（动力机械及工程专业论文）某微型车排气系统流场数值模拟.pdf

i l ll li ii iif lj l llr iiii y 18 8 0 4 91 独创性声明 本人声明，所呈交的论文是本人在导师指导下进行的研究工作及 取得的研究成果。尽我所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外， 论文中不包含其他人已经发表或撰写过的研究成果，也不包含为获得 武汉理工大学或其它教育机构的学位或证书而使用过的材料。与我一 同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说 明并表示了谢意。 期：型l 塑 关于论文使用授权的说明 本人完全了解武汉理工大学有关保留、使用学位论文的规定，即 学校有权保留、送交论文的复印件，允许论文被查阅和借阅；学校可 以公布论文的全部或部分内容，可以采用影印、缩印或其他复制手段 保存论文。 ( 保密的论文在解密后应遵守此规定) 毕1 日期：坐! 生氐翌 武汉理工大学硕士学位论文 摘要 排气系统主要由三效催化器、波纹管、消声器、法兰和联接管道等部件组 成，是汽车减排降噪的重要组成部分，同时也影响汽车的行驶动力性和燃油经 济性。过去对汽车排气消声器的设计主要基于平面波理论仅考虑声波传播。近 年来研究表明排气系统流场也会产生较大的气流噪声，影响系统声学性能。随 着各种c f d ( c o m p u t a t i o n a lf l u i dd y n a m i c s 计算流体动力学) 软件的普及应用， 越来越多的企业和机构用三维c f d 软件模拟排气系统流场。但当前大多数排气 系统c f d 分析采用空气近似发动机排气来计算系统流场，这将导致比较大的误 差。本文使用模拟所得的发动机排气参数通过f l u e n t 软件仿真计算排气系统三 维流场，并同时利用宽频噪声源模型计算其声功率级分布，将声场和流场结合 起来进行分析，最后进行相关试验验证。 本文首先根据某款发动机结构和性能参数在g t - p o w e r 软件中建立四缸汽油 发动机模型，分析得到发动机相关指示性能指标和有效性能指标来验证模型的 正确性；同时分析3 种后消声器设计方案的系统和局部背压值并进行对比。方 案1 系统背压最大，方案2 次之，方案3 最小。可以发现，排气消声器内部结 构越复杂，背压越大，声能量耗散越多，此时消声器消声性能也越好。从发动 机和排气系统相关位置提取发动机排气参数，为进一步进行排气系统c f d 分析 提供输入条件。 然后根据排气系统结构在u g 软件中建立排气系统流场三维实体模型，导入 g a m b i t 软件中划分有限体积离散网格及设置流体边界，在f l u e n t 软件中进行排 气系统c f d 分析，得到排气系统的压力、温度、速度、湍动能和声功率级分布， 并根据流体力学、传热学和气动声学理论分析其流场。可以发现，在排气系统 消声器内部各种小孔出入流、内管管口入流、出口冲击射流等是消声器主要的 流动能量耗损区域。这些位置一般涉及到气流过流断面的突扩、突缩以及气流 的弯曲转向，产生较强的局部湍流区域，伴随着漩涡对的配对、分离和脱落以 及气流扰动等现象，可能引起较大的气流再生噪声。本文综合背压、消声量和 防锈蚀性等方面最终选用方案l 为最优方案。 最后将所设计的3 种排气系统方案与发动机匹配进行系统背压测试和尾管 噪声测试，验证仿真分析的正确性并为今后仿真分析和消声器优化设计提供参 武汉理工大学硕士学位论文 考。 关键字：排气系统，计算流体动力学，消声器，背压，声功率级 武汉理工大学硕士学位论文 a b s t r a c t e x h a u s ts y s t e mi sm a i n l yc o m p o s e do fc a t a l y t i cc o n v e r t e r , c o r r u g a t e dp i p e ， m u f f l e r s ，f l a n g e sa n dc o n n e c t i n gp i p e s ，i ti sa ni m p o r t a n tp a r to fe m i s s i o na n dn o i s e r e d u c t i o no fa u t o m o b i l e a n da l s oh a sa ni n f l u e n c eo na u t o m o b i l ed y n a m i c sa n dr u e l e c o n o m y i nt h ep a s t , t h ed e s i g no fe x h a u s ts y s t e mw a su s u a l l yb a s e do np l a n ew a v e t h e o r y , o