（车辆工程专业论文）某型车消声器性能仿真分析.pdf

某型车消声器性能仿真分析 摘要 发动枧的排气嗓声是汽车嗓声的重要组成部分，该嗓声鹃控制方法主要是加装排 气消声器。以往的消声器设计主要根据设计者的经验和试验，这种方法的针对性差， 而且设计周期长、成本耗费大。本文针对某型车配装的消声器进行软件仿真和改进， 探索了一种消声器设计的方法。 文中首先介绍了研究消声器的几种方法，对各种方法做出对比。在熟悉相关的噪 声原理，如何计算噪声值等内容器，利用四端网络法，参考特殊构造对消声器的影响 对消声器提出改进方案。为了验证改进方案，根据发动枫相关的参数，利用商业计算 软件g t - p o w e r 建立发动机和消声器耦合模型，并进行仿真计算。首先将发动机模 型仿真结果和生产厂家的台架试验结果想对比，得到模型计算结果在误差允许范围 内，从而验证发动机模型的有效性。并将改前进后的消声器在g t - p o w e r 建立发动 机消声器耦合模型，仿真计算结果证明新型消声器结构方案在低频范围内达到预期效 果。 凌予g t - p o w e r 软件本身对再生嗓声、气动噪声和高次谐波不能达到理想的计 算效果。根据气动声学原理，在f l u e n t 软件中对比了改进前后消声器内部流场参数， 来检验改进前后是否会由于离速气体运动产生气动噪声。 最后介绍了某型车装配消声器进行动态测量实验，将试验值和原消声器仿真值对 比后又一次论证了g t - p o w e r 解决排气噪声问题的可行性。也进一步论证改进方案 的可靠性。 遴过以上步骤不仅有效的缩短消声器的设计周期，并有效预测新产品的各项声学 性能，缩短了设计周期并大大降低设计成本。 关键词：消声器，仿真计算，流场分析 t h es i m u l a t i o na n a l y s i so fv e h i c l em n f f l e r a u t h o rz h o n gm a t u t o rx i a o r u id o n g a b s t r a c t am u f f l e ri sr e q u i r e dt oc o n t r o lt h ee x h a u s tn o i s ew h i c hi st h em a j o rp a r to fv e h i c l e n o i s e u s u a l l yt h em u f f l e ri sm a d eb a s e du p o nd e s i g n e r se x p e r i e n c ea n de x p e r i m e n t s ， w h i c hh a st h ep r o b l e mo fp o o rp e r t i n e n c e ，l o n gd e s i g np e r i o da n dh i g hc o s t t h i sp a p e r f o c u s e so nt h em u f f l e rd e s i g nm e t h o db ya n a l y s i so fc h e r ym u f f l e ri ns o f t w a r es i m u l a t i o n 。 f i r s t l y , s o m em u f f l e rr e s e a r c hm e t h o d sa l ei n t r o d u c e da n dc o m p a r e d a n dt h es o u r c e o ft h i sp r o j e c ta n ds o m es p e c i f i ci s s u e sa r ei n t r o d u c e d a f t e rr e l e v a n tn o i s et h e o r i e si s i n t r o d u c e d ，f o u r - t e r m i n a ln e t w o r km e t h o da n dn o i s ec a l c u l a t i o nm e t h o d so fs p e c i a l m u f f l e r sa r eu s e dt og u i d ei m p r o v et h em u f f l e rm a n u f a c t u r e a tt h es a m et i m e ，e n g i n ea n d m u f f l e rc o u p l e dm o d e li sm a d eb yg t - p o w e rs o f t w a r ea c c o r d i n gt os o m ee n g i n e p a r a m e t e r s t h e na f t e rc o m p a r e dw i t ht h ec o m p a n yb e n c ht e s te n d s ，t h ee n g i n em o d e li s p r o v e dv a l i ds i