也日益增多，采用消声器控制空气动力设备的噪声污染，得到了广泛的应用。据统计，目前全国有300多个噪声与振动控制设备生产单位，其中70%左右的单位都生产消声器，消声器型号规格多达几百种。消声器作为降低和控制汽车排气噪声的一种有效途径，在汽车发动机排气系统中得到了广泛的应用，国内外汽车工程界对排气消声系统做了大量的理论分析和试验研究工作，形成和发展了消声器性能分析与设计的理论设计、计算分析方法对消声器的综合性能研究主要包括对消声器的声学性能及空气动力性能的研究。消声器声学性能的研究主要包括声学理论计算法、计算声学法、试验法，另外还包括基于声学理论和试验的神经网络法和其他消声器优化设计方法；消声器的空气动力性能研究方法则主要有传统的理论分析方法、试验测量方法及计算流体动力(computational fluid dynamics)，cfd方法与传统的理论分析方法、试验测量方法组成了研究流体流动问题的完整体系。1.2 本课题的主要研究目的与内容不同类型汽车发射的噪声功率和频谱特性有很大差异。由于物理性能上的差异，以及文化、传统和生活方式的影响，人们对噪声的接纳已经更多地加入了主观因素，对消声器的性能提出了更高的要求。性能的影响因素。本文对单扩张腔消声器进行分析研究，总结了消声器结构参数、气流温度、流速等对消声器综合性能的影响情况，为消声器的设计与改进提供为了设计出高性能的排气消声器，研究消声器综合消声依据。本文针对某一典型发动机排气系统，设计了消声器，预测了其综合性能。本文的具体内容如下：1）总结当前消声器的设计理论和方法，理论分析分析消声器声学性能及空气动力性能的影响因素。2）采用基于三维声学分析 sysnoise 及 ansyscfx 软件的有限元方法计算分析单扩张腔结构的声学性能及空气动力性能，分析消声器结构参数、气流温度等对消声器内部流场、声场、压力场的影响，从而研究消声器中的流场、压力损失、再生噪声等对消声器性能的影响，为消声器的设计与改进提供依据。 3）针对某典型发动机，利用当前消声器的设计方法，确定消声器的结构尺寸，建立三维物理模型；利用 ansa 软件对三维物理模型画网格，分别建立适合声场和流场数值计算的有限元模型。 4）选择合适的进出口边界条件，利用 sysnoise 软件对消声器声场进行计算，探索排气消声器内部结构的声场分布规律；择适合排气消声器的进出口边界条件以及数值计算的相应湍流模型， 利用ansyscfx 软件进行排气消声器内流场三维数值分析，探索排气消声器内部结构的流场分布规律；从而，分析预测消声器的综合性能，探讨影响消声器传声损失和功率损失的主要因素，提出消声器改进方案。5）预测分析各改进消声器的综合性能，选择综合最优的消声器结构，并绘制消声器 2d 装配和零件图。第2章 消声器理论基础2.1 声压声波引起空气质点的振动，使大气压力产生压强的波动称为声压，亦即声场中单位面积上由声波引起的压力增量为声压，用p表示，单位为帕（pa）。通常用声压来衡量声音的强弱。正常人耳能听到的声压是到。2.2 声阻抗媒质在一定表面上的声阻抗是该表面上的平均有效声压 p对通过该表面上的有效体积速度 u（质点振速 v 和截面面积 s 的乘积）的比值：。声阻抗的实数部分为声阻，虚数部分为声抗。声阻抗的倒数为声导纳。对于全反射的刚性壁面，阻抗无穷大，导纳为零；对于吸声系数很高的材料，阻抗很低，导纳很高。声阻抗率是媒质中某一点的有效声压对该点的有效质点速度 v 的比值。在一自由平面声波中，某点的有效声压 p 对该点的有效质点速度 v 的比值称为特性阻抗。它等于媒质密度和媒质中声速c的乘积,。性阻抗反映了介质的声学特性，它随温度和大气压变化，是介质对振动面运动的反作用的定量描述。在温度为 15c 和标准大气压时，空气的特性阻抗大约为416.5pa.s/m。2.3声功率和声强在单位时间内通过垂直于声传播方向的面积s的平均声量称为平均功率（平均声能通量）,即w的单位为w， 1w=1n.m/s。