汽车消声器声学性能及流场特性数值分析_图文

1、汽车消声器声学性能及流场特性数值分析99文章编号:1006 1355(2009 04 0099 04汽车消声器声学性能及流场特性数值分析刘鹏飞, 毕传兴(合肥工业大学噪声振动工程研究所, 合肥 230009摘 要:应用声学分析软件S Y S NO ISE 及计算流体力学软件FLUENT 建立了某一SUV 汽车所装配的消声器有限元模型, 计算分析消声器的消声特性和流场特性, 得到消声器的压力损失预测值和传递损失, 经与试验值对比, 模拟计算的结果真实可靠。关键词:声学; 消声器; 声学性能; 流场特性; 数值模拟中图分类号:TK 413. 4+7 文献标识码:ANu m erical Analy

2、sis of Acoustic Perfor m ance and Aerodyna m ic Characteristics of Auto m obile sM ufflerLIU P eng fei , BI Chuan x ing(I nstitute o f Sound and V i b rati o n Research , H efe iU niversity o fTechno logy , H efei 230009, Ch i n a Abstract :Obtaining the m ufflers w ith h i g h no ise reduction perf

3、or m ance and lo w pressure l o ss is an m portan t target o f the design of exhaust syste m o f auto m ob iles i . The traditi o na lm ethod o f desi g n is based on the t h eory of one di m ension planar w ave , wh ich m ay lead to lar ge to lerance f o r three di m ensional de si g n ofm ufflersw

4、 it h co m plex structures . In th is paper , SYSNO ISE code and FLUENTcode are applied tobu ild a FE M mode l fo r the m ufflers of SUV auto mobiles . The acoustic perfor m ance and aer odyna m ic characteristics are si m u lated and ana l y zed . The backpressure and trans m ission l o ss are ob t

5、ained . Co m pa r i n g the results w ith experi m ental data , it is sho w n that the resu lts of si m ulation are reliab le . The m ethod prov i d es a reference for opti m ization desi g n of mu fflers .Key words :acoustics ; m uffler ; acoustic perfor m ance ; aerodyna m ic characteristics ; nu

6、m erical si m ulation发动机噪声是汽车的主要噪声源, 而排气噪声又是发动机的最大噪声源, 目前最主要的手段是采用消声器来控制排气噪声。但是消声器在降低噪声的同时, 会带来排气阻力增加导致发动机动力性和经济性的下降。因此, 详细研究消声器的声学特性及空气动力特性就显得非常重要。早期的消声器研究主要依据平面波理论, 并在此基础上发展出四极子声学传递矩阵法、神经网络法等进行理论分析, 但是, 对于三维结构复杂消声器, 传统的平面波理论及阻力系数计算方法存在较大的误差。随着数值计算技术的发展, 运用专业软收稿日期:2008-11-22; 修改日期:2008-12-21究生, 研究方

7、向:机械系统动力学及低噪声设计。E l件对消声器进行三维有限元数值计算可以有效地弥补这个缺点, 为消声器的设计提供新的途径。本文应用声学分析软件SYSNO I SE 及计算流体力学软件FL UENT, 分别建立了某消声器的仿真计算模型, 得到了消声器的传递损失及阻力损失, 以及内部流速、压力分布情况, 并且根据结果分析评价了消声器的性能。试验结果表明, 仿真计算的结果真实可靠, 对于消声器的设计有实用价值。1 流场分析模型1. 1 数学模型气体在消声器内的流动是复杂的三维湍流流动, 流场遵循连续方程和动量方程。对湍流的模拟采用Rea lizable 模型, 整个过程可以用雷诺时均N S 方程、

8、湍动能 及湍流耗散率 的输运方程来作者简介:刘鹏飞(1982-, 男, 江西宜春人, 合肥工业大学硕士研2009年8月1. 2 计算模型噪 声 与 振 动 控 制第4期根据变分原理, 对式1进行变换及离散, 获得有限元方程, 求解代数方程组即可获得消声器内部声场的声压分布。有限元离散方程如下:(K+j ! C -! M P =F A向速度。一般用传递损失来评价消声器的消声特性, 传递损失反映了消声器本身的结构特性, 与激励源及外界条件无关, 定义为消声器入口与出口的声功率之比, 计算公式:W in S PTL =10l g =10lg i n inW out S out P out口、出口截面

