基于SYSNOISE仿真的长安汽车排气消声器研究.doc

本科学生毕业论文基于SYSNOISE仿真的长安汽车排气消声器研究 黑 龙 江 工 程 学 院二六年六月The Graduation Thesis for Bachelors DegreeSYSNOISE simulation-based Changan automobile exhaust mufflerHeilongjiang Institute of Technology2006-06Harbin黑龙江工程学院本科生毕业论文摘 要发动机排气噪声是汽车主要噪声源之一，使用排气消声器是目前控制排气噪声最有效的途径。本文内容研究了声学基础、排气消声器基本理论、传递损失的计算等基础知识。利用 GT-Power软件仿真分析方法优化消声器的性能，得出消声器较佳的参数组合。利用Sysnoise软件仿真分析方法分析设计的发动机排气消声器的传递损失曲线。本文以长安汽车排气噪声为背景，针对该车的消声器，通过运用一维仿真分析方法和三维数值分析法对该消声器进行声学性能分析和优化设计。运用Gt-muffler模块构建消声器结构及三维模型，存为DAT格式文件，导入Gt-ise中生成排气消声器离散模型。在Gt-ise中根据长安汽车发动机从进气到排气的工作过程构成模型，模型中的管道直径、长度、温度等参数以长安汽车发动机参数为准。模拟仿真后，分析排气消声器的消声性能、对发动机功率影响、对发动机扭矩的影响。若合格则继续仿真分析，不合格则改进。运用Gambit画出三维消声器结构的网格模型，导入Sysnoise中进行三维数值分析仿真，得出消声器的传递损失结果。本文对排气系统的消声器的仿真分析，为消声器的设计提供了参考，对提高消声器的设计与分析水平具有一定的指导意义。关键词：噪声；消声器；有限元法；数值分析；传递损失ABSTRACTEngine exhaust noise is one of the vehicle noise sources, using the exhaust muffler is the most effective way currently controls exhaust noise. Study on the content of this article the basic theory of the acoustic based, exhaust muffler, calculation of transmission loss and other basics. Study on the content of this article the basic theory of the acoustic based, exhaust muffler, calculation of transmission loss and other basics. Sysnoise simulation analysis method for software analysis and design of transmission loss curves for engine exhaust muffler.This article with Changan automobile exhaust noise in the background, the silencer, using one dimensional simulation method and analysis of three dimensional numerical analysis on the acoustic performance analysis and optimization design of muffler. Construction of muffler structure and three-dimensional models using Gt-muffler module, save for the DAT format file, import the Gt-ise generate a discrete model of exhaust muffler. Construction of muffler structure and three-dimensional models using Gt-muffler module, save for the DAT format file, import