n c et h ee r r o ri sw i t h i nt h el i m i t s t h i r d i y ，t h er e m a d em u f f l e rm o d e li n g t - p o w e rh a ss h o w nn e ws c h e m ei tc a nr e d u c et h ea b n o r m a ln o i s ea se x p e c t e d ， s i n c eg t - p o w e rc a n n o td ow e l li n r e g e n e r a t i v en o i s e ，a i r - s t r e a m n o i s ea n d u l t r a h a r m o n i c s ，d i f f e r e n tf l o wf i e l ds t r u c t u r em o d e l sa r ec o m p a r e di nf l u e n ts o f t w a r eb a s e d o na e r o a c o u s t i c si no r d e rt ot e s ti ff a s tf l o wc a ng e n e r a t ea i r - s t r e a mn o i s e a tl a s tt h es i m u l a t i o nr e s u l tc o m p a r e dw i t he x p e r i m e n to u t c o m e ，t h ef e a s i b i l i t yo ft h i s s t u d ym e t h o di sp r o o f e d a l s on e w m u f f l e rs t r u c t u r ec a nb ev e r i f i e dr e l i a b l y a f t e rt h e s ep r o c e s s e s ，s h o r td e s i g np e r i o d ，l o wd e s i g nc o s ta n d p o s s i b l ep r e d i c t i o no f s o u n dq u a l i t i e so fn e w p r o d u c t sc a nb er e a l i z e de f f e c t i v e l y k e y w o r d s ：m u f f l e r , s i m u l a t i o nc o m p u t a t i o n ，f l o wa n a l y s i s 原创性声明 本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在指导教师的指导下， 独立进行研究所取得的成果。除文中已经注麓弓l 用的内容外，本论文 不包含其他个人或集体已经发表或撰写过的科研成果。对本文的研究 作出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标瞬。本声明的 法律责任由本人承担。 论文作者签名： z 专 形趣 日期： 趁z 篁 关于学位论文使用权的说明 本人完全了解中北大学有关保管、使用学位论文的规定，其中包 括：学校有权保管、并向有关部门送交学位论文的原件与复印件； 学校可以采用影印、缩印或其它复制手段复制并保蒋学位论文； 学校可允许学位论文被查阅或借阅；学校可以学术交流为目的，复 制赠送和交换学位论文；学校可以公布学位论文的全部或部分内容 ( 保密学位论文在解密后遵守此规定) 。 签名： 导师签名： 疋击 - j ,，p日瓤趔：么f 中北大学学位论文 1 1概述 l绪论 随着汽车工业的高速发展，城市汽车拥有量日益增加，汽车辐射的噪声约占整 个环境噪声能量的7 5 。各种统计数据和测量结果表明，城市交通是目前城市环境 中最主要的噪声源，因此，降低机动车辆本身的噪声是减少城市环境噪声最主要最 根本的途径。 强烈的噪声足以干扰人们的工作、学习等正常生活。我困已经在1 9 7 9 年颁布了 机动车辆噪声限值和测试方法的国家标准，加入世贸组织后，为适应国内外市场激 烈竞争的需求，我囤于2 0 0 2 年再次提出了更为严格的汽车加速行驶车外噪声限值标 准g b l 4 9 5 2 0 0 2 。 人们长时间接触噪音，会耳鸣、多梦、心慌及烦躁，或直接引起听力下降甚至 失聪。据不完全统计：由车辆噪音间接引发的交通事故占整个交通事故的6 0 。英 国有人曾经调查了7 0 多名拖拉机驾驶员，发现有3 6 人的听觉受到损伤i l 】。 交通噪音对人体健康的影响是多方面的。噪音作用于人的中枢神经系统，使人 们大脑皮层的兴奋与抑制平衡失调，导致条件反射异常，使脑血管张力遭到损害。 这些生理上的变化，在早期能够恢复原状，但时间一久，就会导致病理上的变化， 使人产生头痛、脑胀、耳鸣、失眠、记忆力衰退和全身疲乏无力等症状。如果孕妇 长期乘坐噪音较大的车辆，噪音会通过作用于中枢神经系统从而影响胎儿发育。