（光学工程专业论文）车用排气消声器声学及流动性能的数值分析研究.pdf

摘要 汽车在给人类社会带来便捷的现代化生活的同时，也带来了空气污染，能 源紧张，噪声污染等公害。自从汽车诞生以来，工程师就一直在汽车性能的提 升和这些公害的消除之间积极的寻求平衡点，这其中就包括对排气噪声的处理。 排气噪声的产生是十分复杂的物理过程，对应的频谱特性也十分复杂。想 要在较宽的频率范围内消减这些噪声，必须结合经验组合选型，并经过精确计 算，以及试验验证，设计出在较宽频域内都具有较高的传递损失的消声器。在 消减排气噪声的同时，还需要考虑消声器对发动机动力性能的影响，亦即尽量 降低消声器本身的压力损失 由于边界元法具有较高的精度，较短的计算时问，本文因此选用声学边界 元法对消声器进行传递损失的计算，以此对消声器的声学性能进行评价。声学 边界元法分为直接边界元和间接边界元法，由于本文研究模型的特性，需要采 用间接边界元法。在应用边界元法进行建模过程中需要注意若干细节问题， 如：模型自由边的处理，不稳定频率的处理等。 由于车身结构布置的需要，消声器常常制作成椭圆形截面。平面波在圆形 腔内的声学特性理论能否用来计算椭圆形消声器的声学性能，是本文关注的重 点问题。在这部分工作中，通过模拟计算对比，研究了不同轴向长度下不同离 心率对扩张腔和反射腔的频率响应特性的影响；研究了进出口位置对模态频率 的抑制现象：研究了插入管长度对轴向模态的抑制情况。 最后利用c f d 对三腔复杂消声器的内部流场进行数值模拟，然后分析各部 分对消声器压力损失的贡献量。同时为了更有针对性，利用d o e 正交虚拟试验 研究导流管半径、导流管母线轮廓对含内插管典型简单扩张腔消声器空气动力 学性能和声学性能的影响。 关键词：捧气噪声边界元法椭圆截面消声器轴向模态d o e a b s t r a c t t i l ed e v e l o p m e n to fa u t o m o b i l eb r i n g sc o n v e n i e n tm o d e ml i f et oh u m a n s ， m e a n w h i l ei ta l s ob r i n g sa i rp o l l u t i o na n de n e r g ys h o r t a g e s i n c et h ea p p e a r a n c eo f a u t o m o b i l e ，t h ec n g i l l c e l sh a v ec o n t i n u o u s l yb e e ns e e k i n gt h eb a l a n c eb e t w e e nt l a c i m p r o v e m e n to ft l a ep e r f o r m a n c ea n dt h ee l i m i n a t i o no f s i d ee f f e c t s t h eg e n e r a t i n go fe x h a u s tn o i s ei sav e r ye o m p l i e a t e x lp h y s i c a lp r o c e s s ，i t s c o r r e s p o n d i n gf r e q u e n c yc o n t e n ti sa l s ov e r yc o m p l e x i no r d e r t or e d u c et h en o i s e i naw i d ef r e q u e n c yc o v e r a g e ，t h em u f f l e r s ，t h a tb ee a l e u l a l e da n dt e s t e de x a c t l y , m u s t b eu s e d o nt l a co t l a e rh a n d , t h ei n f l u e n c eo ft h em u f l l c ro nt h ep e r f o r m a n c eo fe n g i n e ， s c i l i c e tp r e s sl o s i n go ft l a cm u f f l e r s m u s tb ec o n s i d e r e d b c c a u s ct h eb e mh a sb e t t e rp r e c i s i o na n dn e e d sl e s sc a l c u l a t i o nt i m e ，i nt h i s p a p c r , b e mi su s e dt oo b t a i nt h el r a n s f c rl o s s ，s ot h a tt h ea c o u s t i cp , r f o r m a c eo f t h em u f f l e r 啪b ce v a l u a t e d b e mi t , e l u d e si ) b e m ( d i r e c tb o u n d a r ym