n l yc o n s i d e r e dt h et r a v e lo fs o u n d r e c e n tr e s e a r c hi n d i c a t e st h a tt h ef l o w f i e l do fe x h a u s ts y s t e mc o u l da l s op r o d u c es o m ef l o wn o i s e sw h i c hw o v e nt h e s y s t e m a c o u s t i c p e r f o r m a n c e w i t h t h e w i d e s p r e a da p p l i c a t i o n s o fc f d ( c o m p u t a t i o n a lf l u i dd y n a m i c s ) s o f t w a r e s ，m o r ea n dm o r ec o m p a n i e sa n d i n s t i t u t i o n ss i m u l a t et h ef l o wf i e l do fe x h a u s ts y s t e mw i t ht h r e ed i m e n s i o n a lc f d s o f t w a r e s h o w e v e r , t h em a j o r i t yo fc f ds i m u l a t i o n sc a l c u l a t es y s t e mf l o wf i e l db y u s i n ga i rt oa p p r o x i m a t ee x h a u s tg a s ，i tw i l lc a u s eb i ge r r o r s t h i sp a p e r , u s i n g e x h a u s tg a sw h i c hc a l c u l a t e df r o ms i m u l a t i o n ，a n a l y z e dt h r e ed i m e n s i o n a lf l o wf i e l d a n dc a l c u l a t e ds o u n dp o w e rl e v e lo fe x h a u s ts y s t e mb a s eo nb r o a d b a n dn o i s es o u r c e m o d e lb yf l u e n ts o f t w a r e ，u n i f i e dt h es o u n da n df l o wf i e l d ，a n dp e r f o r m e dr e l a t i v e v e r i f i c a t i o nt e s t s f i r s t , t h i sp a p e re s t a b l i s h e df o u r - c y l i n d e rg a s o l i n ee n g i n em o d e li ng t - p o w e r s o f t w a r eo nt h eb a s i so fc e r t a i ne n g i n es t r u c t u r ea n dp e r f o r m a n c e ，i tg o tt h er e l a t i v e e n g i n ei n d i c a t e dp e r f o r m a n c ei n d e xa n de f f e c t i v ep e r f o r m a n c ei n d e xt ov e r i f yt h e c o r r e c t i o no fm o d e l m e a n w h i l e ，i ta n a l y z e da n dc o m p a r e ds y s t e ma n dl o c a lb a c k p r e s s u r eo ft h r e em u f f l e rd e s i g n s p r o j e c to n eh a st h eh i g h e s ts y s t e mb a c kp r e s s u r e ， p r o j e c tt w oi s t h es e c o n d a r y , p r o j e c tt h r e eh a sl o w e s to ft h a t f r o mw h i c h , w e d i s c o v e r e dt h a t ，t h em o r ec o m p l i c a