声强则定义为流过垂直于声传播方向上的单位面积的平均声能通量，又称作平均声能通量密度，单位为。定义式为声功率是一个标量，它反映了外力在煤质单元体积上单位时间所做功的大小，也即反映了声源的振动辐射能量的大小；而声强则是一个矢量，它不但反映了声能量的大小，还反映了生能量的流向，声强矢量的指向就是声传播的方向。2.4 级的概念从听阈声压2x10pa到痛阈声压20pa，声压得绝对值数量级相差100万倍，因此，用声压的绝对值表示声音的强弱是很不方便的，再有人对声音响度感觉是与对数成比例的，所以，人们采用了声压或能量的对数比表示声音的大小，用“级”来衡量声压、声强和声功率，称为声压级、声强级和声功率级。表达式分别如下：2.5 理想流体媒质中的声波方程 声场的特征可以通过媒质中的声压、质点速度和密度的变化量来表征。声压、质点速度和密度随空间位置的变化和随时间的变化之间联系的数学表示就是声波的波动方程。为了使问题简化必须对媒质和声波方程做出一些假定，即： 媒质为理想流体，即媒质中不存在粘滞性，声波在这种理想媒质中传播时没有能量损耗； 没有声扰动，媒质在宏观上是静止的，同时媒质是均匀的，因此媒质中静态压强静态密度都是常数；声波传播时，媒质中稠密和稀疏的过程是绝热的；媒质中传播的是小振幅声波，各声学参量都是一级微量，即声压 p 甚小于媒质中静态压强，质点速度 v 甚小于声速，质点位移甚小于声波波长；媒质密度增量甚小于静态密度。声振动作为一个宏观的物理现象，必然要满足三个基本的物理定律：牛顿第二定律、质量守恒定律及描述压强、温度和体积等状态参数有关的物态方程。运用这些定律就可以分别推导出媒质的连续方程，即与 v之间的关系；运动方程即 p与 v之间的关系；状态方程，即 p与之间的关系。连续方程就是质量守恒定律，是物质在媒质中不增也不减的数学描述，它说明进入一个小体积边界的物质量等于小体积内所增加的量。运动方程是由牛顿第二定律推导而得，即作用于流体微团上的合力，等于流体微团的动量变化率。气体状态方程，声波在理想介质中传播时，因波动过程很快，压缩和膨胀所需时间比热传导所需时间短的多，介质还来不及与相邻部分进行热交换，故将声传播过程视为绝热过程，并满足绝热规律。波动方程是由上述三个方程导出的声波传播方程。2.6 消声器性能的评价指标2.6.1 消声量通常用消声量来评价消声器的声学性能，而评价排气消声器的消声量常用指标有插入损失与传声损失。(1)传声损失传声损失也称为消声器的隔声量，表示消声器输入和输出噪声能量的相对变化关系，定义为消声器入口和出口的声功率级之差。其数学表达式如公式（2.1）所示。 (2-1) 式中： -消声器入口与出口端的声功率(w)； -消声器入口与出口端的声功率级（db）；在汽车发动机排气消声器中，一般情况下进、出口的断面面积是相等的，则上式可化为： （2-2） 式中，分别为进、出口断面面积，分别为进出口断面处的声强，为进口界面处的入射声压， 分别为出口处的透射声压。(2)插入损失消声器的插入损失定义为在空间某固定点所测得的安装消声器前声压级之差或声功率之差。即： (2-3)式中： 为安装消声器前后在某固定测点的计数声级， 为安装消声器前后在某测点的声压。传声损失反映了消声器本身的传递声波特性，通常对消声器进行理论分析和设计计算时采用传声损失 比较方便，通常所称的消声量一般均指传声损失，故本文所指的消声量便是传声损失。2.6.2消声频率范围消声器的频率特性：在各个频率或频带上的消声量。一般以倍频程和 1/3 倍频程表示消声器的频率特性。消声器的频率范围是指消声量显著的频率和频带。一般要求消声的有效频率带范围越宽越好，人敏感的频率范围应有足够的消声量声源发射噪声大的频率段应有较大的消声量。2.6.3 阻力损失用阻力损失来评价消声器空气动力性能，具体评价指标一般用压力损失和阻力系数表示。压力损失就是待测消声器存在平稳气流时，消声器进口端与出口端平均全压的降低量。