e t h o d ) a n d i b e m ( i d i r e c tb o u d a r ym e t h o d ) b c c a u $ 1 ，o ft h ec h a r a c t e r i s t i co ft l a em o d e l ，i b e m h a sb e e nc h o s e n b yt h em o d e l i n gw i t hi b e maf e wd e t a i l sm u s tb cn o t i c e d , f o r e x a m p l e ，d i s p o s a lo ff r e ec d g ca n du n s t a b l ef r e q u e n c y o na e e o n n to fs t r u c t u r a lr e q u i r e m e n t sd u r i n gt l a cd e s i g no fv c h i e l e ，t h em u f f l e r s a r cm a d e u s u a l l yw i t he l l i p t i cs e c t i o n w l a e t l a c rp l a n ew a v e - m e t h o dc o u l db eu s e db y t h ea c o u s t i c p e r f o r m a n c ec a l c u l a t i o no ft h em u f f l e rw i t he 1 1 i p t i es c c t i o l l ，i st h ep i v o t o ft h i sp a p e r b yt h i ss e c t i o n , t h r o u g hc o m p a r i s o nb e t w e e nd i f f e r e n ts c h e m e s ，i tw a s r e s e a r e h e x t , t l a ei n f l u c r l c co fd i f f e r e n te c c e n t r i c i t yo nt h ef r e q u e n c yr e s p o n s e c h a r a c t e r i s t i c so fe x p a n d i n gc a v i t yo rr e f l e c t i n gc a v i t yw i t hd i f f e r e n tl e n g t h ，t h e c l i m i n a t i o ne f f e c to fd i f f e r e n ti n l e ta n do u t l e tp o s i t i o n s0 1 1t h em o d ef r e q u e n c y , a n d t h ee l i m i n a t i o ne f f e c to fd i f f e r e n ti n s i d ep i p el e n g t ho nt h ea x i a lm o d e i nt h ef i n a l i t y b a s e do nd o et e c h n o l o g yt l a ei n s i d ef l o wf i e l do fm u f f l e rh a s b e e nr e s e a r c h e d k e yw o r d s ：e x h a u s tn o i s e ，b e m ，m u f f l e r 研t he l l i p t i cs e c t i o n , a x i a lm o d e ，d o e 学位论文版权使用授权书 本人完全了解同济大学关于收集、保存、使用学位论文的规定， 同意如下各项内容：按照学校要求提交学位论文的印刷本和电子版 本；学校有权保存学位论文的印刷本和电子版，并采用影印、缩印、 扫描、数字化或其它手段保存论文；学校有权提供目录检索以及提供 本学位论文全文或者部分的阅览服务；学校有权按有关规定向国家有 关部门或者机构送交论文的复印件和电子版；在不以赢利为目的的前 提下，学校可以适当复制论文的部分或全部内容用于学术活动。 学位论文作者签名： 杨缒鬼 幻卵年月2 d 日 同济大学学位论文原创性声明 本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在导师指导下，进行 研究工作所取得的成果。除文中已经注明引用的内容外，本学位论文 的研究成果不包含任何他人创作的、已公开发表或者没有公开发表的 作品的内容。对本论文所涉及的研究工作做出贡献的其他个人和集 体，均已在文中以明确方式标明。本学位论文原创性声明的法律责任 由本人承担。 学位论文作者签名：7 i 匆 2 0 0 7 年只幻h 第1 章绪论 1 1 噪声的危害及其控制 第1 章绪论 噪声污染和大气污染，水污染被认为是当今世界三大污染。