the Gt-ise generate a discrete model of exhaust muffler. After the simulation, analysis of acoustic attenuation performance of exhaust silencers, effect on the engine power, engine torque effects. If qualifying simulation and analysis continues, failed to improve. Using Gambit draws a grid of three muffler models, import Sysnoise numerical analysis simulation, results came to the transmission loss of the muffler.This simulation and analysis on exhaust system muffler, muffler design provides a reference, to improve the level of design and analysis of muffler has a certain significance.Keywords:Noise;Muffler;Finite element method;Numerical analysis;Transmission loss II目 录摘 要IABSTRACTI第1章 绪 论11.1噪声的危害11.1.1汽车噪声的控制11.2汽车排气噪声11.3研究排气消声器的意义11.4排气消声器的研究现状11.5论文研究的内容及解决的问题11.5.1主要研究内容11.5.2技术问题及路线1第2章 消声器研究的理论基础12.1消声器介绍12.1.1抗性消声器12.2汽车排气噪声产生原理12.3流体力学的基本理论12.3.1流场基本控制方程12.3.2三维湍流模型12.4声学的基本理论12.4.1声学方程建立12.4.2三维数值方法12.5本章小结1第3章 HELMHOLTS消声器的理论设计13.1消声器的选择13.2消声器容积验算13.3 GTPower软件及Muffler模块简介13.4消声器模型13.5消声器结构13.5.1创建壳体13.5.2创建管件13.5.3创建同心管13.5.4创建穿孔管13.5.5填充毛料13.5.6添加隔板13.5.7添加穿孔板单元13.5.8编辑孔单元13.6本章小结1第4章 排气系统GT-Power建模仿真14.1GT-Power软件模拟仿真原理14.2发动机工作过程模型14.3发动机工作过程模拟结果14.3.1发动机排气降噪分析14.3.2发动机速度特性曲线14.3.3燃油消耗率的影响14.4本章小结1第5章 排气消声器的声学性能仿真分析15.1相关软件介绍15.1.1相关假设15.1.2边界条件15.2消声器的有限元数值分析流程15.3消声器传递损失分析15.3.1传递损失TL15.3.2传递损失曲线15.4本章小结1第6章 全文总结与展望16.1全文总结16.2现有方法的不足及对未来展望1参考文献1致 谢1黑龙江工程学院本科生毕业论文第1章 绪 论1.1噪声的危害噪声污染作为世界公认的三大污染之一，在现代工业生产、交通运输和建筑业的不断发展过程中，几乎影响到城乡全体居民。每一个人都直接感受到它的干扰。噪声对人类的危害日益严重，已经到了迫切需要治理的地步。噪声对人体的危害主要表现在以下几个方面： 1）影响人的生理健康 大量的调查和研究证明：一个人如果长期处于强噪声环境之中而又没有采取任何有效的防护措施，就会造成听力下降并逐渐导致耳聋。如果长期暴露在强噪声环境中，人的健康水平将会下降，抵抗力将会减弱，并且容易促使或诱发其它疾。噪声能使人增加血液中肾上腺素的含量，因而引起心率改变和血压升高，同时还刺激脑下垂体和副肾质而产生内分泌失调；噪声还危害人体的消化功能，使人易患胃溃疡等疾病；除此之外，还破坏人的色觉（对绿色、天蓝色特别敏感而对红色感觉减弱）。 2）影响人的心理活动 噪声对心理的影响主要是使人烦躁不安，情绪不稳从而产生头痛、头晕、失眠各种病症。噪声容易使人疲劳，造成精力不集中和记忆力衰退，影响工作效率；又由于噪声的掩蔽效应，往往使人不易察觉危险信号，从而容易造成事故。