汽 车噪音不但增加驾驶员和乘客的疲劳，而且影响汽车的安全行驶。另一方面，噪音 对消化系统、心血管系统也有严重的不良影响，会造成消化不良，食欲不振，恶心 呕吐，从而导致胃病及胃溃疡等疾病的发病率提高，甚至高血压、动脉硬化和冠心 病的发病率比正常情况明显提高。噪音对视觉器官也会造成不良影响。 此外，交变的噪声也会对汽车底盘附件造成一定的声疲劳破坏。声疲劳现象同 其他由于随机载荷而产生的疲劳没有本质上的区别。主要是由于金属结构在声频交 变负载的反复作用下产生的裂纹或撕裂现象。声疲劳在车身其他部位对如工作结构、 测量仪器、精密仪器工作都有一定的影响，甚至是破坏作用。 中北大学学位论文 1 1 1 汽车噪声来源【2 】 汽车是一个包括各种不同性质噪声的综合噪声源。由于汽车噪声源中没有一个 是完全密封的( 有的仅是部分被密封起来) ，因此汽车整车所辐射的噪声就决定于各 声源的声级、特性和它们的相互作用。汽车噪声源大致可分为底盘噪声和发动机噪 声，主要与发动机转速、汽车车速有关。 汽车底盘噪声包括传动噪声( 变速箱、传动轴) 、轮胎噪声、制动噪声、车体产 生的空气动力噪声等。 发动机噪声是汽车的主要噪声源。发动机噪声又可分为空气动力性噪声、机械 噪声和燃烧噪声。空气动力性噪声主要包括进、排气和风扇噪声。这是由于进气、 排气时和风扇旋转时引起了空气的振动而产生的噪声，这部分噪声直接向周围的空 气辐射。风扇噪声特别在风冷内燃机上也往往是主要的噪声源之一。 燃烧噪声和机械噪声很难严格区分。为了研究方便起见，将由于气缸内燃烧所 形成的压力振动通过缸盖、活塞一连杆一曲轴一机体一向外辐射的噪声叫燃烧噪声。 将活塞对缸盖的撞击、正时齿轮、配气机构、燃油系统等运动件之间机械撞击所产 生的振动激发的噪声叫机械噪声。一般直喷式柴油机燃烧噪声高于机械噪声，非直 喷式则机械噪声高于燃烧噪声，但低速运转时燃烧噪声高于机械噪声。汽油机燃烧 柔和，零件受力也小，燃烧噪声和机械噪声都较柴油机低。 汽车没有安装排气消声器时，排气噪声是发动机产生的最大噪声源。 1 1 2 发动机排气噪声 排气噪声是一种空气动力性噪声，它包括基频噪声，排气管道内的气柱噪声， 排气歧管处的气流吹气声，气缸的赫尔姆霍茨共振噪声，废气喷注和冲噪声，排气 管内壁面摩擦及湍流噪声、气门杆背部卡门涡流噪声等噪声【3 】。 ( 1 ) 基频噪声。在发动机排气门刚开启时，仍具有较高压力的气体从气缸内高速 喷出，气流冲击到排气道内气门附近的气体上，使其产生压力剧变而形成压力波，压力 波动随排气门的周期性开闭而呈周期性变化，因此产生周期性的噪声。基频噪声是一 种低频噪声。 ( 2 ) 涡流噪声。在排气门刚打开时，气缸内气体压力为排气管内压力2 倍左右， 2 中北大学学位论文 排气处于超临界状态，以音速急速流经环形气门喉口从而产生剧烈的涡流运动。并与 气门头附近的排气管道产生强烈撞击。随着气门的丌度加大，气体流动变为亚声速流 动，由于气流粘滞力的作用，废气带动气门背面的气体一起运动并产生卷吸作用，使周 围发生旋转，形成涡流并辐射出涡流噪声。 排气管道一般用沙芯铸造成型，通常内壁面的表面粗糙度为r a = 0 3 0 6m r l l 。 这个高度大于排气道内气体流动的紊流附面层中的层流底层厚度6 。当气流绕流流 过凸出物时，就会产生脱离现象，在凸出物后面形成类似于气门杆后的卡门涡流，使 管壁面的涡流进一步增强1 4 l 。 ( 3 ) 共振噪声。排气道内气柱共振噪声排气道内的空气柱在周期性排气噪声的 激发下会产生一种与发动机转速无关的气柱共振噪纠5 1 。 作为降低汽车进排气噪声一种有效的方法就是加装排气消声器。 1 2 消声器国内外研究现状 消声器理论的研究最早始于二十世纪的二十年代，美国的s t e w a r t 首先提出研 究抗性的声滤波器理论。1 9 5 4 年，d a v i s 便发表了平面波理论的经典论文，他成功 运用了平面波理论，分析了无气流情况下的消声器声学性能。在1 9 5 0 年到1 9 7 0 年， f u k u d a 提出用等效电路得到的传递矩阵法计算消声器的传声特性。在同一时期， s u l l i v a n 对存在平均气流时的声传递矩阵进行了研究。进入六七十年代后，随着环 保意识的加强和环保法规的日益严格，消声器的理论研究出现了飞跃性的发展。以 同本福罔基一教授的专著噪声控制与消声设计的出版作为汽车噪声控制的一个 里程碑，总结和发展了以前的消声器理论，奠定了消声器理论研究的经典基础【6 、7 1 。 由于消声器设计要考虑气体流动、传热、振动、声学以及发动机性能和结构等 多个学科，早期的研究工作主要以试验为主。现在对消声器声学性能仿真的方法有 以下四种方法，根据平面波假设的四端网络方法、有限元法、边界元法和基于一维 计算流体力学的有限体积法。 3 中北大学学位论文 1 2 1 四端网络法 排气系统是由很多管道和消声元件组成，所以分析整个系统往往是非常复杂的， 但是如果将系统分解到那些小的消声单元，那么分析起来就会相对容易些。得出每 个单元或者是每个部件的分析结果，将之结合起来就得到了整个系统的分析结果。 四端网络分析就是这种分析方法【8 l 。实践表明一维平面波传播理论，无法考虑高次 模式波效应，这时一维理论便不再适用。