噪声对人的危 害是多方面的，主要镖现在生理和心理两大方面： 1 ) 影响人的生理健康：强噪声妨碍人正常交谈及影响人的正常休息，一个人 如果长期处于强噪声环境之中而没有采取有效的防护措施就会逐渐造成耳聋， 只有噪声级在8 0 分贝以下，才能保证人长期工作不至耳聋。大量心脏病的发展 和恶化与噪声也有着密切的联系。噪声会引起人体的紧张反应，使肾上腺素增 加，从而引起心率改变和血压升高。 2 ) 影响人的心理健康：噪声使人烦躁不安，容易产生疲劳感，影响精力集中 和工作效率。又由于噪声的掩蔽效应，往往使人不易察觉危险信号，从而造成 事故 随着工业化程度的提高，噪声危害范围日益扩大。改革开放2 0 年来，随着 城市的发展和道路基础设旌的逐步改善，城市的各类车辆数量急剧上升，交通 噪声污染越来越严重，对人们工作和健康的影响也越来越受到关注。2 0 0 0 年， 通过对2 1 4 个城市的道路交通噪声进行监测发现，8 的城市污染较重2 2 钱 的城市属中度污染，5 3 鼹的城市属轻度污染，只有1 g 4 0 的城市声环境质量 较好 据统计，城市交通噪声是当前城市环境噪声中最主要的噪声源，约占整个 环境噪声能量的5 0 - 7 5 社会现代化的进步以及汽车工业和交通运输业的发 展，使得国内汽车的拥有量与日俱增。目前国内的汽车工业正处于蓬勃发展之 际。据国务院发展研究中心的统计，中国汽车保有量将在2 0 1 0 年达到5 6 6 9 万辆， 2 0 2 0 i 1 e 达到1 3 1 0 3 万辆。可以想象，在汽车如此之多的情况下，若不能有效地控 第l 章绪论 制汽车噪声，届时，交通噪声污染将会恶化，并严重影响到人们的生活、学习 和工作。 图1 1 欧盟关于汽车加速噪声限值的变化 图1 2 日本关于汽车加速噪声限值的变化 世界主要汽车大国，如美国、日本、欧盟、韩国等纷纷表现出对噪声污染 问题的高度关注和日趋严格的控制英国早在1 9 6 0 年就制订了防止噪声法，而 美国纽约、芝加哥、洛杉矶等城市也相继制订了噪声防治条例。其他国家和地 2 第1 章绪论 区，包括我国也相应制订了噪声标准，而且标准基本上每5 年修订一次，每次修 订后都将噪声限值下调2 3 曲，以满足人们对环境要求的提高。m 啪 我国在1 9 7 9 年制定并公布了g b1 4 9 5 7 9 机动车辆允许噪声和g b1 4 9 6 - 7 9 机动车辆噪声测量方法等几项关于车辆噪声的国家标准。近年来，世界各 国对车辆噪声限值的要求越来越严格，我国也制定了新标准汽车加速行驶车 外噪声限值及测量方法( g b1 4 9 5 2 0 0 2 ) ，新标准的出台促使各大汽车厂商对 控制车辆噪声不断研究深入 1 2 噪声控镧与汽车设计 近几年，国际汽车界制定了一系列新标准，称为n y h 标准，即噪音( n o i s e ) 、 振动( v i b r a t i o n ) 、平顺性( h a r s h n e s s ) 三项标准，通常称为乘坐轿车的“舒适 感”。目前，n v h 问题不仅影响到整车厂，也影响到了汽车零部件企业。一个产 品的n v l t 特性能否令人满意直接影响了公众对于产品的认可，进而影响到产品 的销量。因此各大公司都非常重视。并且在研发阶段，在解决n v h 问题上投入 了相当大的精力。 作为n 问题的一部分，噪声是汽车设计中需要考虑的重要问题。各种汽车 所产生的噪声己经成为现代城市中最主要的噪声源。一方面，国内外制订了日 益严格的噪声控制标准和法规，另一方面，消费者和公众对汽车噪声问题的持 续关注，使得噪声已成为衡量汽车产品质量的一项重要的标准。所以，汽车所 产生的噪声控制问题也发展成为汽车技术研究中一个重要方向而发动机捧气 系统噪声是城市工况汽车噪声中非常重要的一部分，如何更好的解决发动机捧 气系统噪声，是噪声研究中十分重要的课题 第1 章绪论 1 3 国内外在排气噪声控制方向的研究现状及发展动态 早在1 9 0 9 年，汽车制造商就开始提出解决汽车噪声问题。从2 0 年代以后，逐 渐兴起了根据平面波理论计算消声器的传统方法传递矩阵法另外一种基 于一维平面波理论的研究方法是一维不稳定流动分析法。这两种一维平面波模 型是对消声器内部声场的近似理论分析，当消声器截面几何尺寸较小，且噪声 频率不太高( 1 0 0 0 h z ) 的情况下，这种分析方法是适用的，但当噪声频率提高， 这时平面波与线性化假设便不再适用，而应采取更加精确的二维理论数值分析 方法来进行分析，包括：有限差分法，有限元法和边界单元法等 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的 消声器结构二维有限元模型是分析捧气消声器的有效方法并具有较高的精度， 其前提是单元划分应使单元边长小于声波波长，且随着频率的增加，单元、节 点数目应随之增大 边界元法与有限元法、有限差分法等同属于求解多维问题的数值解法，但边 界元法与其它数值方法相比，只需离散边界而不必对内部区域进行具体划分就 能得到结果，特别对于复杂的消声器二维消声量计算尤为适用，其明显的优点 是减少了空问维数和处理问题时方程的个数，因而大大减少了所需数据量和划 分单元模型的工作量，同时边界元法的数值精度也很高。 