t e dt h es t r u c t u r eo fm u f f l e r , t h eh i g h e rb a c k p r e s s u r eo fs y s t e m , t h em o r es o u n de n e r g yd i s s i p a t i o n , t h eg r e a t e rs i l e n c ec a p a c i t yo f m u f f l e r i tp r o v i d e di n p u tc o n d i t i o n sf o rf u r t h e rc f da n a l y s i sb ye x t r a c t i n ge x h a u s t g a sp a r a m e t e r sf r o mr e l a t i v el o c a t i o n so f e x h a u s ts y s t e m s s e c o n d ，t h i sp a p e rm o d e l e dt h r e ed i m e n s i o n a lf l o wf i e l ds o l i di nu gs o r w a r e a c c o r d i n gt ot h es t r u c t u r eo fe x h a u s ts y s t e m ，i m p o r t e dt h es o l i dt og a m b i ts o f t w a r e f o rm e s h i n gf m i t ev o l u m ed i s c r e t eg r i d sa n ds e tt h ef l o wb o u n d a r i e s ，g o tt h ep r e s s u r e ， i i i 武汉理工大学硕士学位论文 t e m p e r a t u r e ，v e l o c i t y , t u r b u l e n tk i n e t i ce n e r g ya n ds o u n dp o w e rl e v e ld i s t r i b u t i o no f e x h a u s ts y s t e mf i o mc f da n a l y s i sb yf l u e n ts o f t w a r e ，e x p l a i n e dt h er e s u l t su s i n gt h e t h e o r yo fh y d r o d y n a m i c s ，h e a tt r a n s f e rt h e o r ya n da e r o a c o u s t i c s w ef o u n dt h a t , t h e m a j o rf l o we n e r g yd i s s i p a t i v ea r e a sa r e i n f l o w sa n do u t f l o w sa r o u n dh o l e so fm u f f l e r s ， i n f l o w so fi n n e rp i p e sa n di m p i n g i n gj e t sa n ds oo n t h e s el o c a t i o n sc o m m o n l yr e l a t e t of l o w sw h i c ha l ec o n t r a c t e da n de x p a n d e da b r u p t l yo rf l o w so ft u r n e da n db e n t , a l l t h e s ew i l lp r o d u c ei n t e n s el o c a lt u r b u l e n ta l e a sw h i c ha l eu s u a n yw i t hp h e n o m e n a s u c ha st h ev o r t e xp a i r e d ，s e p a r a t e d ，s h e da n dp e r t u r b e d ，m a k em o r ea i r f l o wn o i s e s u l t i m a t e l y t h i sp a p e rc h o s ep r o j e c to n ea st h eo p t i m u mp r o j e c ta f t e rs y n t h e t i z i n g b a c kp r e s s u r e ，s i l e n c ec a p a c i t ya n dr u s t i n