汽车汽车消声器仿真设计与优化

汽车汽车消声器仿真设计与优化

随着道路交通的发展，汽车噪声日益突出，已成为世界上最重要的噪声源。而排气噪声是汽车噪声中最主要的噪声源之一,排气消声器性能的好坏直接影响到汽车的声学品质。研制出实用高效的排气消声器一直是汽车噪声控制者们追求的目标。消声器的设计目前主要有有限元法、边界元法、声传递矩阵法等,而声传递矩阵法因其比较简单而得到广泛应用。某微型客车布置消声器的底盘空间有限,因此如何在消声器外型尺寸受限的条件下高效率设计出大消声量的排气消声器一直是消声器设计中面临的难题。作者以此工程课题为背景,推导了几种非基本声学子结构的声传递矩阵,同时编制了基于声传递矩阵法的消声器性能仿真计算及优化程序,应用该程序针对该车进行了消声器结构优化设计,并进行了实验验证,结果表明。设计的消声器消声性能良好,且内燃机的输出功率没有明显变化。1转速增量降至低转速时排气噪声的测量为了掌握内燃机的排气频谱特性,需进行台架实验。实验时,三元催化转化器出口至排气口以与排气管等管径的直管连接,内燃机处于满负荷状态,将转速从1500r/min开始,在低转速时以500r/min的转速递增至4000r/min,为了更详细地了解内燃机常用转速下的排气特性,在4000r/min以上时,将转速增量降至250r/min,再增至内燃机最高转速6250r/min,分别采集各转速下测点处的声压级频谱。由于台架实验不是在消声室中进行的,因此,为排除反射声对测量的干扰,对台架实验室的四壁进行了吸声处理(如图1所示),同时为使内燃机和测功机噪声对排气噪声声压级的测量影响较小,对内燃机和测功机噪声也进行了隔声处理。测点位置的布置,根据国标GB4759-1995的规定,选在与排气口气流轴向成45°方向上距离0.5m处,同时测量时传声器指向排气口。2转速对噪声总能量的影响通过对台架实验所得的噪声频谱图进行分析可以看出,该内燃机排气噪声的峰值频率为各转速时内燃机的发火频率及其倍频。且随着转速升高,噪声的总能量也逐渐升高。在最高转速6250r/min时A计权声压级最大值为118dB(A)。该车进行车外加速噪声实验,数据表明该车二档时的出线转速约为5500r/min,二档时车外加速实验部分数据见表1,而其最大噪声值对应的转速亦应在二档出线转速附近,故仅列出5500r/min时的排气噪声频谱图,如图2。3消声器的声音传递矩阵分析3.1声传播介质密度参数的确定下面列出了9种声学子结构,其中1～5种为基本声学子结构,其声传递矩阵参见参考文献,第6种子结构的声传递矩阵参见参考文献,其余3种为作者自行推导的。在推导过程中忽略了小量马赫数及子结构中温度梯度的影响,推导时是利用管道中截面突变处声压连续和声体积速度连续原理,导出声传递矩阵。具体推导过程略,读者可参阅相关资料。1)均匀直管子结构[Τ1]=[cosklj1msinkljmsinklcoskl][T1]=[coskljmsinklj1msinklcoskl]2)突然扩张子结构和突然收缩子结构[Τ2]=[Τ3]=[T2]=[T3]=3)进口插入管子结构和出口插入管子结构[Τ4]=[Τ5]=[10jm1tgkl1][T4]=[T5]=[1jm1tgkl01]4)穿孔直通子结构[Τ6]=[cosklaj1masinklajmasinklacoskla]⋅[101ΖpρcS01]⋅[cosklbj1masinklbjmasinklbcosklb][T6]=[cosklajmasinklaj1masinklacoskla]⋅[11Zp0ρcS01]⋅[cosklbjmasinklbj1masinklbcosklb]式中Zp为共振腔阻抗,Ζp=j(ωmp-1ωCp)=j(ωρlpSp-1ωVrρC2)Zp=j(ωmp−1ωCp)=j(ωρlpSp−1ωVrρC2)mp为共振腔声质量;Cp为共振腔声容;lp为共振腔短管的等效长度,在这里即为等效壁厚,lp=t+0.8dk;Sp为孔的总面积,Vr为共振腔容积。