各种数值分析软件经历了几十年的长足发展，也涌现出大量声学分析模块和 专业的声学分析软件。如s y s n o i s e ，己经能够用多种方法，如有限元和边界元 等方法，对同一问题进行分析，且能考虑气体流动、壁面振动对消声性能的影 响，从而使得对复杂消声器的性能仿真分析成为可能。 在汽车捧气消声器设计中，如何能够得到与排气系统其它元件相匹配的最大 消声量的消声器结构参数，一直是消声器最优化设计所追求的目标1 9 9 5 年，旧 郑勋两次使用正交设计方法对汽车捧气消声器进行优化设计，找出了不同参数 对消声器性能的影响程度和变化规律。2 0 0 1 年，c h a o - n a n w a n g 啪1 用边界元法分 析了在线性梯度温度场中消声器的消声性能，得到了温度与消声量的关系曲线。 4 第1 章绪论 1 4 本文的工作 本文选取实际捧气系统总成，以影响捧气系统的消声性能的几何及结构设 计参数作为研究对象，通过模拟计算，试验验证，分析对比计算结果，得出捧 气系统消声性能的优化设计体系。 捧气系统的消声性能以及压力损失是一对矛盾，在捧气系统设计过程中必 须全面进行考虑。本文首先选取某机型的捧气系统总成，用c a d 软件进行实体建 模，建模过程中，注意对捧气系统进行有效的简化然后再利用有限元软件 h y p e r = e s h 划分模型，利用声学有限元软件s y s n o i s e 分析捧气系统的综合消声性 能。并用上述软件研究排气系统空腔内气体的低频模态，并且研究捧气系统的 四端子参数，从而求导出捧气系统的插入损失和捧气损失。通过按计划，分步 的改变捧气系统的几何及结构参数，对比模拟计算结果，分析这些因素对捧气 系统的消声性能的影响。并且对选定的捧气系统，在e 的基础上进行结构的优 化设计，以使其压力损失达到预期的效果。 5 第2 章捧气噪声的产生和消减 第2 章捧气噪声的产生和消减 2 1 排气嗓声发生机理及其频谱特性 捧气噪声是汽车及其发动机最主要的噪声源，它的噪声往往比发动机噪声 ( 捧气噪声除外) 高l o - 1 5 d b ( a ) 。发动机全负荷工作时，捧气开始时气缸内燃气 温度高达8 0 0 - 1 0 0 0 ，气缸压力约为3 1 0 5p a 到4 1 0 5p a 由于这时气缸内的 压力为排气管内压力的两倍以上，排气为超临界流动，这时通过捧气门的气体 流速等于燃气中的声速，一般可达5 5 0 - 7 0 0 m s 。自由排气阶段，虽然占整个捧 气时间的百分比不大，但气体流速很高，捧出废气量可达6 嘴以上。废气从捧气 门以高速冲出，沿着排气歧管进入消声器，最后从尾管捧入大气，这一过程中， 产生了宽频带的捧气噪声。嘲 排气噪声的频谱常包含以下频谱成分：以每秒钟内捧气次数为基频的捧气 噪声、管道内气柱的共振噪声、捧气歧管处的气流吹气声、废气喷注和冲击噪 声、气缸亥姆霍兹共振噪声、气门杆背部的卡门涡流噪声和捧气系统管道内壁 面处的紊流噪声等 2 1 1 基频捧气噪声 基频噪声是由于内燃机每一缸的捧气门开启时，气缸内燃气突然以高速喷 出，气流冲击到捧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， 从而激发出噪声由于各气缸捧气是在指定的相位上周期性地进行，因而这是 一种周期性的噪声。这种噪声是一种典型的低频噪声。基频噪声频率显然和每 秒钟的拌气次数，即和爆发频率是相同的，故基频噪声的频率为： 石= 斋( 胞) ( 2 1 ) 式中，z 为内燃机气缸数；n 为内燃机转速，r r a i n ；r 为冲程系数，四冲程r 6 第2 章捧气噪声的产生和消减 = 2 ，二冲程r = l 。在排气噪声频谱上，通常在基频z 或其第二、三次谐波2 f l 、 3 f , 附近出现峰值，频率再高时，以捧气次数为基频的捧气噪声声压级不大。 2 1 2 捧气管道内气柱共振嗓声 在排气系统管道中的空气柱，在周期性捧气噪声的激发下，因发生共振而 产生空气共振噪声。若把消声器入口到各缸捧气门之距离。取一平均值估为捧 气总管的长度，则，不同，管内的气柱共振频率也不同，视总管为一闭管时， 出口处的声阻抗z 就不同。z 的计算公式为： 一 纠 z2 雕螂了 ( 2 2 ) 式中， ，= 一i ：s 为管的截面积，单位为m 2 ；，为气体密度，k s 埘，：c 为声 速，m s ；，为总管长，m ；埘为圆周率。 中心频率5 0 ( 0 - - 1 0 0 0 l t z 频带内的噪声，主要来自气道内气柱的共振，单缸内 燃机共振噪声显得特别突出。 2 1 3 捧气歧管处的气流吹气声 当多缸机工作时，可以近似的认为，任何时刻都只有一个气缸中废气大量 捧出，其余各缸是关闭的。假定某一缸废气大量捧出，当气流流向总管时，它 会吹向其他各气道的开口端，并且气流流速也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，便会产生一种周期性的涡流。这种涡流将 使歧管内气体产生压力波动，从而激发出噪声，这种噪声称为。唇”音或。边 棱音”，“唇”部附近产生的周期性涡流其频率为： ，2 墨言 ( 2 3 ) 式中，墨为颠脱哈尔数，为一与流场的不定常性有关的数，无量纲；v 为废 7 第2 章捧气噪声的产生和消减 气流经捧气歧管时的流速，单位m s ；d 为气道口径，单位m 。 