噪声给人类生存的环境带来了严重的危害，高速发展的工业化所带来的物质文明的同时，必然使噪声污染更加严重，给人类带来更多危害。因此，研究噪声，给人类营造一个安静的生存环境，是我们义不容辞的责任1。1.1.1汽车噪声的控制据统计，目前城市噪声的70来源于交通噪声，而车辆噪声正是交通噪声的主要组成部分。随着我国汽车工业的迅猛发展，我国的汽车保有量在不断的增加。我国汽车年产量已突破100万辆，社会保有量突破1200万辆。随着我国汽车数量的增多，汽车所带来的噪声污染也倍受人们关注。为了保护环境噪声不超过一定限度，对车辆噪声加以限制，我国1979年已制定机动车辆噪声允许标准(GBl495-1979)以及相关测量方法(GBl496-1979)，2002 年颁布了汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法(GB1495-2002)2,10。表1-1 我国及欧洲汽车噪声标准限值对比表车辆类型车辆类型描述国家标准限值（dB)欧洲标准限值（dB）M1座位数不多于9个的乘用车7474M2（m2t）座位数多于9个且最大总质量不超过5000kg的乘用车7676M2（2t3.5t 且 P3.5t 且 P150kw）8380M3(P150kw）座位数多于 9 个且最大总质量超过 5000kg的乘用车8078M3(P150kw）8380N1（m2t）最大总质量不超过3500kg7676N1（2t3.5t）的载货车辆7777N2（P75kw）最大总质量超过3500kg但不超过12000kg的的载货车辆8177N2（75kw P150kw）8378N2（P150kw）8480N3（P75kw）最大总质量超过12000kg的载货车辆8177N3（75kw P150kw）8378N3（P150kw）84801.2汽车排气噪声排气噪声是指排气系统所有部件辐射的噪声，包括排气管道辐射的管道噪声、消声器壁面辐射的壳体噪声、排气尾管出口气流放射声及系统连接部分存在缝隙而产生的泄漏声。空气动力性噪声是和气体的非稳定过程，即气体的扰动、气体与物体的相互作用而造成的。发动机在排气过程中，因气体流动的不稳定性以及气体穿过排气阀、气道和管路等，便会产生空气动力性噪声。发动机排气口辐射的噪声中，包含有排气系统内部各种噪声源产生的噪声，以及废气流在排气口附近紊动扩散而辐射的噪声。排气系统内部形成噪声的因素较多。在发动机排气过程中，排气阀开启和落座时因机械振动而产生的结构噪声将以声波的形式沿排气系统向外传播;同时，排气阀打开时，气缸和排气管中后燃燃料的燃烧爆炸声，也将以声波形式沿排气系统向外传播；另一方面，废气沿排气系统流动过程中，因流动途径或通道截面积发生变化以及废气流本身的不稳定性，又产生再生空气动力性噪声。 发动机排气口辐射的噪声主要由以下几部分组成： 1）排气阀开启、落座时机械振动产生的噪声；2）后燃燃料的燃烧压力波动产生的噪声；3）废气流在排气体系统中不稳定流动产生的噪声；4）废气流在排气口附近紊动扩散产生的噪声。 第一种噪声从本质上属于机械噪声，因其所占比重较小，通常忽略不计；而后三项则属于空气动力性噪声。进一步的研究表明，气缸内的燃烧压力在上止点附近时变化剧烈，而随着作功行程的进行，气缸内的压力波动的影响所占的比重亦较小，起主要作用的是废气在排气系统中的不稳定流动，以及在排气口附近的紊动扩散，特别是在排气阀附近，气体流动的变化最为剧烈3,16。1.3研究排气消声器的意义排气噪声是汽车噪声最主要的噪声源，约占总噪声的30，它比其它噪声高10.15dB，对汽车整车噪声的贡献率最大。因此，降低排气噪声将显著地降低汽车整车噪声。本文研究的目的就是通过理论研究，找出影响排气噪声的因素，从而采取措施控制噪声。发动机有负荷时，由于排气压力的增加，排气噪声也要增加，据测定，车辆在全负荷时，其排气噪声要比空负荷时高出 1520dB，排气阀门的开启时间、阀门直径、阀门座的形式等对排气噪声的强弱等均有影响。随着内燃机转速和强化程度的提高，排气系统内气流速度加大，排气噪声也日益增大，从而使整车噪声有增大的趋势，必须给予足够的重视4,13。对内燃机排气噪声的控制，仅靠从控制噪声源本身采取措施，降噪量是很有限的。最有效、最简单的降噪措施是采用排气消声器。由此可见，内燃机排气消声器研究对降低汽车噪声，减轻城市交通噪声污染至关重要。1.4排气消声器的研究现状排气消声器涉及气体流动、传热、振动、声学以及发动机性能和结构等多个学科，具有一定的复杂性，因此早期的研究工作主要以试验为主。