因此，计算消声量时，理论解通常高于实 际所能达到的消声效果，并且消声量越大，理沦与实际的偏差越显著，所以消声器 设计应该采用更加精确的二维或三维理论来进行分析【9 】。 1 2 2 有限元法【1 啦! 6 】 随着计算机的发展，数值模拟在各个领域都取得了重大进展，用有限元法计算 消声器的各种性能也得到较好的应用。对于一些轴对称的消声器，使用二维有限元 分析比较方便。但是，由于抗性消声器的扩张与收敛具有三维特性，所以用一般的 二维有限元法计算消声器性能时，其结果往往与实际值相差较大，甚至会达到无实 用价值的程度。所以在建立二维有限元分析矩阵时引入一个表示三维尺度的参数， 虽然也可以获得较好的计算结果，但是一般只适用于各室和管都在同一轴线的消声 器。 国内大部分学者通过a n s y s 软件对消声器建立有限元模型进行三维声学分 析。在建立流场的流固耦合问题中，要把结构的动力学方程与流体斯托克斯方程中 的动量方程和连续方程综合考虑。因此声学基本方程是在空气作为特殊流体条件下 流体方程的简化。 a n s y s 为了计算简化，其所作的工作大部分不能考虑复杂结构消声器，在实 际工况下的工作条件，也不能加载符合实际工况的边界条件，并且根据计算任务不 同，计算结果中存在与实际测量数据差异巨大的情况。应用有限元法对消声器声学 性能计算时，必须对整个区域进行单元或网格划分；随着噪声频率的提高，为了保 证计算精度，单元或网格的划分就必须越细。这样无疑大大增加了计算工作量，同 时求解大量的内部节点声压值在此也是不必要的。 4 中北大学学位论文 1 2 3 边界元法【1 7 2 3 】 边界元法于上世纪七十年代首创于英国南安普顿大学。它的基本观念是使未知 量在区域的边界部分随已知的插值函数变化，类似于仅在区域的外表面上取有限单 元，所给出的是边界解，并且还可以将边界解与内部区域结合起来。边界解较有限 元这类区域型方法有其优越性，特别是在区域内部不需要探求未知量时，便可用较 少的未知量来分析同一问题，减少了输入数据量和计算时间，同时它具有解析与离 散相结合的特点，从而大大减少了划分单元模型的工作量和求解方程的个数。 对于消声器而言，主要关心的是其进、出口边界的参数，求解大量的内部节点 声压值没有必要。因而，对于计算消声器性能参数这一具体问题边界元法有很大的 优越性。经过严格的理论分析和数值计算，并利用试验结果，证明了用边界元解决 轴对称消声器的声学性能计算这一问题是非常有效的。但是，目前使用的边界元仿 真方法大部分在计算过程中忽略流动的波动方程。总之在流体噪声控制领域，边界 元法的研究很不成熟。 1 2 4 有限体积法【2 4 2 9 1 与前边三种仿真方法不同，基于一维计算流体力学的有限体积法是采用一维的 流体动力学方程组( n s 方程组) 作为控制方程，声源产生的声扰动通过n - s 方程的 计算给出声学量在消声器中沿长度方向的分布，这种方法严格说是应该属于计算气 动力学的范围其采用的是低色散和低耗散的格式，这些格式不同于一般的计算流体 力学格式。这是因为声学量在空间尺度上比流场量要小许多，若在数值模拟时处理 的不好，声学量很容易被流场量和数值噪声污染。采用基于一维计算流体力学的有 限体积法，直接求解一维的n s 方程组。前边的三种方法是求解经过线性化的波动 方程，即使它们采用的是三维的计算手段，无法对消声器中存在的种种非线性情况 做出有效的计算，基于一维计算流体力学的有限体积法，可以对消声器中的流动温 度、平均流速等做出较为理想的计算。 g t - - p o w e r 软件是以一维有限元为基础，采用有限容积法对热流体进行模拟 计算的软件。通过绘图程序中提供的消声器基本元件库，用户可以轻松地创建复杂 消声器模型，将简单模型的模拟结果与试验结果相比较，有比较好的一致性，应用 5 中北大学学位论文 计算机对发动机及消声器进行整体模拟，不仅能预测消声器特性，还能反应出不同 结构消声器对发动机性能的影响。 1 2 5 特征线法【3 0 3 6 】 随着发动机进排气过程不稳定流动模拟技术的发展，通过计算机求解不稳定流 动方程，预测排气噪声己可以实现，使排气噪声模拟和发动机工作过程模拟相结合， 为消声器的设计提供了依据。目前一维模型应用最多，考虑边界条件，利用特征线 法等数值方法来求解波动方程，得到相关参数。b e n s o n 最早将特征线法应用于发动 机内气体流动的研究，六、七十年代，计算机开始大量应用，b e n s o n 将特征线法计 算机程序化，并给出了若干边界条件，他在去世前将其所有思想写入( ( t h e r m o d y n a m i c sa n dg a sd y n a m i c si ni ce n g i n e s ) ) ，从而确立了他在这个领域长期的权威地 位。后来，这种方法不断完善，给出新的边界条件及改进算法，s w c o a t s 、g e b l a i r 给出了较全的边界条件，意大利的g i a n c e r i e f e r r a r a 又进一步给出了非线性条件下 的算法。我国的姚小刚等人改进了b e n s o n 的算法，对穿孔共振元件给出了较好的算 法。