e s s ，e t c f i n a l l y , t h i sp a p e rt e s t e db a c kp r e s s u r ea n dt a i lp i p en o i s eo ft h r e ed e s i g n p r o j e c t sc o u p l e dw i t he n g i n e ，v e r i f i e dt h ec o r r e c t i o no fs i m u l a t i o n sa n dp r o v i d e d r e f e r e n c e sf o rf u r t h e ra n a l y s i sa n do p t i m a ld e s i g no fm u f f l e r s k e y w o r d s ：e x h a u s ts y s t e n ：l ，c o m p u t a t i o n a l f l u i d d y n a m i c s ，m u f f l e r s ，b a c k p r e s s u r e 。s o u n dp o w e rl e v e l i v 武汉理工大学硕士学位论文 目录 摘要i a b s t r a c t i i i 第l 章绪论l 1 1 课题背景1 1 2 发动机噪声1 1 3 排气噪声3 1 3 1 排气噪声特性3 1 3 2 排气噪声的分类3 1 3 3 排气噪声控制策略4 1 4 消声器设计发展现状5 1 4 1 国外发展历程5 1 4 2 国内发展历程7 1 4 3 排气消声器设计要求8 1 4 4 消声器评价指标8 1 5 计算流体力学发展现状9 1 5 1 计算流体力学数值解法lo 1 5 2 计算流体力学一般步骤1 l 1 5 3 计算流体力学的发展方向1 1 1 5 4 计算流体力学在排气系统设计中的应用一1 2 1 6 本文研究来源和主要内容1 2 第2 章排气系统流场和气动声学基本理论1 4 2 1 流体力学基本理论1 4 2 1 1 流体的连续介质假设1 4 2 1 2 流体动力学基本方程1 4 2 1 3 均匀流基本方程1 5 2 1 4 紊流运动规律1 6 2 2 空气动力声学基本理论18 2 2 1l i g h t h i l l 理论1 8 2 2 2p o w e l l 涡声方程l9 v 武汉理工大学硕士学位论文 第3 章基于g t - p o w e r 的某款排气系统性能仿真：2 0 3 1g t - p o w e r 软件介绍2 0 3 2 发动机主要性能指标2 0 3 3g t - p o w e r 发动机仿真模型的建立2 1 3 3 1 燃烧模型2 1 3 3 2 发动机内流动模型2 1 3 3 3g t - p o w e r 发动机模型的建立2 2 3 4g t - p o w e r 分析结果，。2 4 3 5 本章小结2 8 第4 章基于f l u e n t 的排气系统流场分析2 9 4 1f l u e n t 软件介绍2 9 4 2 排气系统气体流态的确定2 9 4 3c f d 计算所用仿真模型3 0 4 3 1 湍流模型3 0 4 3 2 催化器载体和吸声材料多孔介质模型3 l 4 4 排气系统流体离散模型建立3 2 4 5 流体分析边界条件3 3 4 6 排气系统c f d 计算3 4 4 6 1 压力分布3 4 4 6 2 温度场分布3 9 4 6 3 速度和湍动能分布4 2 4 6 。4 声功率级分布4 6 4 7 本章小结51 第5 章排气系统试验验证5 2 5 1 背压测试如5 2 5 1 1 试验原理。5 2 5 1 2 试验条件和设备5 2 5 1 3 试验结果及结论5 2 5 2 尾管噪声测试5 3 5 2 1 试验方法5 3 5 2 2 试验条件和设备5 3 v l v 连续 1 8 2 6 1 0 的对 注的 对汽车降噪要求也越来越高。人们常用n v h 指标来评价汽车舒适性，具体包括 噪声( n o i s e ) 、振动( v i b r a t i o n ) 和不舒适性( h a r s h n e s s ) 。汽车是一个复杂的 包含各种性质噪声的噪声源，汽车辐射的噪声能量约占整个环境噪声能量的 7 5 ，其噪声包括发动机噪声、车身振动和流体噪声、车内噪声等。因此对汽车 进行降噪是非常必要的。 1 2 发动机噪声 发动机是汽车的主要噪声源。据资料统计，在我国发动机噪声约占汽车总 噪声的5 5 以上。因此控制发动机噪声是降低汽车噪声总水平的主要和最有效 的措施。发动机噪声按其辐射方式的不同可分为发动机表面向外辐射和直接向 大气辐射噪声。发动机表面向外辐射的噪声包括燃烧噪声和机械噪声，它是发 动机内部燃烧过程和结构振动产生的噪声；发动机直接向大气辐射的噪声源包 括风扇噪声和进、排气噪声等，其又称为发动机空气动力噪声i l j 。 