因v 随曲轴转角而变，总会有一些气流速度符合气道共振的条件而发出气体 共振噪声。此外，高速气流通过消声器狭窄部分时流速增大，并产生废气涡流， 紊流所产生的声强与流速的8 次方成正比，频率成分主要是高频。 2 1 4 亥姆霍兹共振噪声 对于某些发动机，尤其是单缸机，捧气门开启时，正在捧气的气缸与捧气 管相通，该气缸容积如同一个亥姆霍兹共振器，由于气缸内气体共振，激发出 噪声。其共振频率为： ，= 瓦c ( 2 4 ) 式中，c 为声速，m s ；，r ts 分别为捧气管长度，m 半径，n l ；截面积， 州2 ；v 为气缸工作体积，肼3 双缸，三缸发动机也存在亥姆霍兹共振噪声对 于四缸以上的多缸发动机，由于各缸之间的相互干扰，捧气歧管及总管较长。 故此噪声并不突出。亥姆霍兹共振噪声的特点是它与发动机转速无关。因此， 在捧气噪声频谱中与发动机转速变化无关的噪声往往是亥姆霍兹共振噪声。 2 1 5 废气喷注和冲击噪声 在自由捧气阶段，捧气门处会由于高速的气流喷注而产生强烈的喷注噪声。 又由于气体的粘性，废气捧出后，会带动捧气门后的气体一起运动；产生卷吸 作用，使周围气体发生旋转，形成涡流，辐射出涡流噪声。另外，捧气门附近 存在着气体压力的不连续面。这种压力不连续会产生冲击波，因而产生冲击噪 声 废气喷注噪声与冲击噪声是连续宽带的高频噪声这种噪声的峰值频率为 第2 章捧气噪声的产生和消减 l - s i 专 喷注和冲击噪声级的经验公式为： 8 0 + 2 0 1 9 d + 2 0 1 9 ( r 一1 ) 2 ( r 一0 5 ) 】 l = 7 0 + 2 0 1 9 d + 1 0 ( r 一1 8 9 3 x r 1 3 ) 9 7 + 2 0 1 9 d ( 2 5 ) r 2 2 足 3 1 ( 2 6 ) 式中，墨为斯脱哈尔数，基数值与临界压力比有关，d 为喷口特征尺寸，圆 孔取其直径，m ，l 式中为咖；。为当地声速，m s ；r = g c o ；l 为距喷e l l m , 9 0 处的a 声级。 强制捧气阶段，废气流经排气门处也会产生喷注噪声，此时的峰值频率和 声功率为： 兀= 墨詈 工，2 - - 4 5 + l o l g s + 8 0 1 9 v ( 2 7 ) 式中，s 为捧气门处流通面积的平均数，m 2 ； ，为废气流经捧气门处的流速， m s ；d 为捧气门直径，毗 置为斯脱哈尔数，取墨= 1 。5 2 0 2 1 6 捧气管内壁面处的摩攘及紊流噪声 在超临界捧气阶段，在捧气门附近的一段气道内气体流动的速度接近当地 声速。这时气体在管道中的流动雷诺数j 匕2 3 2 0 ，废气的流动是紊流流动。紊 流在管壁上有一厚度为万的很薄的附面层，这附面层底部还有一厚度为艿的层 流底层，见图2 1 ，在占的范围内，流体的速度从壁面的零值增加到0 9 9 ，v o 是管中心的流速，可见，在附面层中，流速的变化十分剧烈，无疑存在着涡流。 另外，由于捧气道内的气体温度很高，而气道壁面的温度只有1 0 0 左右，这样 9 第2 章捧气噪声的产生和消减 在管壁附近的气体中存在很大的温度梯度，此温度梯度更加剧了气流的紊流程 度。 图2 1 管壁附着层示意图 捧气道内壁面一般均用沙芯铸造成型，表面的绝对粗糙度h = o 3 _ 加6 m m 这个高度大于捧气道内气体流动的紊流附面层中的层流底面层厚度艿。这样， 当气流绕流过凸出物时，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。捧气道内壁面附近造成的涡流引 起壁面附近的气体压力波动，辐射出噪声。这种紊流噪声主要是宽带的高频噪 声。 2 1 7 与捧气有关的其它一些曛声源 1 ) 捧气门杆产生的涡流噪声 从气缸中捧出的废气进入捧气道以后，在流动过程中首先遇到的是立于气 道中的捧气门杆。具有粘性的废气绕流过这个圆柱体时，在柱体的表面将产生 附面层，迎着气流的一面附面层较薄，随着气流沿柱面两侧绕流，附面层将越 积越厚，使一部分气体在柱体的后面堆积起来，形成一个死区。向前运动的气 流由于气体的粘滞力而带动死区中的部分气体旋转，很快形成涡流坯，并迅速 增长，产生噪声。 2 ) 可燃物质在排气系统中再燃烧产生的噪声 由于多种原因，发动机捧出的废气中还会含有极少量的可燃物质和氧。在 i o 第2 章捧气噪声的产生和消减 捧气过程中气体剧烈地再混合，使这部分可燃物质在捧气系统中燃烧，造成局 部地区气体压力波动，加剧了原来捧气系统中气体压力脉动的程度 3 ) 气体脉动压力激发管壁产生的噪声 发动机捧气是周期性的，因此捧气系统中废气的压力是脉冲的，这种脉冲 压力作用在捧气系统的管壁上，激发这些弹性构件发生振动。如果构件的自振 频率与压力的脉动频率正好一致，就将发生强烈共振而辐射出噪声。 4 ) 气门落座声 高速内燃机在设计时，要求捧气门的落座速度通过捧气凸轮型线的缓冲段 加以控制，但是由于加工和装配误差往往使气门落座速度和加速度仍然很大落 座时加速度有时甚至高达6 0 0 0 r a l s 2 。