姚小刚的研究在国内此领域处于领先地位，起初对发动机的排气噪声模拟，仅 给出了消声器最简单的边界条件，九十年代给出了消声器的实用边界条件。1 9 9 1 年 他又发展了一种非网络变步长的算法，考虑了管壁摩擦传热，使高于1 0 0 0 h z 的高 频计算精度提高，同时他运用特征线法将发动机流动模拟与消声器设计非稳定流动 模拟结合起来，并形成实用软件。 除了上述几种分析方法可以进行消声器设计外，近儿十年来，随着计算机的发 展和电子控制装置性价比的提高，“电子消声器 已经成为可能，在有源消声和半有 源消声上的研究不断深入。有源消声的优点在于：可以减小消声器体积，减少背压， 使消声器减少复杂程度，从而实现标准化。有源消声系统必须要有高速度的信号处 理器和承受高温与振动的换能器，另外对有源噪声抵消系统来说，还需要有减少气 流脉冲的精密而快速的执行器。有源消声器和半有源消声器的真正完全实现产品化 还需进一步的研究。 6 中北大学学位论文 1 3 论文选题背景以及主要工作 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，进而也成为影响汽车销售，降低产值的，影 响消费者购买欲望的一个重要原因。 1 3 1 论文选题背景 南方某汽车公司选装l i j 西某厂制造的三套消声器，经过试验，发现三种结构不 同的消声器在2 6 0 0 r p m 和3 3 0 0 r p m 转速工况下的车内噪声超过企业预期定制标准。 墓1 芷 疑0 1 0 链一1 2 3 - 4 越 矿a 。 。n 嵌枣 、擒上摊呦 ，坂左l矿。a 铲慨 八。蕊聊矿“_ 飞 - - - - - - - e s l 。、jv、 y j e s 2 ) o l 一弓盎瓤3 鬻0 y 。卿o ， 5 0 0 06 0 ； a e s 3 h 川 。； 、 9 y 转速r m i n 图1 1车内噪声相对采用原状态后消时的下降值 从车内噪声结果来看，见图1 1 所示，采用排气系统后消样品1 ( e s l ) 时，车 内声压级在1 2 0 0 3 2 0 0 f f m i n 平均下降了l d b ( a ) ，在4 6 0 0 - 6 0 0 0 f f m i n 下降非常明显， 最高达到3 7 d b ( a ) ；后消样品2 ( e s 2 ) 在1 2 0 0 3 2 0 0 d m i n 及4 6 0 0 6 0 0 0 r m i n 产生 效果和样品1 基本相同，但在3 6 0 0 d m i n 和4 1 0 0 r m i n 附近噪声有较大幅度的增大； 后消样品3 ( e s 3 ) 整个转速范围内对车内噪声的改进效果不如样品1 、2 。厂方综 合其他因素最终提出要求，对排气消声器的内部结构重新设计，解决在 8 0 h z 2 6 0 0 r p m 和11 0 h z 3 3 0 0 r p m 的两工况下的噪声，并最大程度兼顾其他转速 7 中北大学学位论文 下的噪声值，均低于国家标准。 1 3 2 论文工作内容 为了解决工程中实际问题，论文中具体工作内容如下： 1 、第一章论述了目前国内外解决噪声控制研究的基本方法。并阐述了课题来源 于实际，以及最终要解决的实际问题。 2 、本章开始介绍了所应用的声学理论，并说明了发动机常用不同结构的消声器 和消声器的评价指标。结合声学理论提出基于四端网络法的噪声计算公式，介绍了 特殊的复杂结构消声器的特性，在综合分析的基础上，利用公式对某微型轿车的排 气消声器进行理论指导，并对原消声器提出改进意见。 3 、无论各类消声器的传递损失理论公式如何，四端网络法只能作为消声器设计 的指导方法，却不能考虑实际使用情况下的温度、流场、流速等诸多因素。在没有 具体发动机台架试验的情况下，为了给消声器提供一个与实际更加接近的入口边界 条件。因此本章建立发动机模型，并进行发动机性能仿真，对发动机的外特性、缸 内压力、进排气压力等参数进行仿真和实验研究，为发动机与消声器的耦合研究提 供基础。之后提出改进消声器的设计思路，建立汽车、发动机、原消声器的耦合模 型。 4 、第四章为了研究通过穿孔管的气流是否会产生二次噪声，应用c f d 软件研 究了消声器结构内部的流场分布，用以分析消声器的压力损失，检验是否能削减消 声器内部气流流速进而降低再生噪声。 5 、将仿真结果和实验结果对比最可以说明改进方案具有可行性。因此第五章介 绍消声器的动态实验，描述试验设备以及原理和步骤，最终将动态实验结果与仿真 计算结果进行对比，论证改进后消声器的实际应用价值。通过实验也可以巩固振动 噪声的理论知识，对试验有一定的认识和操作能力。 6 、第六章对全文工作进行了总结，提出了关于汽车排气消声器的下一步研究 方向。 8 中北大学学位论文 2 声学理论 声音是我们同常生活中经常遇到的一种自然现象。声源振动发生，振动在弹性 介质中进行传播，这个弹性波叫做声波。我们人耳可以感觉到的声波振动频率范围 是2 0 h z 一- , 2 0 k h z 。 声波按其质点振动的方向可分为两种，一种是质点振动方向上平行于波传播方 向的波，称为纵波，另一种是质点振动方向上垂直于波传播方向的波，称为横波或 者切变波。在气体及液体中传播的声波一般为纵波，而在固体中则既有纵波也有横 波。