基于有限元法的消声器声学消声性能研究

基于有限元法的消声器声学消声性能研究

1汽车排气消声器设计随着科学技术的快速发展，汽车的年产量和性能不断增加，汽车噪声已成为影响人们生活环境质量的重要因素。我国环保总局于2002年1月发布的GB1495—2002汽车噪声控制法规,要求在2002年10月以后生产的轿车加速行驶车外噪声极限为77dB,货车为78～79dB,2005年1月以后生产的轿车为74dB,货车为76～77dB;并且依据2001国家环保总局发布的汽车加速行驶噪声标准的规定,超过噪声限值的机动车将不得制造、销售和进口,这无疑对汽车行业又提出了新的环保要求和挑战。使用排气消声器是降低汽车排气噪声的有效途径,目前国内的消声器设计主要依靠试验的反复验证,设计的周期长、费用高。所以利用仿真计算的方法研究汽车排气消声器,进行汽车排气消声器性能预测和优化设计是很必要的。以往国内外学者通常运用一维平面波理论对消声器进行研究,需要管道内的流量系数、管壁的摩擦因数、弯曲损失等由稳态流动状态试验测量的单个元部件的参数,与实际有着很大出入。并且应用一维模型又局限于频域范围内的横波,无法考虑实际复杂结构的排气消声器内部的三维声场。所以简单的一维理论不再适用,应采用更加符合实际的三维模型,进行消声器内部三维声场的研究分析。文中利用Sysnoise作为工具,采用三维有限元法研究了简单结构的消声器的消声性能,并与试验结果相比较,论证了三维有限元法研究声波传播的正确性。同时对复杂结构的汽车排气消声器的消声性能进行精确预测,弥补一直以来消声器依据一维平面波理论或试验设计的缺陷,从而实现消声器设计的科学化、现代化、精确化,进而加快提高汽车噪声控制的水平。2声场测定参数结合边界条件,控制方程(1)为ᐁ2p+k2p=0(1)式中p为声压,k为波数。压力边界条件为p=p¯(2)p=p¯(2)速度边界条件为νn=νn¯¯¯¯(3)νn=νn¯(3)阻抗边界条件为p/νn=Zn(4)式中νn为振动速度,Zn为特性阻抗。对于穿孔板壁面,可假定为穿孔边界条件,由于穿孔直径小、数量多,因此需要将穿孔板壁面进行一维的等效,穿孔阻抗的表达式为Z=[0.006+jk(t+0.75a)]/ϕ(5)式中t为穿孔管壁厚,a为小孔直径,ϕ为穿孔率。式(5)是由试验测量结果整理得到的近似表达式。试验件为一块16×10-4m2的穿孔板,板厚8.1×10-4m,钻孔直径2.49×10-3m,穿孔率4.2%。所以穿孔管的内壁和外壁的声场存在关系式为[νs1νs2]=A[1−1−11][ps1ps2]+[a1a2](6)[νs1νs2]=A[1-1-11][ps1ps2]+[a1a2](6)式中νs1、ps1为内壁的速度、声压,νs2、ps2为外壁的速度、声压,A=1/(ρcZ),ρ为介质密度,c为声速,a1、a2代表声源特性。也可以利用MECHEL公式计算穿孔阻抗Z=R+jX=1ϕ8ωηρ−−−−√(1+t2a)+ωρ(t+2Δl)ϕ(7)Ζ=R+jX=1ϕ8ωηρ(1+t2a)+ωρ(t+2Δl)ϕ(7)式中ω为角频率,η是介质动力黏度系数,Δl为小孔分布的校正系数。当小孔为四边形分布时Δl={0.85a(1−2.34a/h),0＜a/h＜0.250.668a(1−1.9a/h),0.25＜a/h＜0.5(8)Δl={0.85a(1-2.34a/h),0＜a/h＜0.250.668a(1-1.9a/h),0.25＜a/h＜0.5(8)式中h为小孔的中心间距。则式(6)转化为[νs1νs2]=[β−β−KβKβ][ps1ps2]+[a1a2](9)[νs1νs2]=[β-β-ΚβΚβ][ps1ps2]+[a1a2](9)式中K=d/(d+t),d为穿孔管内径。考虑了穿孔管的厚度影响,β=1/Z。那么进出口的声学变量存在关系[p1ρcν1]=[ABCD][p2ρcν2](10)[p1ρcν1]=[ABCD][p2ρcν2](10)下标1、2分别代表进口、出口。