消声器是允许气流通过、阻断或减少声音通过的装置，主要是降低空气动力性噪声。设计消声器时，一般重点考虑其声学性能和其空气动力性能。目前，消声器的设计主要是从数值分析方法考虑的，即从波动方程着手，以数学和力学为基础来寻求媒质振动和噪声的关系。它的设计方法具体分为以下几种：传递矩阵法，有限元法,边界元法等5,10。1)传递矩阵法(四端网络法)消声器理论早在1922年，美国学者Stewart应用声学滤波器理论指导抗性消声器设计，利用集中参数近似算法分析消声器元件。五十年代中期，Davis等人采用一维波动方程，利用截面突变处声压和体积振动速度的连续性，计算了单级和多级扩张腔和旁支共振腔。五十年代后期，Igarashi等人利用等效电路方法计算了消声器的传递矩阵。Munjal使用基于一维平面波理论的传递矩阵法，研究了数个声学单元和消声器结构。在Davis，Igarashi和Munjal等人的基础上，经过大量声学工作者的努力，在用声传播法计算消声器的传递损失和用传递矩阵法计算消声器的插入损失和传递损失方面，有了较成熟的计算公式。该方法简便实用，对平均气流、无温度梯度情况下的平面波能得到较为满意的结果6。2)有限元法(FEM)声学有限元法(Acoustic Finite Element Method)是将声传播的空气域(如汽车的内部空间)用有限元离散化，根据声学波动方程，得到联立代数方程式，通过求解代数方程式得到声传播空气域中的声学特性。通常，将声传播空气域周围的结构振动用有限元进行离散化，同时考虑结构空气耦合问题求解，空气动力方程和空气连续方程在一定条件下转化为声学波动方程。1971年，Yong Crocker首次提出有限元法分析消声单元的传递损失，采用矩阵单元与拉格朗日函数法对简单扩张腔进行分析7。Craggs进一步发展了有限元法，用于求解复杂形状腔体的自然模态及频率。Joppa和Fyfe用于研究不规则腔体的阻抗特性。1978年以前的有限元法推导公式都是仅限于稳定介质状态的，Peak发展了Yong和Crocker的工作，在四端网络参数的基础上考虑了介质均匀流动的影响。Craggs则提出了传统三维单元的有限元简化模型，用于简单管声学单元，以后RJBerhard又用有限元对消声器进行了形状优化设计方面的研究。加拿大多伦多大学的ZMOmid用三维有限元法预测了简单消声器的传递损失，比较了和边界元法预测结果的差别，并用试验进行了验证8。在国内，宫镇和黎苏等在用有限元进行消声器设计上较为领先。江苏大学的陆森林、刘红光、曾发林等老师在有限元方法上同样比较先进，则是运用ANSYS程序和相关公式得到消声器的四端子参数，并用MATLAB软件编制接口程序和二次后处理程序读取数据，计算得到消声器的传递损失，不仅很好的验证了有限元法能很好的满足消声器的计算要求，而且还有相当高的精度。使用有限元法计算了直通穿孔管和三通穿孔管的声学特性，指出穿孔管对低频的声学特性影响较小，而对中高频影响较大。分析了消声器内部温度和流场对消声器声学性能的影响，为消声器的结构优化提供了指导性意见9。此外还有特征线法、网格解析法等，但由于有限元法具有精度高、适应性强以及计算格式规范统一等优点，现已成为汽车产品设计中的一种重要工具。3)边界元法(BEM)边界元法(Boundary Element Method)只在研究区域的边界进行单元划分，将边界离散化，并通过联立方程式求解；而在研究区域的均匀介质内，则用连续的数学物理方程求解。BEM根据格林定理将运动微分方程式转化为等价的边界积分方程。最近过去的二十年间，国内外都取得了一定的成就，俄亥俄州立大学的ASelamet利用解析法和边界元研究了双扩张腔带内插管消声器的几何结构尺寸对消声器性能的影响，包括中间挡板的位置、消声器的总长和内插管的内径等，并用试验法进行了验证10；后来有人将其应用于其他类型消声器的计算，国内的刘晓玲、黎苏等人在边界元方面都有较深的研究，Z.L.ji使用边界元法研究了多腔抗性消声器的声衰减特性，同样也比较深入。由于边界元法难以应用于非均匀介质问题，并且边界元法建立的求解代数方程组的系数矩阵是非对称的，对解题的范围产生较大的限制。所以其使用范围远不如有限元法广泛。 在消声器的声学数值计算方法发展的同时，计算流体力学（Computational Fluid Dynamics，简称 CFD）在消声器内的流场分析中也得到了越来越多的应用。它可以比较准确的分析消声器内的流速、温度和声压的分布情况。将流场分析和声场分析结合可以同时得到消声器的声学特性和空气动力特性，是个取长补短的好方法11。 