声波传播能量的方式是靠动量的传播而不是靠物质的移动【3 0 】。 声源辐射的声波在某一时刻达到各点所形成的面，称为波阵面或波前，所以声 波的传播常用声线表示。按照波阵面的形状，可把声波分为球面波、平面波和柱面 波等。 球面波是以点为声源为中心，在各向同性介质中均匀地向四周传播，因而呈现 球面的波阵面。球面波的声线为径向射线。在实际噪声控制中，只要测点离声源距 离远大于声源的几何特征尺寸、声源辐射面尺寸与波长之比远小于声源到测点间距 与声源几何尺寸之比，许多声源可以简化为点声源束处理【2 1 。 声波的特征、传递研究一般采用波动方程来描述。 2 1 声音的基本特征 2 1 1 波动方程 为建立声波传递的波动方程，作如下简化和假设【3 】： ( 1 ) 介质为理想流体，无粘滞性，声波在其中传播时没有能量损失，且各向同 性各向均匀。 ( 2 ) 传播过程是绝热过程，与外界不存在热交换。 ( 3 ) 声压p 远小于介质静压强p s ；质点速v 远小于声速；质点位移远小于声 波波长；介质密度增量p 远小于其静态密度p 。，即介质的物态变化是线性的假设。 声波波动方程的推导与理想气体中压力波的波动方程的推导是一样的。唯一不 9 中北大学学位论文 l 列就是声波所引起的压力波动非常小。 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。方程为： v ( p + ) = 一( p + 以) - = o _ v( 2 1 ) u t 根据假设，声压p 远小于介质静压强p s ：介质密度增量p 远小于其静态密度p s ， 略去二阶微量，得到 vep詈(2-2) 式子2 2 即为运动方程。 连续方程就是质量守恒定律，即单位时问内进出流体介质微团的质量之差等于 微团内质量的变化率。方程为 尸v ，= 一誓 ( 2 3 ) 研 r 叫 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。其气态方程为( 也称物态方程) ： 18 p8 p 素= i ( 2 - 4 ) 、8 t8 t - 。 其中c o 为理想介质中的声速。 由方程( 2 2 ) 、( 2 - 3 ) 、( 2 4 ) 可以导出其三维波动方程为： c ；v p 2 = 害 ( 2 - 5 ) 2 1 2 平面波 若只考虑式( 2 5 ) 的一维形式，我们可以得到下式： 露等：害(2-6) 锚百2 蒂 这就是一维声波最简单的形式平面波。平面波波动方程的解为： p = z ( x c o t ) + f 2 ( x + c o t ) ( 2 7 ) l o 中北大学学位论文 石和石是任意函数，二者成为解的条件是他们具有一次微商和二次微商并且是 连续的。把他们代入2 - 6 式都完全满足。当x 一f 为一常数时，石值不变。所以 彳( x c o t ) 为一向正x 方向传播的波，z 速度沿正x 方向传播。同样，f l ( x + c o t ) 以 速度岛在负x 向传播。 在正向波仍= z 一c 。f ) 中，岛_ o v = 一孚- f l ( x - - c o t ) ，f ，为z 对其变量x c o t o t0 x 的微商，对t 积分得到： 1 ，= 击z ( x 一f ) = 争 ( 2 8 ) p o c oe o 、 对于负向波同样可以得到这个结果，不过是沿着反方向的。由3 8 式得到下式： 旦= p o c o = z o( 2 9 ) z 0 称为介质阻抗特性，是介质的固有特性，与波形无关。它是介质对于自由行 波的特性阻抗，在升学系统中，如管道、共振腔、驻波等也有z 0 ，称之为声阻抗率。 在空气中如果温度为1 5 。c ，在一个标准大气压下，p 值为1 2 k g m 2 ，c o 约为3 4 0 m s ， z o 约为4 0 0 1 2 k g m 2 s 虽然这些值都是近似值，在一般的计算中已经足够精确了【3 7 3 8 1 o 汽车排气体统，由管道和消声器件，尾气净化部件共同组成，细分的话还可以 分成前消声器和后消声器，其中三元催化器也能起到消声器的作用。声音在其内部 传播的共同特点是，沿着轴向传播，轴向尺寸远远大于其他两个方向的尺寸，因此 多用一维声学来分析排气管的传播特性。 2 2 管道声学 2 2 1 管道声阻抗 声音在管道内传播，当管道的截面发生变化时，声阻抗也会发生变化。在变截 面的地方由于阻抗发生变化，一部分入射声波就会被反射回原来的管道，而另部 中北大学学位论文 z = 譬搿 p z f 0 、c o s k l 一，壁s i - - * , - i j n 地 输出声阻抗引d 2 ：j i j 享：面s - - - - - 2 。1 d z ( ) c o s 彪+ ，壁s i n 地 输入声阻抗玖2 ：五i i 冱靠( 2 - 1 2 ) z ( o ) c 。