参照 gb/t4760声学消声器测量方法 ，在根据消声器流体动力学仿真结果进行压力损失计算时，在进口和出口端管道的平直部分的中部，各选一个测量截面，在给定气流速度下分别测出两个截面上的平均动压和静压，求出平均全压，由消声器两端平均全压的降低量得出压力损失。当消声器两端管道截面面积相同时，压力损失就等于两端静压之差。消声器的压力损失大小，不仅与消声器的结构形式有关，而且与通过消声器的气流速度也有关，因此在用消声器的压力损失表征消声器的空气动力性能的同时，必须同时注明通过消声器的气流速度。对于汽车排气消声器，通常用功率损失评价消声器空气动力性能，反映了消声器阻力损失对发动机性能影响的指标。消声器功率损失定义为：内燃机在标定工况下不装消声器时的功率与安装消声器后的功率 之差和 的比值，即： (2-4)式中：未使用消声器时发动机的有效功率； 使用消声器后发动机的有效功率；一般要求功率损失2.7 消声器的分类消声器的种类很多，根据消声原理的不同可大致分为为抗性消声器、阻性消声器以及阻抗复合式消声器等。2.7.1 抗性消声器抗性消声器的消声原理是利用管道中声学性能突变的交界面处声波将被反射和折射的性质，在管路上加装截面突然扩大或缩小，或旁接共振腔的通道，使声音不通过而达到消声的目的。抗性消声器的特点是在低中频率范围内具有很好的消声效果，且能在高温、高速、脉动气流下工作，很适宜作为发动机等的排气消声器。抗性消器又可分为扩张式、共振式以及干涉式几种：扩张式消声器是利用管道截面的突然扩(或收缩)，造成通道内声阻抗突变，使沿管道传播的某些频率的声波不能通过消声器进行消声的；共振式消声器则是通过共振原理来进行消声的，即当声波频率达到与共腔固有频率一致时产生共振，使这部分频率的声能由于摩擦变为热能而耗散，从而达消声的作用；此外还有干涉式消声器，它是根据声波干涉原理制成的。总的来说，抗性消声器对中低频噪声消声效果好，高频较差。2.7.2 阻性消声器阻性消声器是将吸声材料安装在气流通道内制作而成的。当噪声沿消声器管道传播时，声波便“分散”到多孔的吸声材料里，激发多孔材料中无数小孔内的空气介质振动；由于摩擦和粘滞作用，将部分声能转变为热能耗散掉，从而达到消声的目的。 阻性消声器类型繁多，按照气流通道的构造型式可分为直管式、片式、蜂窝式、折板式、声流线式和盘式等若干种。2.7.3 阻抗复合型消声器阻抗复合式消声器的原理，可以认为是阻性消声器原理和抗性消声器原理的结合。阻抗复合式消声器把对中高频消声效果较好的阻性消声器和对中低频消声效果较好的抗性消声器组合在一起，从而取得较好的消声效果。常用的阻抗复合型消声器一般是将扩张室、共振腔和声材料组合在一起构成的消声器，但由于声波的波长比较长，阻性和抗性形式消声器复合在一起有声音的耦合作用，互相影响，所以不能看作式简单的叠加关系。设计或选用阻抗复合式消声器，要注意把抗性消声器部分放在气流的入口端，而阻性消声部分放在其后。由于噪声法规和标准的发展，单一的阻性消声器或抗性消声器己很难满足现代发动机在宽频带噪声控制方面的需要。选用阻抗复合型消声器是以后消声器发展的必然势。2.8 本章小结本章对声压、声强、声阻抗等消声器的相关声学理论概念做了介绍，并介绍了消声器的评价指标和结构类型，为后面消声器结构的选择与消声器的性能分析做准第三章 汽车排气消声器分析设计方法3.1 排气噪声的频率特性内燃机工作时，废气以脉冲的形式从排气缝隙中喷出，产生能量很高、频谱很复杂的噪声。这种噪声呈现出明显的宽频带特征，随着内燃机结构、种类以及内燃机转速等的不同，将会有不同形状的频谱。内燃机的排气噪声一方面通过气道内的气体传播，另一方面激励气道壁振动，产生二次噪声。排气噪声的组成主要分为：低频脉动噪声、排气管道内的气柱噪声、气缸的赫尔姆霍茨共振噪声、高速气流在通过排气门环隙及曲折的管道时所产生的喷注噪声、涡流噪声以及排气系统在管内压力波激励下所产生的再生噪声形成连续性高频噪声。汽车的排气噪声呈明显的低频性，能量主要集中在基频及其倍频的范围内；中频范围主要是排气管内气柱震荡的固有噪声；高频范围内主要包括燃烧噪声和气流通过其口的空气动力噪声，频率在 i000hz 以上，并且随气流速度增加，频率显著提高。