这种高速落座，在捧气门与气门座之间造 成金属撞击，引起气门的振动，而发出噪声 5 ) 气流通过断面突变处的湍流噪声 发动机捧气系统内，捧气门底圈与捧气道的交接处，捧气道与捧气歧管的 交接处，在加工和装配过程中不可避免的会造成流动断面发生突然变化。捧气 总管的出口是这种变化最显著的地方。气流在这些断面会产生湍流并辐射出噪 声。 由于发动机捧气噪声是由上述几种频率成分组成的，所以捧气噪声频谱一 般呈明显的低频特性，但中、高频噪声也会达到一定的程度。中频噪声一般是 由气柱共振和捧气基频的高次谐波延伸所致，而高频噪声主要是由捧气时产生 的喷注噪声，涡流声，以及捧气系统管壁振动等所附加的噪声结构不同的内 燃机，随着气缸数，燃烧室形状，燃料的种类，内燃机转速等的不同，其捧气 噪声将会有不同形状的频谱。同一类型的内燃机的频谱大体上相似，多缸机和 单缸机的频谱则有不同的特征。 捧气噪声的测量是很困难的，因为用近场法测量，很难避免燃烧噪声和其 它机械噪声的影响，不少文献建议用加长管将排气管口引至适当距离，并在与 排气管口成4 5 。方向上距管口l m ( 或0 5 m ) 处进行测量。这样测量的结果只是捧 第2 章捧气噪声的产生和消减 气噪声的近似值，因为捧气噪声经加长管后有一定衰减，另外，加长管也有可 能产生共鸣声，而且捧气噪声的大小又受出口面积的影响。在实际测量时，应 根据不同的测试目的来选择合适的测试方法。 2 2 排气消声器的种类 消声器是汽车内燃机排气系统中广泛采用的消声装置，研究开发具有良好 性能的消声器，一直成为噪声控制工程中一项重要课题。按照消声器的消声机 理，可以分为阻性消声器、抗性消声器和阻抗复合式消声嚣三类。 阻性消声器是利用在管道内适当的布置吸声材料，部分的吸收管道中传播 的声能，类似电路中电阻的作用。这类消声器的特点是在中、高频范围内具有 良好的消声性能。 抗性消声器是利用各种形状、尺寸的管道或所谓共振腔的适当组合，造成 声波在系统中传播时阻抗失配，使声波在管道和共振腔内发生反射或干涉，从 而降低了它输出的声能。由于它的消声效果随频率而变化，故又称声学滤波器 抗性消声器的消声频率较窄，在中、低频的消声效果较好，高频较差 阻抗复合式消声器是把阻性和抗性消声器结合起来，故从低频、中频到高 频均具有良好的消声效果。 对于汽车消声器，采用抗性消声器最为合适，实际应用的也最为广泛，因 为抗性消声器是全金属结构，结构简单，便于加工，成本低，耐高温，耐腐蚀， 耐气流冲击，寿命长。为了弥补阻性消声器高频消声效果较差的缺陷，通常需 要采用如穿孔板，穿孔管，多级结构等对高频消声效果较好的结构。 现代汽车排气系统抗性消声器，其内部结构形式多样，但组成消声器基本 单元不外乎图2 2 所示的扩张型元件与共振型元件。扩张型元件如图2 2 a 所示， 当气流通过时得到突然扩张，从而消耗掉一部分声能；当气流再次收拢时，一 部分声波和气流会反射回来，如此进行下去，总有一部分气流和声波作往复运 动，使相当一部分声能被消耗掉，从而使噪声得到衰减。共振型元件如图2 2 b 1 2 第2 章捧气噪声的产生和消减 所示，在捧气通道中设置与其相通的封闭空室，当气流经过小孔时。小孔孔颈 中的气体在声压作用下象活塞一样往复运动，使声波与孔颈壁面相互摩擦，一 部分声能转化为热能。单孔共振室只对单一声频有效，在实际消声器常采用亥 姆霍兹共振体，即穿孔管或穿孔板，如图2 2 c ，d 所示由于在通路上开有很多 小孔，因此消声频率范围拉的比较宽 图2 2 a 扩张腔图2 2 b 共振腔 图2 2 c 穿孔管图2 2 d 穿孔板 图2 2 典型抗性消声器内部结构 2 3 消声器性能评价指标 在消声器的设计过程中需要满足这样一些技术要求：首先，能耐高温、 耐腐蚀，机械性能好，工作可靠，使用寿命长，结构简单，工艺性好，成本低# 此外，消声器壳体及内部隔板刚度要好，以防激发强烈振动，辐射出噪声；消 声器的外形尺寸也应与整车协调，如轿车车架底部空间紧张j 消声器往往不得 不做成扁平形状。相较上面的各种性能指标，消声性能和功率损失情况两方面 最为重要。 2 3 1 消声性能的评价 目前评价捧气消声器的消声量通常使用插入损失和传递损失 o 第2 章捧气噪声的产生和消减 插入损失工。，定义为安装消声器前后在某固定测点处测得的计数声级( 或 总声压级、频带声压级) 之差。 k = l l l p 2 ( d b ) ( 2 8 ) 式中，0 ，三，2 为安装消声器前后在某测点测得的计数声级。 由于插入损失易于现场测量，非常实用，被g b 4 7 5 9 - 8 4 内燃机排气消声器 测量方法规定作为消声器评价指标。在测量插入损失时需注意本底噪声的影 响，同时应在未装消声器时，在捧气管口加装一段与消声器等长的空管，以保 证在安装消声器前后测点不变时测距也不变。 传递损失厶：，也称传声损失或透射损失，它反映了消声器入口的入射声能 与出口的透射声能之比。消声器的传递损失只与自身结构有关，而不受生源特 性以及尾管特性的影响，是消声器研究中最常用的性能指标。在消声器进出 1 3 满足平面波条件时，传递损失定义为消声器进e l 端的入射声功率和出口声功 率的比值的常用对数乘以1 0 ，即为入射于消声器的声功率的差值，其数学表达 式为： t l = 1 0 1 9 _ 兰- 锄k 吲 亿9 ， 式中，彤、形消声器入口处与出口处的入射声功率和透射声功率； 、p l 消声器入口处与出口处的入射声压和透射声压。 