s 肛= ，i p c s i n k l ( 2 - 1 3 ) z ( 0 h 譬锄乜 ( 2 1 4 ) 中北大学学位论文 当这个声阻抗的声抗为零时，管道就发生共振，这时就满足t a n k l = o ，此时开 口开口管道的共振频率为： = 葡( 2 而n - 1 ) c 万 ( 2 1 5 ) 当n = l ，2 ，3 ，时分别对应管道第一阶、第二阶、第三阶、阶次频率， 3 1 4 也可以转变为管道长度与波长的关系： 三：( 2 n - 1 ) 2 , 一0 6 ， ( 2 1 6 ) 2 将消声器内所有管路的开口端封闭端的阻抗特性联立，便能得出每种消声器的 阻抗特性。如何将不同的消声器阻抗特性通过方程联立，我们下面介绍四端网络法， 来寻找每种消声器的声学特性。 2 2 3 四端网络法 对任意一个两端开口的管道。其内部空气的动力方程可以写成下式： p o l s 等= p 2 - - p l ( 2 - 1 7 ) 式中，s 为管道的截面积；，为微元长度；p ，和仍分别为单元长度质量两端的压 力。 对于这段小段质量来说，若微元两边界的速度为和u ：，假设它们相等，u t = 甜：， 那么将2 1 7 写成矩阵的形式： 阱 三删珊 p 对于等截面的管道也可以建立管道两边的传递关系。若假设x = o 处为管道入口， x = l 处为管道出口。通过声波传播方程和在管道内声波合成方程，可以得到这个管 路进出口压力方程表达式和速度表达式。写成矩阵形式为： 阱 e 蛳+ e j k t z ( e 。婀一e j 知、) z e - 由+ e 幽 2j o p o ( 2 1 9 ) 1 3 事 中北大学学位论文 假设 e - 狮+ e j 姒 2j e 一曲一e 蛳 2 z z ( e 一一e j 材) ， j o e 幽+ e 由 2； = 阮】被称为传递矩阵。那么如果知道管道的传 递矩阵，只要知道管道一端的压力和速度，就可以通过传递矩阵计算出另一端的压 力和速度。在传递矩阵的两端分别是两个输入参数和输出参数。这种表达方式叫做 四端网络法。普通直管的传递矩阵为： 吼】- c o s k l ，丝s i n 肼 s 三s i n 肼 c o s k l p c 2 2 4 不同结构消声单元的传递矩阵 ( 2 2 0 ) 下面列举了五种结构的消声器单元的结构，并给出其对应的传递矩阵表达式。 图2 1 扩张管 吲= 警1 0 d 。 。 刚= 悼川阮卜l - ( 华卜j ( 2 一e 1 ) ( 2 - 2 2 ) 1 4 二 中北大学学位论文 el-00 0 1 三己三丁 图2 3 穿孔管 内置穿孔管的传递矩阵如下【3 5 1 ： 瓦 = c o s k l , ,，坐s i n 虬 j s s i n c o s k l o p c d c o s k b坐s i n j s s i n c o s k b p c 嘲= 博m暖卜l ( 华卜j d 1 ( 2 2 3 ) ( 2 2 4 ) 图2 5 双等长内插管 如果插入管的长度相等，那么对应的传递矩阵为： 厂 1 0 暖卜l _ ( 华卜+ ( 竿卜l p 2 5 ) 有了传递矩阵，就可以得到式( 2 - 1 9 ) 中每种消声器单元出口和入口压力p l 和风 的线性关系。 1 5 中北大学学位论文 2 2 5 消声器的评价指标 消声元件和系统的消声效果通常有四个评价指标：传递损失，插入损失，声压 级差值和声压级。传递损失一般用来评价单个消声元件，而插入损失和声压级一般 用来评价整个系统的消声效果。声压级差可以用来评价单个消声元件和整个系统。 此外还要考虑安装消声器后对发动机性能的影响，业内用功率损失比玳进行评 价。一般消声器的功率损失比定义为内燃机在标定工况下不用消声器时的功率p 1 和安装使用消声器时的功率p 2 之差与p 1 之比。即氐= 半1 0 0 。一般要求功 pp 率损失比小于5 。 ( 1 ) 传递损失 对于变截面的管道而言，传递损失仅仅取决于截面面积之比，而与管道的截面 积大小的次序没有关系。也就是说对于图2 1 和图2 2 无论细口或者插入管从左边还 是右边插入其传递矩阵都对应为式2 2 1 和2 2 2 。这个传递损失与频率没有关系。一 般来说，当管道截面面积尺寸远远小于波长时，管道的截面积形状对传递损失没有 影响。传递损失没有包括声源和管道终结端的声学特性，它只于自身的结构有关。 在评价单个消声元件的消声效果或者初步预测系统的消声性能时，通常用传递损失。 它是评价消声元件最简单的一种方法。 1 1 7 传递损失的数学定义为：t l = l o l g 参- - 2 厶 ：一。其描述了声音经过消声元件 后声音能量的衰减，即入射声功率级和投射声功率级k 的差值。如果得到消声 器元件出口入口压力关系后，代入传递损失定义公式，就可以得到各种消声器的传 递损失。 根据传递矩阵以下分别给出单室扩张室消声器、内插管单室扩张式消声器、共 振式穿孔管消声器、迷宫式消声器的传递损失计算公式为后续章节中预测分析计算 使用公式。 单室扩张室消声器，即为两个形如图2 1 对置后的消声器，其传递损失计算公 式为： 1 6 中北大学学位论文 t l = 1 0 1 9 1 + o 2 5 ( 鲁- _ d 1 ) 2 s i n 2k l 】 内插管单室扩张式消声器的传递损失计算公式为： ( 2 - 2 6 ) t l = 10 1 9 鬲再c 可o s 2 丽k 1 2 + 0 2 5 x ( - 鲁1 2 - 一番) 2 爵s i n 2 k 孵1 2 ( 2 2 7 ) 共振式穿孔管消声器，是由普通单腔共振式消声器推导而来，普通单腔共振式 传递损失计算公式为：t z = 1 0 1 9 【1 + 0 2 5 x ( 幻一1 1 y s _ 1 。