燃烧噪声是由于气缸压力周期性变化而产生的，与发动机燃烧方式和燃烧 速度有关，缸内燃烧形成的压力振动通过缸盖、活塞一连杆一曲轴一机体的途 径向外辐射。机械噪声是由发动机工作时各运动件之间及运动件与固定件之间 作用的周期性变化的力所引起的，与发动机结构动态特性和激发力的大小等因 素有关。活塞对缸套的敲击，配气机构、正时齿轮、喷油系统等运动件之间机 构撞击产生的振动都会激发机械噪声1 2 j 。 武汉理工大学硕士学位论文 风扇噪声由涡流噪声和旋转噪声组成，其中涡流噪声是因为风扇转动使周 围气体产生涡流，此涡流受粘滞力作用又分裂成为一系列分离的小涡流，这些 涡流及其分裂过程使空气发生扰动，形成压缩与稀疏过程而激发噪声，涡流噪 声具有明显的连续谱特征。旋转噪声又称叶片噪声，是由于旋转叶片周期性切 割空气引起空气压力的脉动而产生的。通常在低转速时风扇噪声比发动机本体 噪声低得多，但在高转速时其可能成为主要甚至最大的噪声源。随转速增加风 扇噪声将迅速提高，转速提高一倍，声级增加约l l - - 1 7 d b 。 进气噪声是进气门周期性开闭引起进气管内压力周期性波动而形成的空气 动力噪声。进气噪声的产生机理一般有两种。一种是当进气阀门突然关闭时， 引起进气管内空气压力和速度的波动。这种波动从气门处开始以压缩波和稀疏 波的形式沿着管道向远方传播，并在管道的开口端和固定壁面端之间产生多次 反射，此时进气管道中的气柱由于振动将产生波动噪声；另一种情况是当进气 阀门开启时，活塞由上止点下行吸气，其速度由零变到最大值，邻近活塞的气 体分子也以相同的速度运动，结果在进气管内产生一个压力脉冲，从而形成强 烈的脉冲噪声。进气行程中气流高速流过进气门流通截面时会形成强烈的涡流 噪声，其主要频率成分在1 0 0 0 一- , 2 0 0 0 h z 。进气噪声与进气门结构、迸气方式、 缸径、凸轮型线等设计因素有关。对于同一台发动机而言，转速增加使进气管 中的气流速度增加，波动噪声、脉冲噪声和涡流噪声随之增大，因此进气噪声 主要受发动机转速的影响。转速增加一倍，进气噪声将增加1 0 - 1 8 d b 。对某些 发动机而言，进气噪声有时比发动机本体噪声高出5 d b 左右，是仅次于排气噪 声的主要噪声源。 发动机排气噪声是在发动机排气阀门突然开启后，废气高速冲出阀门进入 排气歧管，最后经排气管冲入大气的过程中产生的噪声。其中，废气通过排气 阀门时产生的涡流噪声最强烈。发动机排气噪声是汽车及发动机中能量最大最 主要的噪声源，其噪声有时候甚至比发动机整机噪声高出1 0 1 5 d b 。除发动机 基频及其高次谐波噪声外，汽车排气噪声还包括排气总管和排气歧管中的气柱 共振噪声、气门杆背部的涡流噪声、排气系统管道内壁的湍流噪声、废气喷射 噪声和冲击噪声等。 2 1 3 排 1 3 1 排气噪声特性 排气噪声的基频为发动机发火频率，其在整个排气噪声频谱中呈现出基频 及其高次谐波的延伸。发动机排气噪声的频率( h z ) 按下式计算： z = 蠢k ( 1 - 1 ) 其中：啪波次，i _ _ 气缸数，卜发动机曲轴转速( r m i n ) ，甜程系数： 二冲程发动机x = l ，四冲程发动机x = 2 。 根据周期性信号展开为傅立叶级数的一般规律知，随着谐波次数k 值的增 加，其幅值将迅速降低，即高谐次排气噪声的声级将迅速降低。在同等条件下 柴油机排气噪声比汽油机大，二冲程发动机排气噪声比四冲程发动机大。发动 机排气噪声呈低频特性，噪声级的大小与发动机排量、转速、功率、平均有效 压力以及排气口尺寸、形状等因素直接相关。 对于同一台发动机，影响排气噪声最重要的因素是发动机转速和负荷。试 验表明，发动机转速增加一倍，空负荷排气噪声增加约1 0 - - - 1 4 d b ，而全负荷时 仅增加5 - 9 d b 。综合各试验数据可以得出排气噪声( d b ) 与发动机排量、转速 和平均有效压力的关系为： 四冲程柴油机：l - - 2 8 1 9n + 2 0 1 9p m c + 1 5 1 9v n + k i ( 1 - 2 ) 四冲程汽油机：l = 2 5 1 9n + 2 0 1 9p i n e + 1 3 1 9v h + k z ( 1 - 3 ) 其中：n 为发动机转速( r m i n ) ；p m e 为平均有效压力( 1 0 m p a ) ；v h 为发动 机排量( l ) ；k l 、k 2 为与发动机结构有关的常数。 排气噪声频谱常包含以下频率成分：以每秒排气次数为基频的排气噪声、 气流喷注和冲击噪声、排气歧管处气流的吹气噪声、管道内气柱共振噪声和气 门杆背部的卡门涡流噪声等。 1 3 2 排气噪声的分类 排气系统的噪声源主要包括空气噪声、辐射噪声、冲击噪声和气流摩擦噪 声，此外还存在排气脉动压力激发管壁的噪声、排气门落座声、可燃物再燃噪 声、气流过流断面突变的湍流噪声和排气门杆涡流噪声等 3 1 。 