四级参数可以写为⎧⎩⎨⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪A=p1/p2|ν1=1,ν2=0B=p1/(ρcν2)|ν1=1,p2=0C=ρcν1/p2|ν1=1,ν2=0D=ν1/ν2|ν1=1,p2=0(11){A=p1/p2|ν1=1,ν2=0B=p1/(ρcν2)|ν1=1,p2=0C=ρcν1/p2|ν1=1,ν2=0D=ν1/ν2|ν1=1,p2=0(11)所以膨胀腔的插入损失可以计算求得TL=20log|(A+B+C+D)/2|(12)ΤL=20log|(A+B+C+D)/2|(12)3结果表明，模拟计算的结果3.1高频消声器噪声传播物理模型膨胀腔是最简单的扩张室式消声器,主要利用截面突变造成声传播通道的阻抗失配,使沿管道传播的声波朝声源方向反射,或者通过改变扩张室和内接管的长度,使前进的声波与反射的声波在管道的不同界面上的反射波之间的相位差180°,发生干涉相互抵消,从而达到消声的目的。如图1所示,进出口管长度0.1m,直径48.59×10-3m;膨胀腔的长度282.3×10-3m,直径为153.18×10-3m,当声速c=346.1m/s时,膨胀腔一维和三维计算的传递损失与试验比较如图2。对简单一维平面波传播的消声器,当进、出口管的截面相等时,可以利用下列公式计算传递损失:TL=10log[1+0.25(m−1/m)sin2(kl)](13)ΤL=10log[1+0.25(m-1/m)sin2(kl)](13)式中m为扩张比,表示膨胀腔的面积与出口管面积的比值,l为膨胀腔的长度。由图2可以看出,在低于1600Hz时,一维计算模型结果和三维计算模型结果与试验结果都吻合良好;在1600～2530Hz期间,三者存在差别,曲线形状相似;高于2530Hz时,三维模型的计算结果与试验结果仍十分吻合,而一维计算模型却相差甚远,无法近似代替。因此为精确研究消声器的高频声学特性必须采用三维计算模型。同时由图2可以看出中低频时,简单膨胀腔具有较宽、重复的消声频带,消声效果良好,但对于高频消声效果较差,消声频带变窄。分别计算频率为848Hz时平面波传播的膨胀腔内的压力云图和频率为2738Hz时(0,1)阶模态被激励的高次声波传播的压力云图,声波从左侧管道进入,如图3所示。由图3(a)可以清晰地看到声波在进出口管和膨胀腔内主要以平面波形式进行传播,各个截面的压力相等。而膨胀腔壁面的拐角处,由于刚性壁面反射的声波较为强烈,影响了局部压力场的分布。由图3(b)可知,膨胀腔内声波的(0,1)阶模态被激励时声波以高次波形式传播,膨胀腔内各个截面的压力不再相等,一维平面波理论不再适用,声场必须利用三维理论进行研究;并且与进气管同侧的膨胀腔的壁面拐角处,声波反射尤为强烈;整个膨胀腔的内部声场中,声波主要呈球面波传播。并且图3(b)与图3(a)相比,进出口的声压级差较大,消声能力强,与图2中对应频率的传递损失分析结果相符合。3.2强声试验结果共振式消声器可看成由几个声学作用不同的元件组成。开口管内及管口附近空气随声波振动,为声质量元件;空腔内的压力随空气的膨胀或收缩而变化,为声顺元件;空气在颈处的振动摩擦,由于黏滞阻尼和导热的作用使声能损耗,为声阻元件。计算结构为如图4所示的共振腔,其中dν=153.19×10-3m,lν=244.2×10-3m,ec=0,lc=85×10-3m,dc=40.44×10-3m,dp=45.89×10-3m,声速c=343.5m/s,得到传递损失如图5。根据图5中的模拟计算与试验结果可知,当空腔内的入射声波的频率等于共振腔的共振频率时,引起颈中空气柱产生强烈共振,声能因克服摩擦阻力而消耗,噪声降低,插入损失达到最大;反之,当入射声波频率远离共振频率时,共振腔内的振动减弱,吸声作用很小。展示当声波频率与共振腔的固有频率f=89Hz相等时共振腔内部的压力云图,如图6所示。根据图6中的压力云图,声波从左侧管道进入,压力较高,以平面波形式传播;进入颈处和共振腔后,由于声波的入射频率与结构的共振频率相等,发生强烈共振,压力升高且分布均匀,声能得以消耗;在进出口管与共振腔的颈处相连处,声波与共振腔的反射声波发生干涉,声波的振幅相互抵消,振动减弱,同时由于共振腔内声能损耗,所以压力降低,从而进出口管的声压差较大,达到消声的目的。3.3单通穿装器参数分析及试验结果简单膨胀腔内加入穿孔管时,穿孔管上的小孔与空腔形成多个亥姆霍兹共振结构,当入射声波的频率和系统的频率一致时,穿孔处的空气产生激烈振动摩擦,加强了吸收效果,形成了吸收峰,使声能显著减弱。图7所示为一个单通穿孔管膨胀腔。