九十年代以来，随着高速、大容量、小体积工作站的出现，各种在工作站上使用的软件系统也纷纷推向市场。在声学分析方面，美国 ANSYS公司开发的有限单元分析软件和比利时的 LMS 公司开发的 SYSNOISE 软件等都是目前国内外市场上应用比较好的有限元噪声分析软件。其中 SYSNOISE软件包括有限元、无限元、直接边界元和间接边界元等多种分析方法，而且这些方法之间还可以相互耦合。能够对各种噪声情况进行准确的分析12。但 SYSNOISE 没有前处理功能，它必须借助 ANSYS 等其他软件完成建模工作。在流体方面，随着计算流体力学（CFD）的迅速发展，也出现了很多 CFD通用软件包。常用的有美国 Los Alamos 国家实验室的研究者开发出来的 KIVA 系列程序、FLUENT，SRAR-CD，FIRE 以及 Computational Fluid 排气消声器的声学特性研究及其优化设计 Dynamics Services ， AEA Technology推出的 CFX等。它们的差异表现在各种描述燃烧和流动的物理化学过程模型的各种有机组合以及采用不同的数值计算方法上。 其中 CFX使用的是有限体积法，采用了多块网格划分技术，另外它还有五种湍流模型可供选择：标准 k-模型、低雷诺数 k-模型、代数应力模型、雷诺应力微分方程模型和雷诺流动微分方程模型。因此使用 CFX可以进行多相流动、气体燃烧，混合热传输、多孔介质渗流以及可压、不可压、定常、非定常等许多工程实际问题的模拟，而且它具有良好的图形化界面，使用非常直观方便13。 消声器在国内的研究也经历了由早期的实验方法到一维平面波理论的辅助分析以及现在的三维数值模拟分析，从单纯考虑声学特性到考虑流速温度的影响等过程14、18。 综上所述，在消声器声学特性和空气动力特性预测分析方面前人已作了大量的工作，形成了很多好的理论和方法供我们借鉴和参考。国外很多著名的汽车公司和研究部门在利用大量数值计算和有限的试验相结合来设计消声器方面已经做了大量的研究并体系化。但我国在这方面起步晚，经验少，要缩短我国消声器设计水平与国外的差距，在提高消声器试验技术和试验设备，完善数值模拟方法方面我们都有待发展。1.5论文研究的内容及解决的问题1.5.1主要研究内容1）噪声的现状、机理及危害2）排气噪声的一维仿真3）排气噪声声学特性分析4）HELMHOLTS消声器的理论参数设计1.5.2技术问题及路线1）根据汽车理论知识和噪声软件，分析影响汽车发动机性能的因素；2）做出相关实验，积累实验数据；3）通过相关软件，计算并绘制发动机的燃油消耗率、功率、扭矩等随转速的关系；4）绘出go-power与传递损失曲线,设计排气消声器。查阅资料掌握基本理论学习分析方法HOLMHOLTS消声器设计HOLMHOLTS消声器的参数确定GT-Power一维仿真消声器结构对排气噪声影响消声器结构对发动机扭矩影响消声器结构对发动机功率影响GAMBIT中建立网格模型SYSNOISE中消声器的声学特性的数值模拟得到消声器的传递损失结论分析图1-1 研究路线第2章 消声器研究的理论基础2.1消声器介绍消声器一般用于控制空气动力性噪声，通常安装于空气动力设备的进出口或气流通道上。它既能允许气流顺利地通过，又能有效地阻止或减弱声能向外传播。一个合适的消声器，可以使气流噪声降低 2040dB，相应响度降低 75%93%。因此，在噪声控制工程中得到了广泛的应用。消声器通常被分为有源消声器和无源消声器两大类。不同消声器的消声原理不同，其消声特性也各不相同。常见的无源消声器分为：阻性消声器、抗性消声器及阻抗复合式消声器15。本文研究的长安汽车的排气消声器采用HELMHOLTS消声器，抗性消声器中的赫姆霍兹共振消声器结构简单，有较好的低频消声性能，国内外许多学者运用一维平面波理论、有限元理论等对赫姆霍兹共振消声器消声性能、压力损失等进行过研究。2.1.1抗性消声器抗性消声器，亦称反应消声器(reactive muffler)，是由声抗性元件组成的消声器，其原理是利用装置在管道中声学性能突变处的声反射作用，借助管道截面的突然扩张、收缩或旁接共振腔，产生声阻抗失配，使某些频率的声波在声阻抗突变的界面处发生反射、干涉等现象，从而达到消声的目的，如图2-1所示。抗性消声器又可分为扩张式、共振式、干涉式等，但它们都是一定尺寸、形状的扩张室、共振腔和一定长度管道等单元的适当组合体，使得某些频率成份的噪声得到衰减的装置。抗性消声器是全金属结构，构造简单、耐高温、耐腐蚀、耐气流冲击，不会被废气中的微粒堵塞，其成本低、寿命长。