9、积, P in 和P ou t 为输入、输出声压。穿孔板的简化消声器内部有大量的穿孔板壁面, 由于穿孔直径小、数量多, 给有限元建模带来很大的困难, 因此采用穿孔阻抗即在SYSNO I SE 中施加阻尼边界条件对穿孔板壁面进行等效替代。穿孔特性声阻抗的经验公式如下:Z p =R p =1=R p +j X p V2 (4 (5 (622以某一SUV 车型所匹配的排气消声器为例, 在三维C AD 软件UG 中建立了消声器的三维几何模型, 导入到CFD 专用前处理软件GAMB I T 中进行网格划分。由于消声器内部结构复杂, 考虑到划分网格的效率, 本例采用四面体网格。为了平衡计算规模和计算精度,

10、 在小孔及薄壁结构处进行网格细化。图1 为总的消声器网格生成图。(2式中, K, C, M 为刚度、阻尼、质量矩阵, F A 为节点法(3其中, W in 和W ou t 为输入、输出声功率, S in 和S out 为进图1 消声器网格模型F i g . 1 M esh m odel of the mu ffl e r根据消声器的工况设置边界条件, 选择空气作为流体, 流动近似为三维稳态流。1 进口 给定入口速度, 选择速度V =20, 依次增加10m /s, 至60m /s为止, 可计算5个模型;2 出口 设置出口边界条件为压力出口, 压力值设为0. 1MPa ;3 壁面 无滑移速度壁面,

11、 采用标准壁面函数计算近壁网格上的各物理量。对方程中的扩散项采用中心差分格式离散, 对流项采用二阶迎风格式离散, 能够有效地保证计算的精度要求。选用SI M PLEC (Se m i I m plicitM ethod for Pressure L i n ked Equations 算法求解控制方程, 并且考虑流体粘性的影响。01+X p =! 0(l+2l 式中, p 为穿孔管内外壁声压差, V 为声在小孔中的平均振速, ! 为角频率, #为黏滞系数, 0为空气密度, a 为小孔半径, l 为壁厚, 为小孔分布校正系数, 为穿孔率。2. 2 计算模型在HYPERMESH 中建立消声器内部空

12、腔的模型, 忽略消声器壁面对声场的影响, 将模型导入到SYSNO I SE 中进行分析计算, 流体介质采用空气, 声速c =340m /s, 密度=1. 225kg /m。施加单位速度为入口边界条件, 全吸声即吸声系数%=1为出口边界条件, 壁面近似为刚性, 不考虑吸声。32 声场分析模型2. 1 理论模型声波在消声器内传播时假设:介质为均匀理想流体, 即无粘滞性; 声的传播过程是绝热过程, 与外界不存在热交换; 传播的是小振幅声波, 即介质的物态变化是线性的。作为振动, 声波满足运动方程、连续方程及物态方程, 可得到三维声波波动方程:1 pp =22c 0 t2222223 计算结果及分析3

13、. 1 速度分布以进口速度40m /s为例, 图2所示为消声器中心平面处(z =0 速度幅值云图, 由图可以看出, 沿着消声器入口管道, 气流速度逐渐降低, 到达穿孔管末端时, 速度降到最低值, 约为8m /s, 在入口管道尾端, 由于管道收缩, 速度略有增加。第一、四膨m /s-(1式中, =2+2+2为拉普拉斯算子, p 为声x y z 压汽车消声器声学性能及流场特性数值分析较低的水平。第二、三腔的速度明显高于其他两腔, 并且分布很不均匀, 多处存在漩涡。这是由于小孔高速渗流所致, 尤其是第二腔, 既有入口穿孔又有出口穿孔, 强烈交汇对流, 形成此腔的复杂流动, 如图3所示。穿孔管小孔处速