膨胀腔的内径D=164.4×10-3m,长度L1=257.2×10-3m,穿孔管的内径d=49×10-3m,长度L2=0.6m,壁厚t=0.9×10-3m,小孔直径a=2.49×10-3m,声速c=344m/s,穿孔率ϕ=2%。分别利用两种计算穿孔阻抗的方法,计算如图7所示的单通穿孔管的传递损失,得到如图8所示的结果。穿孔管的一阶共振频率1184Hz的压力云图如图9所示。根据图8中的计算与试验结果可知,带有穿孔管的膨胀腔在中低频带具有较宽的消声频带,消声效果良好;而在高频范围内,其消声能力明显下降,只有少数共振峰的消声能力较高但消声频带很窄,因此穿孔管消声器适用于吸收低频段的噪声。同时根据计算与试验的对比可知,利用两种计算穿孔阻抗的方法计算该结构得到的传递损失都较为吻合。需要注意的是,对于不同厚度、穿孔率的穿孔阻抗的计算可能会与真实情况存在一定误差,从而影响预测精度。图9与图6的共振腔内部的压力相似,声波频率达到了系统的共振频率,振动剧烈,压力较高且分布均匀,系统在该频率时的吸声效果良好。3.4中间腔内声波扩散规律实际上,现代汽车排气多是由膨胀腔、共振腔、穿孔管等多个元件组成的抗性复杂结构,以便吸收发动机排气的不同频率范围的噪声。图10表示的是典型轿车排气消声器。图中左侧膨胀腔长度为102mm,右侧膨胀腔长度为150mm,穿孔管长度为274mm,中间膨胀腔穿孔管穿孔端距两侧隔板长度为27.9mm,穿孔率ϕ=4.5%。该消声器的传递损失的计算和试验结果如图11所示。图12表示的是一阶共振频率为244Hz时的消声器内部的压力云图。图11中低频的计算值高于试验值,主要是因为低频范围内的测量误差较大。总体上,典型的轿车排气消声器的传递损失的预测值与试验值仍吻合良好。并且根据图中的传递损失曲线可看出,由于膨胀腔、共振腔、穿孔管的联合使用,消声器在中低频率范围内的消声能力明显提高,并且消声频带较宽,可以达到设计要求。根据图12,声波从左测的管道传入,沿着管道流过各个腔并且振动依次减弱。由于穿孔管的插入,使得中间腔内部的声波干涉最为显著,声压变化最大。为分析内部声场,给出频率为244Hz时截取的腔内截面,如图13所示。根据气流的流动路径,声波传播依次通过第三腔、第二腔和第一腔,最后经由出口管传出消声器。图13(a)、图13(b)为第二腔的1/3、2/3截面,图13(c)为第三腔的1/2截面,图13(d)为第一腔的1/2截面。图13(a)中穿孔管与二腔内的声波可以通过小孔交换,较为均匀没有明确的分界;图13(b)处于声波共振的位置,相互干涉明显,腔内声压分布不均且最小,入口管与出口管内声压较高,管与腔之间声波交换;图13(c)中出口管与腔无声波交换,声波扩散消耗声能,比图13(b)截面的声压高而比图13(a)截面的低,出口管内声压较小;声波最终主要由一腔的图13(d)截面,进入出口管流向外界,因进口管与一腔无声波交换所以进口管内声压最高,而声能经过前两个腔的消耗使得一腔内的声压小于图13(a)、图13(c)截面的声压。由图2、图5、图8、图11中的曲线比较可知,各个消声器传递损失的预测值与试验值吻合良好,三维有限元法能够准确有效地预测消声元件的声学消声特性。为进一步讨论穿孔率对消声效果的影响,在图10所示结构的基础上,分别预测穿孔率为3%和6%时的消声性能,并与穿孔率为4.5%时的消声性能作了比较,比较结果如图14所示。由图14可知,对于频率低于800Hz的声波,穿孔率的改变对于传递损失影响不大,3条曲线接近吻合;频率在800～1200Hz之间,传递损失曲线随着穿孔率的增加向右偏移;频率位于1200～1500Hz时,传递损失随穿孔率增加而降低;位于1500～1600Hz之间时,传递损失又随穿孔率增加而增加。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较为复杂,并不是单一的线性关系。在图10所示结构的基础上,改变中间腔内的穿孔管的穿孔长度lp,预测穿孔管长度对消声效果的影响结果,如图15所示。由图15可看出,低于400Hz时,除穿孔长度为0.092m的曲线具有双峰,峰值的频率位置较小,其他3条曲线随着穿孔长度的降低依次右移;在频率位于400～800Hz之间,传递损失随穿孔长度的降低而升高;在大于800Hz的频率范围,不同长度的穿孔管引起的传递损失则无规则的变化,需要通