5)同侧进出插入管(进气管插入较长)子结构和同侧进出插入管(出气管插入较长)子结构[Τ7]=[Τ8]=[10jm2tgkl1][T7]=[T8]=[1jm2tgkl01]6)同侧进出插入管(进出气管插入等长)子结构[Τ9]=[10j(mtgkl1+m3tgkl2)1][T9]=[1j(mtgkl1+m3tgkl2)01]上述各式中符号在图中大都有标明,未注符号意义分别为:j——虚数单位;k——波数,k=ωck=ωc;ωf——圆频率,ω=2πf,f——声波频率;c——声速;ρ——声传播介质密度;m、m1、ma、m2、m3——各面积比系数,分别为m=d2d20‚d0——主管道截面直径(取消声器进口端截面直径);m1=d22-d21d20,ma=d21d20,m2=d22d20,m3=d2-d21-d22d20;S0——主管道截面面积,S0=πd204;另直通穿孔子结构中la、lb分别为穿孔区中心到两端的距离。3.2消声器传声损失计算的程序利用上述推导的各子结构声传递矩阵,在MATLAB软件中编制了计算消声器传声损失的计算机程序。应用该程序可绘制出消声器在0～3kHz范围内各频率处消声量的曲线图。该程序也很容易对子结构进行扩充以满足不同消声器消声量的计算。其基本程序流程图如图4:3.3降低高频噪声通过对内燃机台架实验数据进行分析,在考虑布置空间的情况下设计了消声器。在分析以直管代替消声器的内燃机排气噪声特性时,考虑到该微型客车车外加速噪声试验的二档出线转速为5500r/min,加速试验的最大噪声点对应的内燃机转速也正好在5500r/min附近,故着重分析了转速为5500r/min时的频谱图(见图2)。从图中可以看出,5500r/min时排气噪声的峰值频率主要对应该转速下内燃机的发火频率f=ni60τ及其倍频。同时,在1500Hz以上的高频范围内,虽然没有明显的峰值,但各频率下的噪声值也都比较高,它们对总的噪声声压级仍将有很大的贡献。上式中n为内燃机曲轴转速,单位r/min;i为气缸数;τ为冲程系数,对二冲程内燃机取1,四冲程内燃机取2。因此要有效地降低中、低频排气噪声,应设计相应的抗性消声器,并尽可能地使抗性消声器的最大消声频率对应5500r/min时排气噪声的峰值频率。对于降低高频噪声,则可以在消声器排气缓冲管壁和前后端盖处铺设一定厚度的吸声材料。依据上述分析结果,应用阻抗性消声器设计理论,并综合考虑消声器外型尺寸及消声器腔中温度对最大消声频率的影响等因素,设计出了几种消声器方案,再利用上述的计算机程序预测了每种方案的消声性能,通过反复比较优化,从中选出了最优方案,其样件照片见图5。该方案为将消声器设计为三个扩张腔,它们的第一个最大消声频率分别为500,900,1600Hz。这3个频率分别对应内燃机5500r/min时的3倍频,5倍频和9倍频。对于500Hz以下噪声,为节省空间,在进气缓冲管上钻孔,以形成共振腔,共振频率分别为5000r/min时的基频160Hz,5500r/min时的基频180Hz。再在前、后端盖,排气缓冲管壁处分别铺设20,10,5mm厚的吸声材料,以有效降低高频噪声。该消声器的结构示意图如图6。用编制的计算机程序计算的该消声器0～3kHz的传声损失图如图7。从图中可以看出预测的该消声器在200Hz以上的中高频范围内均有较好的消声量,并且由于消声器扩张腔中引入了插入管,因此基本消除了通过频率。在200Hz以下也因为有共振腔而出现了消声量相对较大的峰值。这些表明:整个预测结果与设计意图吻合较好。但是也可以看出理论计算得到的消声量是明显偏大的,这主要是因为声传递矩阵是基于理想的平面波假设,且没有考虑实际存在了温度变化梯度和气流波动的影响,致使得整个预测的消声量值偏大。3.4装消声器前后排气噪声对比对设计的消声器,在相同的测量条件下,进行了消声器的插入损失和功率损失台架实验,5500r/min时装该消声器的排气噪声频谱图见图8,其余实验的对比结果如表2,表3所示。通过对5500r/min时的频谱图对比可以看出,装消声器后,排气噪声在各频率处都有大幅下降,在低频段虽仍有峰值存在,但相比声压级已大大降低。从实验结果对比表也可以看出,消声器在各转速下,相对装直管时均有20dB(A)左右的消声量,消声效果较好,且各转速下功率损失增加也均没有超过4%,在某些转速下功率甚至还略有增加,这主要是由于实验时发动机转速波动造成