发动机工作时产生的压力波在排气管道中传播从而形成空气噪声。空气噪 3 武汉理工大学硕士学位论文 声取决于排气管道尺寸和形状。在气流量一定的情况下排气管直径越大空气噪 声越稳定，早期基于纯声学设计的排气系统设计方法主要就是针对空气噪声。 排气管道、消声器等排气系统元件由于机械振动或气流压力波作用而产生 结构振动并对外辐射声波将引起辐射噪声。辐射噪声的大小取决于排气系统和 消声器的结构形状、几何尺寸以及刚度等。值得注意的是，辐射噪声频率与板 壳结构的振动频率相对应。由于管道刚度高于消声元件，所以管道辐射频率一 般较高而消声元件则较低。减少气流声波扰动和优化管道、消声元件的结构特 征( 如双层板壳结构、增加阻尼) 都是降低辐射噪声的重要措施。 排气系统中不稳定气流对管壁和消声器内壁的冲击形成冲击噪声。此外， 在排气管折弯处、消声器突缩突扩等气流过流断面急剧变化的局部位置也将产 生冲击噪声。加大排气管道过渡圆弧以及将气流突变过流断面改为渐变是减小 气流冲击噪声的有效途径。 排气系统中气流流速较高，气流与管壁之间存在较大摩擦阻力引起摩擦噪 声。气流流速、管道和消声元件内壁的表面粗糙度是气流摩擦噪声的主要影响 因素。为减小气流摩擦噪声，应降低气流速度，并使管道和消声元件内壁尽可 能光滑等。 1 3 3 排气噪声控制策略 当前排气噪声的控制策略主要有两种，一是从排气噪声的发生机理，针对 噪声源入手，在不降低发动机工作性能的前提下采取以下措施可降低排气噪声： ( 1 ) 合理设计各歧管和排气管的长度与形状，错开管的声共振频率，减 小壁面气流产生的共振、湍流强度和面积等。 ( 2 ) 优化排气歧管的布置，使吹过管口的气流方向与该管的轴线夹角保 持在最不易策动该管发生共振的角度范围内。 ( 3 ) 在各排气歧管管口及各排气管之间的连接处设计较大的过渡圆角， 以减小断面突变，避免管口存在尖锐边缘，减弱声共振作用。 ( 4 ) 在保证排气门强度和刚度的条件下，尽可能的减小排气门杆直径。 ( 5 ) 减小排气门杆、排气门、歧管和排气道内壁面的表面粗糙度值，以 减小紊流附面层中的湍流强度。 ( 6 ) 废气涡轮增压器在一定程度上可降低排气噪声。 另一种方法是根据发动机背压和噪声限值设计合理的排气消声器以及减小 4 武汉理工大学硕士学位论文 由排气歧管传来的结构振动： ( 1 ) 排气消声器是普遍采用的最有效最直接的降噪手段，设计合理的低 功率损耗( 低背压) 和宽消声频率范围的排气消声器可大大提高排气系统降噪 能力。 。 ( 2 ) 为降低排气歧管的结构振动和噪声传递，可改进排气歧管结构以获 得适宜的振动传递特性，或对排气歧管采取隔振措施。 1 4 消声器设计发展现状 消声器设计由最初忽略温度和气流的纯声学设计发展至现在的声流耦合设 计，经过了八十多年的历程，期间形成了频域法和时域法两种基本理论。频域 法主要包括一维传递矩阵法、三维解析法、有限元法和边界元法等1 4 j 。 传递矩阵法( t r a n s f e rm a t r i xm e t h o d ) 是汽车排气系统声学计算的常用方法。 传递矩阵法基于平面波传播假设和线性声学理论，沿噪声传播路线将消声器分 割成若干子系统，各个子系统的声传递特性用传递矩阵表示。将子系统入口处 和出口处的声压和质点振速作为四端网络的四个状态参量，然后建立输入和输 出端状态参量的矩阵关系式，最后连乘各子系统的传递矩阵就可以得到整个消 声器传递特性。但因为传递矩阵法基本理论中引入了线性声学理论和平面波传 播假设，使该方法只能在较小压力波动幅值和较低平均气流情况下预测范围低 于系统高阶模态的激发频率时才能较准确的预测消声器声学性能。因为当计算 频率较高或消声器结构尺寸较大时消声器内部将出现高阶模态，此时一维理论 不再适用，应该采用精度更高情况更复杂的三维理论分析。 频域法只能计算消声器声学性能而无法考虑实际工作状况下发动机和消声 器的相互影响，时域法基于非线性一维流体动力学理论，使用扩展的非线性一 维有限差分法求解流动方程。时域法不仅能预测消声器的声衰减、插入损失、 尾管噪声、辐射噪声和背压等参数，还能较好的模拟汽车进、排气系统中的热 传递、振荡波和阻塞流等非线性作用。但时域法在模拟计算时需要假设排气系 统中的气流以平面波传播，因此该方法只适用于平面波。 1 4 1 国外发展历程 消声器设计涉及气体的流动、传热传质、振动噪声以及发动机性能等多学 科多领域，是当前动力机械的一个重要课题。消声器设计理论最早可以追溯到 5 八十多年 他采用集中参数单元来近似消声单元，这为近代消声器的发展打下了基础，这 一声学滤波器理论后来得到了进一步发展和应用p j 。 二十世纪五十年代中后期，d a v i s l 6 1 等人采用一维波动方程，用截面突变处 声压和体积振动速度的连续性计算单级、多级膨胀腔和旁支共振腔。i g a r a s h i 等 人采用等效电路的方法计算消声器传递矩阵【7 1 。 