消声器入口处的声压a 可以用入射波p 和反射波b 之和来表示，即 ，i = a + 办 ( 2 1 0 ) 而质点速度可表示为 岛c o m5 昂一只 ( 2 1 1 ) 式中，风为空气密度，吒为声速。 1 4 第2 章捧气噪声的产生和消减 ( 2 1 0 ) 式和( 2 1 1 ) 相加得 a2 ( p l + p o c o v = ) 1 2 ( 2 。t 2 ) 假设出口为无反射端，则 见。a ( 2 1 3 ) 将( 2 1 2 ) 和( 2 1 3 ) 式代入( 2 9 ) 式得 t l = 2 0 1 9 l 唰 亿 由上式可知，当h 为已知或给定时，利用有限元方法求出消声器内声压场，再将 其进出e l 的声压值代入上式，即可得到消声器的传递损失。 假如出口处存在反射波，则 见2 b + 丹 ( 2 1 5 ) 式中，办为出口处的反射波声压同理，可以求得： 只2 ( p 2 + p o c o v 2 ) 2 ( 2 1 6 ) 式中，v 2 是出e l 处的质点速度此时，传递损失变为： z = 2 0 l g l 业p 2 + p 划o c o v z 亿1 m r 7 、 计算出1 2 1 处有反射波情况下的传递损失，需要知道入口和出1 2 处的质点速 度。实际中的尾管处总存在辐射阻抗，尾管出口阻抗和尾管内的特性阻抗不相 等，必然产生反射波。因此采用( 2 1 7 ) 计算传递损失更符合实际情况。 2 3 2 功率损失的评价指标 为了考查捧气消声器对内燃机性能的影响，通常采用功率损失比来评价。 消声器的功率损失比凡是内燃机在标定工况下不使用消声器与使用消声器时的 相对功率损失百分比的百分比，即 第2 章捧气噪声的产生和消减 r ：n e t - n e 塑1 0 0 1 肫l ( 2 1 8 ) 在测量消声器功率损失比时，应遵照有关内燃机台架试验方法的标准规定进行。 此外应注意在装换消声器前后尽量保证试验环境、机器状态不发生变化，以免 造成误差。一般要求功率损失比凡 5 。 消声器还可以用压力损失来评价其空气动力性能。压力损失是由于消声器 内壁和气流摩擦、管道弯头、穿孔板及管道截面突变所致。压力损失一般用消 声器入口和出口的全压差来表示压力损失越大，消声器消耗内燃机功率也越 大，同时也将造成排气背压、捧气温度的升高 2 4 本章小结 捧气噪声的形成机理是十分复杂的，对应其频谱特性也较复杂，本章对此 进行了详细的阐述。捧气噪声主要是由基频排气噪声，捧气管道内气柱共振嗓 声，捧气歧管处的气流吹气声，亥姆霍兹共振噪声，废气喷注和冲击噪声，捧 气管内壁面处的摩擦及紊流噪声，以及其他的一些机械及流动的噪声源产生的 噪声组成的。为了消除这些噪声，必须加装后处理装置，应用最广泛的后处理 装置就是消声器。本章介绍了常用消声器的种类，重点介绍了抗性消声器的典 型结构。最后，介绍了捧气消声器的两个最重要的性能，消声性能以及功率损 失的评价指标。 1 6 第3 章声学边界元法 第3 章声学边界元法 如第一章所述，目前用于分析消声器消声性能的数值方法主要是有限元法， 有限差分法，和边界元法。边界元法由于其减少了空间维数和处理问题时方程 的个数。因而大大减少了所需数据量和划分单元模型的工作量，并且边界元法 的数值精度也很高，所以在消声器消声性能计算中应用广泛。本章节将详细介 绍边界元法的相关原理。 3 1 直接边界元d b e i b 问接边界元i b 口 边界元法主要分两种：直接边界元法( d i r e c tb e m ，d b e m ) 和间接边界元 法( i n d i r e c tb e m ，m e m ) 。直接边界元法有时也被称为直接配置边界元法( d i r e c t c o l l a t i o n a lb e m ) 。间接边界元法主要是运用变分技术来进行计算，因此间接边 界元法也称为间接变分边界元法。c i s k o w s k i 和b r e b b i a 合著的书嘧1 ，以及w u e a j 主编盼书对d b e m 进行详细的解释，另外w u 的书中也对i b e m 进行深入研究 v l a h o p o u l o m 分别利用d b e m 和i b e m ，对感兴趣的声学域进行表面( 三维) 或边界( 二维) 积分，能够计算出声场中的压力、速度和强度。不管是i b e m 还 是d b e m ，都用到k i r c h o f f - h e l m h o l t z 方程，格林函数以及求导后的格林函数 m e m 和d b e m 最大的不同是采用的基本变量不同。d b e m 中的基本变量是压 力和速度，如图3 1 ( a ) 所示。而i b e m 中的基本变量是压力差卢，以及沿法线 方向的压力梯度盯，如图3 1 ( b ) 所示根据d b e m 对基本变量的定义，场域 内部和外部是不同的，因此d b e m 只能单独计算内部问题或单独计算外部问题， 而不能同时计算内外部问题。i b e m 可以同时计算内部和外部问题，这得益于它 的基本交量包含内外两个场域的信息。i b e m 的这个特征使得声学区域模型可以 开口，而不必封闭。