大量实验表明，排气噪声的强弱与内燃机的类型、排量、功率、转速、平均有效压力和排气口的面积直接相关，且气噪声随排量、转速、功率、平均有效压力的增加而提高。内燃机周期性燃烧过程和进、排气门开闭时所产生的低频脉动冲击噪声的基频及其谐波频率： （3-1）式中 n为内燃机主轴转速；i为气缸数;k为谐波序数；为冲程系数，对于二冲程 =1 ，四冲程= 2。 3.2 消声器的设计指标的确定由于汽车排气消声器需要在不同负荷、不同转速下工作，这就要求排气消声器在不同温度、流速下，在宽频带范围具有较高的消声值，较低的功率损失.重要的是选择合理的设计指标.国际上评价汽车噪声通常采用以一定工况加速或匀速行驶时产生的a计权整车噪声级作为评价量.汽车噪声是一个典型的综合噪声源，包括排气噪声、发动机噪声、车体振动噪声等.排气消声器的功能仅是降低排气噪声.消声量过大，牺牲发动机功率和增加成本，并不能进一步降低整车噪声.反之， 消声器的消声量过小， 排气噪声仍是主要噪声源，达不到降低整车噪声的目的.消声器的合理设计指标取决于车辆类型和其它噪源的强度.针对我国汽车噪声的现状，表 3.1所列各类消声器推荐设计指标是合理可行的。各类消声器推荐设计指标 表3.1车辆类型插入损失il.db(a)功率损失比.%摩托车20255载重汽车20255工程车辆15305大中型客车25305小轿车30403000 rpm,这时第一腔长度l1主要应考虑中低频成分中最突出的噪声频率。即对发动机直管噪声的分析，根据直管排气声频谱合理选择第一腔对应的中心频率。第一腔的长度 l1应取其中心频率波长的 1/4, （3-13） （3-14）式中：c 为膨胀腔内声速(m/s)，te为标定功率时排气温度(k)。 第一腔长度 l1 确定之后,第二腔长度 l2、第三腔长度 l3 等便可相继确定。l2=l1/2,l3=l2/2。目的是为了实现消除低、中、高频噪声的全频消声。 确定各腔长度后， 还应将由各腔长度确定的总长与有扩张比 m 和消声器容积确定的总长综合比较，若有矛盾还需做微量调整以最终确定能实现两者协调的消声器外形尺寸 l 和d以及各腔长度 等各尺寸参数。 确定消声器各尺寸参数后，还需根据公式（3.15）和（3.16）确定消声器消声频率的的上下限。 (3-15) (3-16)式中：c为扩张腔内声速(m/s） ；d为扩张室截面特征尺寸(m)；f0 为消声器共振频率；s 为扩张腔的横截面，l为消声器各腔的长度，v为消声器各腔对应的容积。3.3.9 消声器内各腔连接方法的确定由一维声波理论得到简单扩张腔村在通过频率，可以通过采用插入管及多节扩张腔串联。 消声器内各腔的长度确定之后， 腔与腔之间可用管子或开小孔连通，只要流通面积一定，本质上无多大差别。采用插入管连接时，插入管的长度为 l/2可以消除偶数倍通过频率，而插入管长度为 l/4 可以消除奇数倍通过频率，故插入管连接时，其插入管长度可用 l/2 和 l/4 相互匹配，实际应用时，插入管长度可比计算长度减少(0.30.4)d（其中，d为插入管内径） 。试验证明，中心对正插入管的性能差些，插入深度越大，阻力系数越大，性能下降越多。随着两插入管的接近，高速脉动气流越不能在消声器中得到充分膨胀，排出气体仍以脉动形式从排气管中排出，出入口处排气产生的涡流越强，因而在某些频率形成再生噪声。因此，最好是采用错开式内插管，它能避免简单膨胀腔出现通过频率的缺点，又能使气流在消声器内得到充分的膨胀，因而消声性能较好。3.3.10穿孔管扩张腔结构参数的确定由于扩张腔结构的低频消声效果不是很理想，往往设计消声器时需要将扩张腔结构与穿孔管共振腔结构相结合，以弥补扩张腔结构低频消声量不足的缺陷。 共振腔消声器是由一段开有若干小孔的管道和管外一个密闭的空腔所组成。