早期对消声器的研究一般忽略温度和气流的影响，a l f r e d s o n 等人通过比较 膨胀腔消声器的实际消声量与理论预测值，发现当考虑气流时理论值与实测值 基本一致，而当忽略流动时两者相差较大；s r e e n a t h 和m u n j a l 研究认为忽略温 度梯度的变化也将导致理论与实测值的差异【8 】。因此，研究消声器消声性能时考 虑气流和温度梯度是非常必要的。 七十年代中期，p a n i c k e 分析了具有内插管的膨胀腔的声学特性例；s u l l i v a n 等人分析了穿孔管消声器元件的四极子参数及声学特性，他们在研究中均考虑 了气流的影响i i o l 。 m i l e s 最早研究了在对称面积突变处激励引起二维模式声传播的现象，他使 用己知边界条件和无穷级数构成声压和质点振速的正交函数表达式。在七十年 代末期，e i s h a r k a w y 和n e y f e h 补充了对称膨胀腔二维分析理论，研究了简单膨 胀腔的圆形管道中的声传播，并在不同膨胀比和腔长比的情况下讨论了膨胀腔 的作用，比较解析解和实验结果发现二者很相符。 八十年代初期，p r a s a d 和c r o c k e r 推导了具有平均气流及线性温度梯度的直 管段四极子参数，他们对多缸内燃机排气消声系统的声学性能预测与实测相一 致【l l 】【1 2 】【1 3 】。 p e a t 等人从流体力学基本方程出发，推导出直管段四极子参数表达式；他们 计算了直管段四极予参数和简单膨胀腔的插入损失。p e a t 发现当需要考虑排气系 统温度变化时，可用一系列定常温度单元，其与使用相似的线性温度梯度单元 相比没有明显的精度损失i l 引。 e r i k s s o n 通过实验研究了管道和膨胀腔中的高次模式波效应及进出口位置 对消声器中高次模式波的影响。他指出高次模式波是影响消声器声学特性的重 要因素，应在消声器设计中充分考虑。l 和l e e 研究了具有平均流的圆形膨胀 腔中的高次模式波效应，得到了傅立叶级数形式的声压表达式【1 5 1 ，他们采用推 导的四极参数进行传递损失定量分析，并分别讨论了进出口的相对位置、腔长 6 和平均流 还有 【1 6 】【1 7 1 。目 消声器内 限元及边 1 4 2 国 由于 究也相对 国内汽车企业和研究机构大多以一维平面波理论为指导，采用流体力学简单阻 力系数方法，首先根据相关样品和设计者的实际经验试制几种消声器样件，然 后根据试验结果对消声器样品进行评价。这种方法简单直接，但往往将花费大 量的人力物力而无法满足相关要求。 八十年代后期，国内一些专家学者开始对消声器进行深入研究。赵松龄、 盛胜我着重研究了管道结构中有同轴穿孔管时的声传播特性，并进一步分析了 穿孔管与主管道垂直交叉时的声传播特性，导出了相应结构声传递矩阵的精确 计算公式【1 9 】【2 0 】。 宫镇、蔡超等人以消声器传递矩阵分析方法为基础，给出1 2 种拖拉机的抗 性消声器声学子结构的声传递矩阵，他们以传递损失为评价指标，通过试验验 证了消声器的声学性能【2 l j 。 黄其柏等人考虑到气体流速和温度对消声器性能的重要影响，提出了涉及 气流和温度变化的传递矩阵计算公式，结果显示其传递损失理论计算结果与试 验结果更为接近，但不足的是气流速度和温度的确定主要凭经验取值【捌【2 3 1 。而 对于实际应用中的排气消声器，特别是一些结构复杂的设计方案，其内部流场 是三维非定常流动。蓝军、史绍熙等人利用有限元方法求解计算了发动机排气 消声器的传声特性l 2 4 j 。 陆森林、刘红光等人首先用二维有限元方法计算出消声器的四端子参数， 然后用所求得的四端子参数预估了消声器性能；在此基础上他们初步探讨了扩 张式消声器最高有效上限频率以及扩张室长度对消声器性能的影响，其结论为 消声器设计提供了一定的参考价值幽】。 马强、季振林、张志华等人使用边界元法计算消声器元件的四极特性参数， 7 结合 不稳定流动过程；此外，他们还采用双负载法确定了发动机的声源阻抗和强度， 实现了内燃机排气噪声预报及消声器声学性能分析【2 6 j 。 国内外进行被动消声研究的同时，排气噪声主动控制( 有源消声) 研究也 取得了一定的进展。近年来，清华大学、吉林大学、南京大学、西安交通大学 等高校都在开展这方面的工作。有源消声技术在对管道噪声控制方面甚至已开 始进入实用阶段。但在有源消声技术的通用化过程中也遇到了许多困难，如消 声系统电子装置复杂、电路信号幅度相位失真等，但有源消声自适应技术在计 算机技术不断发展的今天将有很大的发展前景。 1 4 3 排气消声器设计要求 ( 1 ) 消声性能好，在整个排气噪声频率范围内有足够的消声量，同时应 力求降低气流再生噪声。 ( 2 ) 气流流动阻力小，即消声器背压小，消声器消耗的内燃机功率应尽 可能小。 ( 3 ) 耐高温、防腐蚀，机械性能好，工作平稳可靠，使用寿命长；消声 器壳体和内部穿孔隔板刚度好，防止激发机械振动引起的辐射噪声。 ( 4 ) 消声器外形尺寸应该与整车协调，根据车架底部空间适当调整消声 器外部形状和尺寸，如扁平和椭圆形等。 ( 5 ) 消声器结构简单，工艺性好，生产成本低。 总之，消声器设计应综合以上各个方面，兼顾声学性能、空气动力性能、 结构性能、机械与材料性能、经济性等五个方面，但以保证声学性能和空气动 力性能为先。 1 4 4 消声器评价指标 目前国内外主要的消声器评价指标包括声学性能和空气动力性能。消声器 声学性能通常用消声量的大小及消声频谱特性表示，主要包括计权声级( a 声级 或c 声级) 消声量和各倍频带( 1 倍频带或1 3 倍频带) 消声量。消声器声学性 能评价指标有传递损失、插入损失、末端声压级差及声衰减量等1 2 丌。空气动力 性能主要指气流流过消声器的功率损失，常用背压值来评价。 ( 1 ) 传递损失( t l ) 8 武汉理工大学硕士学位论文 传递损失( 又称为穿透损失或透射损失) 为消声器进口端入射声功率级和 出口端透射声功率级差值，其计算公式如下： k = l o l g ( 暇) ( 1 _ 4 ) 式中w i 、w 为消声器入口与出口端的声功率( w ) ； ( 2 ) 插入损失( i l ) 插入损失为加装消声器前后在消声器某一定点( 管道内或管口外) 测得的 平均声压级差值，其数学表达式如下： k 2 乙l 一三p 2 ( 1 5 ) 式中三p 、p ：分别为加装消声器前后在同一定点处的平均声压级( l b ) 。 ( 3 ) 功率损失( p ) 消声器的功率损失常用气流通过消声器前后所产生的压力损失表示，即为 消声器前后管道内气流的平均压力差，一般与消声器内气体流速的平方成正比。 数学表达式如下： 卸= p 广p 2 ( 1 6 ) 式中p 1 、p ：分别为消声器进口和出口处的平均总压力。 1 5 计算流体力学发展现状 计算流体力学简称为c f d ( c o m p u t a t i o n a lf l u i dd y n a m i c s ) ，是建立在经典 流体动力学与数值计算方法基础上的新型独立学科。其通过计算机数值计算和 图像显示的方法在时间和空间上定量描述流场的数值解，从而达到研究物理问 题的目的。 十七世纪末到十九世纪末，流体力学理论基于实验研究得到了极大的发展， 形成了主要的流体力学理论体系，典型的代表就是建立了普遍使用而精确的 n a v i e r - s t o k e s 方程；二十世纪初，航空科学兴盛，迫切需要流体力学等学科的理 论支撑，但由于实验研究经费、场地、安全和可行性等原因阻碍了学科发展， 计算流体力学应运而生；特别是随着计算机技术的迅猛发展，成为了流体力学 理论和各种相关工程实际重要的研究手段和方法1 2 引。 1 9 2 8 年，r c o u r a n t ，k f r i e d r i c h s 和h l e w y 发表经典论文，证明了连续的 椭圆型、抛物线型和双曲线方程组有限差分解的存在性和唯一性定理，成为了 后来计算流体力学有限差分法的指南；1 9 6 5 年，e h h a r l o w ，j e f r o m m 和 9 武汉理工大学硕士学位论文 e o m a c a g n o 的论文清楚的叙述了数值模拟或计算机试验的概念，确立了计算流 体力学正式作为一门独立学科出现；从二十世纪六十年代后期至今的几十年时 间里，计算流体力学迅速发展，已经能够计算理论流体力学无法求解的、复杂 几何形状下的流动情况，由于其省时省力的优点使其代替了许多风洞试验，甚 至还发现了一些难以测量的新物理现象【2 9 】。这段时期计算流体力学的发展主要 体现在两个方面：一是计算更加复杂的有旋流和分离流流场；二是为了更好的 理解物理本质来模拟湍流流动现象。在其理论和模拟技术迅速发展的同时也在 航空、汽车、涡轮机械、建筑学、海洋学等领域得到了广泛的工业应用。 1 5 1 计算流体力学数值解法 经过四十多年的发展，计算流体力学出现了多种数值解法，大体可以分为 三个分支：有限差分法( f i n i t ed i f f e r e n c em e t h o d ，f d m ) 、有限单元法( f i n i t e e l e m e n tm e t h o d ，f e m ) 和有限体积法( f i n i t ev o l u m em e t h o d ，f v m ) 。 有限差分法是应用最早、最经典的计算流体动力学的方法。它将求解域划 分为差分网格，用有限个网格节点代替连续的求解域，然后将偏微分方程的导 数用差商代替，推导出含有离散点上有限个未知数的差分方程组。求出差分方 程组的解，就是微分方程定解问题的数值近似解。它是一种直接将微分问题变 为代数问题的近似数值解法。这种方法发展较早，比较成熟，较多的用于求解 双曲型和抛物型问题。