i b e m 模型通过变分技术可以获得对称的系统矩阵，这样 i b e m 模型就可以同结构有限元( f i n i t ee l e m e n tm e t h o d ) 模型耦合。 1 7 第3 章声学边界元法 lp l ，n 2 a 一见 ( b ) 图3 1 删和i 唧中用的基本变量 一锄o n “p i ，锄，a l d b e m 和i b e m 都存在不稳定频率问题w u 发现【砑，采用d b e m 来处理 不稳定频率问题要比i b e m 容易，而且计算强度低。i b e m 解决不稳定频率要至 少增加2 0 的网格数。对同样的模型，d b e m 和m e m 的计算时问变化很大 图3 2 显示的是节点数( 模型尺寸的等效作用) 和计算时间的变化关系。当计算 小模型时，d b e m 计算效率高，但是随着节点数的升高，计算时间急剧增加。 1 b e m 初始化系统矩阵需要消耗较多计算时间，计算小模型时，效率不高，但是 计算大模型时，i b e m 计算时间要小于d b e m d b e m 和i b e m 的特点有以下几条： 1 ) d b e m 只能单独计算内部场域或外部场域，而不能同时计算内、外部场域； b ) i b e m 能够同时计算内、外部场域； c ) i b e m 可以处理开口、不封闭的声学模型； d ) d b e m 处理不稳定频率比较容易； e ) d b e m 计算小模型效率高；i b e m 计算大模型效率高。 第3 章声学边界元法 星 茁 琳 孟 节点数 图3 2i b 瞳和口计算时间的比较 3 2 声学腔的h ei 曲o l t z 声波方程 声学腔含有三维空间域7 - ，如图3 3 所示。当声学激励源包含在腔内部时。 声波传播的三维线性波动方程为： v 锄，专窘阶岛等 b 。， 这里，p 是声压，t 是时间，c 是声速，p o 为介质的密度，而v 为单位声源 的功率流量 对方程3 1 的初始条件，以及边界条件的设置，都假定： 贴o ) 砘和o ) = a ，( i ，0 = 声g ，f ) 在s 1 。 妻( i ，t ) ：杰( 王0 。 珈 在s 2 。 1 9 ( 3 2 ) 第3 章声学边界元法 边再s 图3 3 声学腔内部向恿的结构图 对公式3 1 进行拉普拉斯变换，并假定初始条件为0 ，这样就得到变换后的 声波方程。根据它，可以得到点声源的声辐射方程： 妒烈毫j ) 一事烈j ，d 2 蹁少( j ，引 ( ，3 ) 俨：l 这里，v 2 是拉普拉斯算子，卸铂，s 是拉普拉斯变换参数，而p g ，j ) 为拉 普拉斯变换后的声压 将s 替换为蛔后，方程3 3 变成单位体积下声源强度的空间h e l m h o l t z 方程。 v 2 p ( j ，j ) 一k 2 p 佤s ) 2 矿( i ，s ) ( 3 4 ) 这里，k = c v c 为波速，i f f i 一1 第3 章声学边界元法 3 3 声腔的直接边界元( 明日) 公式 声腔的边界积分公式是从g 懈n 积分公式推导得来。g 姗公式将体积域吒 的体积分转换为边界s 上的表面积分： m 烈j ，s ) v 2 g ( i 歹，j ) 一g ( i ，只，罗2 烈i ，s ) m 砷 = 啦，砖和鄙荆和，卜 b ， 格林函数g ( i ，歹，s ) 是非齐次h e h n h o i 乜声压方程的基本解。 v 2 硪乏只s ，一事g c i 歹劫= 一占t i 一刃 。回 这里，x 是场点，y 是域点，6 是d i r a c 函数。 方程3 6 的基本解为“”： g 仁如) = 去乒 这里，s 是h p l 蛳变换参数，2 l l 一) ，i 是场点和域点之间的距离，c 是声速。 基本解g r e e n 函数的法向导数为， 知如，= ( 珊一滁司 b 酌 将方程3 4 进行进一步整理可得 v 2 烈i ，j ) = j 岛y 一七2 p ( i s ) ( 3 9 ) 同样对方程3 6 也进行整理， v 2 g ( 置歹，。) = 联i 一歹) 一j 2 9 ( i 歹，j ) 0 1 0 ) 将方程3 9 和3 1 0 代入方程3 5 ，得到 脏烈叫i - 歹) 搿g ) 一g ( s 彬一p ，) p2 小p 鼍一g 象】凼 ( 3 1 1 ) 2 1 第3 章声学边界元法 p ，j ) + ，( 毫s ) 刍g ( 置只s ) 凼( j ) = 印刷杀p ( i ，蛐( 矿s 风m 洲确) d v ( n ( 3 1 2 ) 现在移动域点( j ，) 到边界点几，则有 ( 兔，砖+ 烈劲) 景g 隔露，s 泌国 ( 3 1 3 ) = i g ( i ，元，j ) 昙p ( j ，j ) 幽( j ) 一j 岛j i 缈g ( j ，元，j ) a v ( x - ) 当边界上有奇异点时，必须将它从积分域内剔除。并用包含奇异点的微小 半球代替奇异点参与积分，为了对这种替代进行限制，引入了系数c “ 对于v a 内的内部场点，c 取1 ；对于光滑表面上的点，c 取0 5 ，而对于外 部点，c 取0 。 当点位于边界的边缘或顶点时，不存在唯一的平面，此时系数c 可以用广 义的公式描述： c = 昙扣