因此是目前汽车排气消声器的首选，其应用最为广泛。抗性消声器对中、低频范围的噪声具有较好的消声效果，对宽带高频率噪声效果则相对较差。为图2-1 抗性消声器实物及节扩张式原理图了弥补其高频消声效果差的缺陷，常采用多级组合或加上穿孔板等高频消声效果好的单元结构，以提高有效消声带宽，当选择较大扩张比和经多段扩张，其消声量可达30dB以上16。2.2汽车排气噪声产生原理排气噪声是内燃机最主要的噪声源，它的噪声一般比内燃机整体的其它噪声高10-15dB(A)。排气噪声的频谱主要包含以下频率成分：基频排气噪声、排气管道内气柱共振噪声、排气支管出的气流吹气声、亥姆霍兹共振噪声、废气喷注和冲击噪声、排气管内壁面处的摩擦及紊流噪声等17。1)基频排气噪声内燃机每一缸的排气阀开启时，气缸内燃气会突然以高速喷出，气流冲击到排气道内气阀附近的气体上，使其产生压力巨变，从而形成压力波激发出噪声，由于各气缸排气是在制定的相位上周期性进行的，因此它是一种周期性的噪声，这就是基频排气噪声。它是一种典型的低频噪声，它的频率显然和每秒的排气次数，即气缸爆发频率是相同的，故它的频率为： （2-1）式中，i内燃机气缸数； 内燃机转速，；f冲程数。在排气噪声频谱上，一般在基频f1或其第二、三次谐波2f1、3f1附近出现峰值，当频率继续升高时，以排气次数为基频的排气噪声声压级不大。2)排气管道内气柱共振噪声排气系统管道中的空气柱，在排气噪声周期性的激发下，因发生共振从而会产生空气柱共振噪声，其频率为： （2-2）式中， 声速，；管长，。对于单缸内燃机而言，在排气噪声在各种产生噪声的因素中，管道气柱共振噪声显得特别突出。3)排气支管出的气流吹气声在多缸机工作时，可近似地认为，任何时刻都只有一个气缸中大量排出废气，其余各缸是关闭的。当某一缸大量排出废气，其气流流向总管时，也会吹向其它各气道的开口处，并且其气流流速还会随着曲轴转角发生大幅度的变化。当气流吹至气道口处的“唇”部时，就会产生一种周期性的涡流，这种涡流会使支管内气体产生压力波动，从而激发出噪声。4)赫姆霍兹共振噪声对于某些内燃机，尤其是单缸机，当其排气阀门开启时，正在排气的气缸与排气管相通，该气缸容积就如同一个赫姆霍兹共振器，因气缸内气体共振从而激发出噪声。其共振频率为： （2-3）式中，排气管长度，；排气管半径，；排气管截面积，；声速，；气缸工作容积，。赫姆霍兹共振噪声在双缸、三缸内燃机中也存在，只有对于四缸以上的多缸内燃机，由于各缸之间的相互干扰，且排气支管。及总管较长，它才并不突出。另外，赫姆霍兹共振噪声与内燃机转速无关，因此，在排气噪声频谱中和内燃机转速无关的噪声一般是赫姆霍兹共振噪声。5)废气喷注和冲击噪声在自由排气阶段，在排气阀门处会由于高速的气流喷注而产生强烈的喷注噪声。由于气体具有一定的粘性，废气排出后，会带动排气阀后的气体随之一起运动，产生卷吸作用，使周围气体发生旋转，形成涡流，从而辐射出涡流噪声。另外，在排气阀门附近存在着一些气体压力的不连续面，这种压力不连续会产生冲击波从而产生冲击噪声。废气喷注和冲击噪声是连续宽带的高频噪声，它的峰值频率为： （2-4）喷注和冲击噪声级的经验公式为： （2-5）式中，昕特劳哈尔数，其数值与超临界压力比有关，见表2-1； 喷口特征尺寸，圆孔取其直径，；当地声速；，；距喷口l，处的A声级。表2-1 数值R23456St0.60.20.150.120.1强制排气阶段，废气经过排气阀门处时也会产生喷注噪声，此时的峰值频率和其声功率为： （2-6）式中，撕脱哈尔数，取；废气流经排气阀处的流速，；排气阀直径，；排气阀处流通截面积的平均数，。6)排气管内壁面出的摩擦及紊流噪声在超临界排气阶段，在排气阀门附近的一段气道内气体流动的速度接近当地声速，此时气体在管道中的流动雷诺数2320，废气的流动属于紊流流动,紊流气体会在排气道内壁面附近造成涡流从而引起壁面附近的气体压力波动，辐射出噪声。这种紊流噪声主要属于宽带的高频噪声。2.3流体力学的基本理论 2.3.1流场基本控制方程流体流动要受物理守恒定律的支配，基本守恒定律包括：质量守恒定律、动量守恒定律、能量守恒定律。如果流动处于湍流状态，系统还要遵守附加的湍流输送方程18。1）质量守恒方程质量守恒定律可表述为：单位时间内流体微元中质量的增加，等于同一时间间隔内流入该微元体的净质量。由此可得出质量守恒方程： （2-7）引入矢量符式(2-7)可写成： (2-8)式中，是密度，是时间，是速度矢量，、是其在，方向的分量。