小孔和空腔组成一个弹性振动系统,当气流的声波频率和共振腔振动系统的固有频率相同时,这个振动系统就发生共振,孔颈中具有一定质量的空气柱运动速度加快,摩擦阻力增大,大量声能转化为热能而消耗掉,从而达到消声的目的。共振腔消声器的共振频率见公式（3.17） (3-17)式中：c声速;v共振腔体积;g传导率,是一个以长度为单位的物理量由公式（3.18）确定。 （3-18 )式中：d孔径;t板厚。工程设计中,穿孔管的消声量可按公式（3.19）计算。 （3-19）式中，k与共振腔消声器消声性能有关的无量纲常数。 （3-20）式中，s消声通道截面积。由公式（3.17） 、 （3.18）可确定穿孔直径。由公式（3.19） 、 （3.20）可知穿孔直径直接影响着穿孔管的消声性能，实际上穿孔管的消声特性有与穿孔管的位置及穿孔率有关。3.4消声器声学性能分析方法由于消声器的声学性能评价指标中传声损失反映的是消声器本身的传递声波特性，不受声源管道系统和消声器之后尾管的影响，故对消声器进行理论分析和设计计算时，采用传声损失比较方便。消声器声学性能分析方法主要有：基于一维平面理论传统的消声结构分析法和三维数值仿真分析方法。3.4.1 一维平面波理论分析如果消声元件的轴向尺寸比其径向尺寸大得多，为便于分析，将内部声波近似简化为平面波，即声压只与一个轴向位置有关。则波动方程简化为：对于角频率为的简谐波，其一般解为： 式中，号表示反向声波，号代表正向声波。a 为声压幅值， 为初始相位角。3.4.2 三维数值仿真分析方法在消声器截面几何尺寸较小,且噪声频率不太高时， 一维平面波理论分析法是适用的;但噪声频率提高后,在消声器扩张室内存在有高阶模式波,而且由于实际的排气消声器具有复杂的结构,其内部声波本质上是三维的。 三维数值方法在整个求解域上使模型离散化,并求解波动方程,不需对波动方程和边界条件进行简化,能够比较直观和准确地分析复杂的消声结构，故三维数值方法在计算传声损失方面得到了广泛的应用和发展。传声损失的计算方法主要有传统法、四极传递矩阵法、三点法等三种。本文利用声学计算软件 sysnoise 进行声场分析，并采用三点法计算分析消声器的传声损失1） 传统法传声损失的定义是入射声功率和传播声功率之比。假设消声器进口和出口截面相等,空气温度和密度不发生改变,则传声损失可表达为 （3.21）式中, 为直管进口的入射声波声压均方根； 为消声器出口的透射声波声压均方根； 、 别通过计算直管和消声器两个模型得到,直管和消声器分别需要施加相同的边界条件,即进出口管施加c(、c 分别为空气密度和声音在空气介质中的传播速度)的阻抗,同时进口管施加单位振动速度。2） 四极传递矩阵法使用四极传递矩阵法需要计算进出口声压和振动速度,矩阵形式的方程为式中,、 分别为消声器进口和出口声压;、 分别为消声器进口和出口振动速度,并且： (3-23)四极传递矩阵法的传声损失为 (3-24)3） 三点法为了提高消声器传声损失的计算速度,wan 提出了三点法。三点法类似于用在传声损失测量的四传声器法,与传统的四极传递矩阵法相比,它仅需要单个边界类型来获得每个频率下的传声损失。故本文有限元法分析计算传声损失时采用的方法便是三点法。消声器进口需要均匀的速度或声压来获得激励,只要在进口管和出口管内高阶模态不被激起,认为声波为平面波。出口管需要施加吸声终端和c的阻抗,这样由于吸声终端出口管内仅有透射声波。如图3.1所示。其中,3点为出口管上的点,透射声压,进口管内的声波包括入射声压和反射声压,1点和2点分别是进口管上的两点,z1和z2是两点消声器轴向坐标。在进、出口管道中，我们认为声波满足平面波原理即满足声波方程： (3.25)式中，第一项为直达声及入射声，第二项为反射声，故对于每个频率下上式可化简为： (3.26) 因此1点、2点的声压可表达为式中，称为波数；为入射声压，分别为反射声压。 图（3.1）通过上述公式可求得，结合3点的声压代入传声损失计算公式： (3.27)式中，为进口界面处的入射声压，出口处的投射声压。3.5消声器空气动力性分析消声器的空气动力特性评价指