当多个单腔共振室组合后， 就成为穿孔管消声器，穿孔管消声器传递损失计算公式为： 互= 1 。l g 【1 + 。2 5 ：乙：_ 翠1 ) 2 善】 ( 2 2 8 ) 4 c p v ( 其中伊为影响系数。 迷宫式消声器的传递损失计算公式为： t l = 1 0 1 9 1 + 0 2 5 x ( - 专2 一旁2 丽s i n 2m aa 】 ( 2 - 2 9 ) ，c o s ，。l c o s 。 、 ( 2 ) 插入损失和声压级 插入损失是指一个系统中加入消声元件之前和之后，在出口处得到的声功率级 的差值。例如在没有安装消声元件时在出口处测得声功率级为厶蚝，之后加上消声元 件后，测得声功率级为。插入损失用这个公式计算：儿= 一= 1 0 1 9 肌w i 。 插入损失也可以用前述的四端网络法计算。l = 2 0 l g 其中彳、b 、c 、d 是没安装消声器的传递矩阵系数，彳、召。、c 、d 是安装消声元件 后的传递矩阵系数。声压极差值是指系统中任意两点声压级的差，用l d 表示， d 三d = o - 一4 2 = 2 0 1 9 詈。这种测量方法不包括声源，管道的终端会影响测量值。由 于这种方法简单，实际中常常用到。 1 7 中北大学学位论文 ( 3 ) 插入损失和传递损失对比 只要管道截面变化就会有传递损失存在，且永远是正数。插入损失可以是正数 也可以是负数，正数表明加入后声音被衰减，负数则表明声音被放大【4 0 】。 传递损失只与消声器结构有关，而与它在排气系统中的位置无关。而同一个消 声器安装在不同位置时的插入损失却是不同的。传递损失与声源的出口特性没有关 系，而插入损失取决于声源出口处的声学特性。虽然插入损失比传递损失更好的评 价一个系统的消声特性，但是计算声阻抗和传递矩阵系数却相对复杂。因而本文主 要采用传递损失来计算预测消声器的消声效果。 虽然基于平面波理论的四端网络法可以预测几种消声器的传递损失，但是针对 文中所要改进的消声器，四端网络法无法揭示穿孔率和共振腔长对穿孔管传递损失 的影响、并且平面波也无法对迷宫式消声器和偏置内插管做出预测分析。 2 3 穿孔共振式消声器 2 3 1 穿子l 率的影响 穿孔率的定义为：穿孔面积和管壁表面积的比值。穿孔管的计算公式为： p = 焘( 书2 p 3 。， 其具体意义见图2 6 ，这罩要说明的是，公式2 3 0 适用于三角形排列的穿孔布 局，其他形式的排列穿孔率计算见参考文献【3 1 。 ooo 图2 6 穿孔率示意图 将穿孔率分别设定为3 、4 5 和6 ，计算消声器的消声性能，计算结果表 1 8 中北大学学位论文 示在图2 7 中。根据图2 7 的计算结果对比得知：对频率低于8 0 0 h z 的声波，改变 穿孔率对传递损失的影响不大，不同穿孔率的三条曲线基本吻合；在8 0 0 h z 1 2 0 0 h z 频率问，传递损失曲线随着穿孔率的增加向右偏移；频率为1 2 0 0 h z 1 5 0 0 h z 时，传 递损失随穿孔率增加而降低，而频率在1 5 0 0 h z 1 6 0 0 h z 之间时，传递损失又随穿孔 率的增加而增加。所以，对于不同频率范围的声波，穿孔率的影响不同，声波相互 之间的干涉比较复杂，不是单一的线性关系。应当针对于要衰减的声波频率选取适 当的穿孔率。 04 0 08 0 01 2 0 01 6 0 0 一0 0 3 0 0 4 5一一一0 0 6 f ( s z ) 图2 7 穿孔率计算结果 2 3 2 共振腔长的影响 如果保持穿孔率不变，仅将共振腔长度改变其传递损失对比见图2 8 。原来消 声器共振腔长为9 8 m m ，分别改为1 8 0 m m 和2 7 0 m m 进行对比。 根据图2 8 的结果得知，在频率低于1 4 0 h z 的低频段，共振腔的长度越长，消 声效果越好；在1 4 0 3 6 0 h z 的频率范围内，共振腔的长度影响共振双峰，并且长度 越小双峰越明显，而在其余部分的消声能力则相差不多；在频率为3 6 0 1 0 2 0 h z 时， 随着共振腔长度的减少，消声频带愈来愈宽，共振腔的宽频带消声特点越来越明显， 共振消声频带越来越窄；在频率为1 0 2 0 1 2 4 0 h z 时，共振腔的长度越小，共振的峰 值越大；在频率为1 2 4 0 1 6 0 0 h z 时，基本上共振腔的长度越大，共振越明显，峰值 1 9 中北大学学位论文 越大。 1 1 f d b ) 6 0 5 0 1 0 3 0 2 0 l o 0 04 0 0 9 8 图2 8 2 4 内插管式消声器 8 0 01 2 0 01 6 0 0 一- 1 8 0- - - 2 7 0 f f h z 、 共振腔k 的对比 由于汽车底盘空间的限制使得消声器的尺寸及布局又到严格限制，从而产生了 进、出口偏移的膨胀腔的消声器。然而研究表明，在频率低于1 0 0 0 h z 时，一维计 算明显偏离实际，而三维计算结果与实验值基本吻合。由于进、出口管的位置的偏 移，传递损失的重复消声频