14、度较高, 达到最大值68m /s左右, 气流喷射而出, 形成一股强流, 冲向消声器外壳, 并导致较大涡流的产生。在出口管道处, 可以看出速度变化不大, 由于最后一段出口处外罩的作用, 使得气流更加均匀化。由于入口与出口的管道直径是一致的, 所以出口管道的平均速度基本等于入口平均流速。在消声器穿孔管末端及小孔流出处均有涡流产生, 由于这种噪声的声功率和气流速度的6次方成正比, 因而气流速度较高时, 将会产生很强的再生噪声。穿孔管末端涡流处气流速度较低(其值均在20m /s以下 , 因此产生的再生噪声较小。但小孔处可能会产生再生噪声, 需要加以改进。另外进口段及出口段较强的涡流会产生较大的压力损失

15、, 从而导致内燃机功率损失加大, 因此在实际工程中应尽量避免。消声器外壳采用圆弧过渡结构, 可有效减少漩涡生成, 从而避免再生噪声的产生及功率损失的加大。此外, 气流速度高到一定程度时, 还会产生喷气噪声, 其声功率和气流速度的8次方成101正比。用数量很多的小孔来代替一个大的排气管口时, 应该使小孔的总面积大于原有管口的面积, 从而保证在相同流量下不致使喷注速度过高。3. 2 压力分布图4所示为压力分布图, 四个膨胀腔压力逐渐增大, 其中入口穿孔管末端由于流速很低, 其压力最高, 这样有利于气流从小孔处扩散到膨胀腔内。速度大处, 压力减小, 所以可以看到, 在小孔流出处周围, 存在明显的低压

16、区, 导致了排气压力损失。流体从大直径的膨胀腔流往小直径的出口内插管时, 由于流体存在惯性, 流体收缩直至缩颈, 而后又逐渐扩大。在缩颈附近, 其流速提高, 表现在压力图上, 流束与管壁之间有一充满小漩涡的低压区, 从而增大了排气背压。图5所示为压力损失与入口流速的关系, 由图可见, 二者大致成二次方关系, 这是因为压力损失主要由局部阻力造成, 与速度的二次方成正比。同时, 根据试验测得的压力损失可知, 计算模型能比较准确地模拟真实情况, 二者之间的误差是由于建模时忽略了很多细节的缘故。3. 3 传递损失消声器声学模型的计算频率为20H z-2000,2009年8月噪 声 与 振 动 控 制第

17、4期示。由图可见, 此款消声器在较宽的频率范围内具有较大的消声量, 尤其是在60H z-800H z 、900H z-1100H z 、1400H z-1600H z 范围内出现最大消声, 表明穿孔消声器的中低频消声效果比较理想。与实验结果对比, 在整个频率范围内具有很好的一致性, 证明了三维有限元法的有效性及模型的准确性。图7、图8显示了消声器在70H z 及980H z 频率的声压云图。由图7可见, 声波沿着管道流过各个腔并且振动依次减弱, 基本以平面波的形式传播 ,这与低频时的一维平面波理论是吻合的。图8可以看出, 随着频率的增大, 消声器内出现了高次模式波, 膨胀腔各个截面的压力不再相

18、等, 一维平面波理论不再适用。3. 4 流场对消声性能的影响消声器工作在高速湍流中, 高速湍流能产生较大的排气噪声。气流对消声性能的影响表现为两方面:一是气流的存在会引起声传播和声衰减规律的变化; 二是气流可以产生再生噪声。气流改变了声波传播规律, 主要是因为运动介质可以改变声波的波长。当声波传播方向和气流运动方向一致时, 声波在消声器中的衰减系数下降, 降噪量减少; 当声波传播方向和气流运动方向相反时, 消声器的衰减系数增加, 降噪量增加。因此, 设计消声器时应充分利用气流与声波流的逆向作用, 提高消声效果。4 结 语在有限元理论的基础上, 通过建立复杂结构消声器的有限元模型, 利用数值模拟软件SYSNO ISE 及FLUENT 计算了消声器的压力损失及传递损失, 试验结果与计算结果的吻合说明了建模的准确及数值分析的可行性, 为实际消声器的设计提供了一种有效手段。声场分析结果表明, 采用穿孔声阻抗来模拟穿孔板能准确反映实际情况。模拟计算得到了详细的流场信息, 利用仿真结果详细分析了消声器的流