上面给出的是瞬态三维可压流体的质量守恒方程。对于不可压流体，密度是常数，式(2-8)变为： (2-9)若流动处于稳态，密度不随时间变化，式(2-9)变为： (2-10)质量守恒方程又称作连续方程。2) 动量守恒方程动量守恒方程实际上是牛顿第二定律，可表述为：微元体中流体的动量对时间的变化率等于外界作用在该微元体上的各种力之和。直角坐标系下牛顿流体的动量守恒方程为： (2-11)式中：，是流体微元体上的压力，和是动量守恒方程的广义源项。动量守恒方程简称动量方程，又称运动方程，即著名的Navier-Stokes方程。3）能量守恒方程能量守恒定律是包含有热交换的流动系统必须满足的基本定律。该定律可表述为：微元体中能量的增加率等于进入微元体的净热流量加上体力与面力对微元体所做的功。该定律实际是热力学第一定律。以温度T为变量的能量守恒方程为： (2-12)式中，是比热容，为温度，为流体的传热系数，是流体的内热源及由于粘性作用流体机械能转换为热能的部分，有时简称曲为粘性耗散项。综合式(2-11)和(2-12)，发现有、和六个未知量，还需补充一个联系和的状态方程，方程组才能封闭： P=P(T) (2-13)该状态方程对理想气体有： P=RT (2-14)式中是摩尔气体常数。2.3.2三维湍流模型流体试验表明，当Reynolds数大于临界值时，将导致流动特征的本质变化,这时的流动是不稳定的，流体中的各种物理参数，如速度和压力等物理量在空间和时间上均有随机性质的脉动值，这种状态称为湍流(turbulent flow)，也称为紊流。从物理结构上看，湍流可看作由各种不同尺度的涡叠合而成的流动，这些涡的大小和旋转轴的方向分布是随机的。湍流是一个非常复杂的非线性过程，具有发散性、耗散性和有旋性。但是无论湍流多么复杂，非稳态的连续方程和Navier-Stokes方程依然是适用的。对N-S方程取时均形式，可得到湍流时的动量方程。采用Reynolds平均法，通常直接称为Reynolds方程。 (2-14) 以上三式即为时均连续方程，Reynolds方程和标量的时均输运方程。式中为二阶相关项，定义为Reynolds应力，即： (2-15)式中，实际对应6个不同的应力项，即3个正应力和3个切应力。2.4声学的基本理论 声振动现象为一种宏观物理现象，应当满足物理学基本定律，即牛顿第二定律、质量守恒定律以及描述压强、温度与密度关系的物态方程。通过这些定律，就可以用数学的形式定量的描述声压、质点速度，和密度之间的变化关系，进而建立声压随空间和时间的变化关系，即声波方程19。为了简化问题，对声传播介质以及声传播过程做以下基本假设：1）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的损耗。 2）没有声扰动时，媒质在宏观上是静止的，即初速度为零。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。 3）声波传播时，媒质中稠密和稀疏的过程是绝热的，即媒质与毗邻部分不会由于声过程引起的温度差而产生热交换。 4）媒质中传播的是小振幅声波，各声学参量都是一级微量，声压甚小于媒质中静态声压，即；质点速度甚小于声速，及；质点位移甚小于声波波长，即；媒质密度增量甚小于静态密度，即。2.4.1声学方程建立 1）连续性方程设有一个微元体，其长、宽、高分别为，如图2-2，空间中的一点(，)在无声扰动的静态情况下的压强和密度分别为和，在受到扰动以后该点的压强和密度分别和。在x轴的两个侧面上的介质的流动速度分别为和，因此在方向上流入微元体的质量为，流出微元体的质量为，在轴方向上介质流动引起的微元体质量的改变量为-。同理在和轴上引起的质量改变量分别为-和-。根据质量守恒定律，微元体质量的改变应等于微元体质量的变化率，即：- （2-16）将代入上式，忽略高阶微量，并引入符号，得到声波连续性方程： （2-17）图2-2 微元体2）动力学方程微元体沿方向的左侧和右侧受到的力分别为：和，微元体的质量为：dm=dxdydz。根据牛顿第二定律，得到微元体在x方向的动力学方程为： (2-18)简化方程得到： (2-19)注意到，密度改变量是微小量，因此有： (2-20)3）声波物态方程由于声波的传播速度比热传播速度快的多，因此可以认为声波的传播过程是绝热的过程，一定质量气体的绝热物态方程为： (2-21)式中，为气体定压比热容与定容比热容之比将和代入(2-17)，然后对右端进行泰勒级数展开并忽略高阶微量，得到物态方程: (2-22)其中。4）声波方程有了(2-17)、(2-20)和(2-22)三个介质基本方程，我们可以消去中的任意两个，首先只考虑声波延方向传播，计算后可以得到： (2-23)在将此式再对求偏导得： (2-24) 然后计算得到方向上一维波动方程： (2-25)类似的可以推导出和方向上的波动方程，并以矢量叠加的形式表示： (2-26)考虑矢量关系即可得到三维波动方程: (2-27)其中为拉布拉斯算子，它在不同的坐标系下有不同的形式，在直角坐标系里。2.4.2三维数值方法汽车结构复杂，零部件众多，且多为形状不规则，任何连续的解析方法对汽车总体及其大部分零部件的噪声振动的分析都难以发挥作用，只有利用离散和数值模拟方法求解才能奏效，以下为有限元法20：有限元法是求解偏微分方程数值解的重要方法，特别适用于研究复杂形状结构。如图2-3所示，V是整个求解域，和是其边界，且其上分别为压力边界条件、速度边界条件、阻抗边界条件。有Helmholtz方程如下： （2-28） V 图2-3 边界元示意图假设Helmholtz方程只有在边界上成立，是该方程的一个近似解，Helmholtz方程在整个求解域上不一定准确成立，定义的残余量为： （2-29） 则加权余量的表达式为： （2-30）将余量代入 （2-31）其中： （2-32）可以得到； （2-33）又： （2-34）最后整理得： （2-35）如果加权函数仅在上为零即在压力边界条件成立，则控制方程为： （2-36）把求解区域进行离散化，可以设，其中，是节点处的近似声压值；是关于节点的形状函数；是单元节点数。计算得到: （2-37）其中：为单元的自由表面，是，的一部分 为求解域的边界表面。取为加权函数后得到： （2-38）即 （2-39）所定义的系数如下： 将每个节点的求解方程合到一起，得到系统离散方程如下： （2-40）其中：H为翻转质量矩阵A为导纳矩阵Q为可压缩性矩阵F为激励矩阵2.5本章小结 本章主要介绍了消声器的原理，流场力学与声学的基本理论。第3章 HELMHOLTS消声器的理论设计在设计开发排气系统之前，我们需要先确定排气系统的基本型式和走向。由于汽车整车底盘已经定型，我们根据底盘布置确定了排气系统的基本走向。在确定了排气系统走向之后我们就需要确定消声器的容积和型式了。3.1消声器的选择抗性消声器都是通过消耗废气气流的能量，平衡气流的压力波动为目的进行多次的变动气流方向, 重复的使气流通过收缩而又扩大的断面或将气流分割为很多小的支流并沿着不平滑的平面流动等措施进行消声。本车基于便于布置，本车采用抗性消声器。3.2消声器容积验算消声器容积估算： （3-1）式中： V消声器容积，L； n发动机转速，r/min； i缸数 冲程数 Vst发动机排量，L Q有关消声效果的修正系数。代入各值为：n6000r/min i4 4 Vst2 L Q可取 26，对消声器要求越高时值应越大，取3。计算得出V=9 L3.3 GTPower软件及Muffler模块简介GTPower软件是美国GTI公司基于计算机技术和数值计算方法开发的发动机性能模拟与仿真软件，其中包括为消声器建模而专门设计的图形化处理模块Muffler，可以预测消声器的降噪效果。Muffler模块，可以比较全面的设计消声器，包括消声器壳体外形、尺寸、端面及各种内部元件(直管、连通管、弯管、同心管、重叠管、穿孔管、隔板、穿孔板、吸声材料等)等图形化前处理程序和各种噪声与声学分析模块。Muffler模块也可用其它的CAD图形通过格式转换来建立消声器几何形状，然后系统将此三维网格转化为其内部格式的数据文件，并在GT-ISE中导入即可自动生成GT-Power软件的模型。消声器的设计在二维平面图中进行，Muffler模块提供了正视图及左视图两种视图模式，可便于按工程图的方式填充部件。绘制完二维图后可以把模型直接转化为三维图，由于壳体是透明的，可以清晰地比较是不是所希望的内部设置，并可回到二维加以改正。Muffler模块可把设计完成的二维消声器模型网管化，并将其转化为串dat文件，导入GT-ISE中生成连通的网管，为消声器性能的进一步分析奠定了基础。仿真运行结果可以在GT-Post中查看，仿真后的数据也可以导出重新进行各种比较或者进行其他处理。3.4消声器模型消声器内部穿孔管等结构使消声器的网格化具有相当大的难度和复杂性，然而GT-Power提供的GT-Muffler模块则可以简化这一过程，受车辆底盘安装空间所限，最终选用的消声器壳体外型尺寸也不尽相