【導讀】隨著城市車輛的增多，噪聲污染已經(jīng)嚴重地干擾人們的生活。是汽車的主要噪聲源之一,而汽車排氣系統(tǒng)的性能決定著排氣噪聲的水平。徑，因此對排氣系統(tǒng)中消聲器的設計越來越受到重視。建立排氣系統(tǒng)分析模型,應用有限元分。孔管的結構參數(shù)與消聲器消聲性能的影響關系。其仿真分析結果對排氣系統(tǒng)整體。性能的優(yōu)化具有重要指導意義。經(jīng)過研究分析,總結出排氣消聲器的開發(fā)設計流程、軟件提供了重要依據(jù)。

　　

【正文】 。 試驗證明，中心對正插入管的性能差些，插入深度越大，阻力系數(shù)越大，性能下降越多。隨著兩插入管的接近，高速脈動氣流越不能在消聲器中得到充分膨脹，排出氣體仍 以脈動形式從排氣管中排出，出入口處排氣產(chǎn)生的渦流越強，因而在某些頻率形成再生噪聲。因此，最好是采用錯開式內(nèi)插管，它能避免簡單膨脹腔出現(xiàn)通過頻率的缺點，又能使氣流在消聲器內(nèi)得到充分的膨脹，因而消聲性能較好。 消聲器聲學性能分析方法 由于消聲器的聲學性能評價指標中傳聲損失反映的是消聲器本身的傳遞聲波特性，不受聲源管道系統(tǒng)和消聲器之后尾管的影響，故對消聲器進行理論分析和設計計算時，采用傳聲損失比較方便。消聲器聲學性能分析方法主要有：基于一維平面理論傳統(tǒng)的消聲結構分析法和三維數(shù)值仿真分析方法。 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 25 一維平面波理論分析 如果消聲元件的軸向尺寸比其徑向尺寸大得多，為便于分析，將內(nèi)部聲波近似簡化為平面波，即聲壓只與一個軸向位置有關。則波動方程簡化為： 對于角頻率為ω的簡諧波，其一般解為： 式中，＋號表示反向聲波， ~號代表正向聲波。 A 為聲壓幅值， ? 為初始相位角。 三維數(shù)值仿真分析方法 在消聲器截面幾何尺寸較小 ,且噪聲頻率不太高時， 一維平面波理論分析法是適用的 。但噪聲頻率提高后 ,在消聲器擴張室內(nèi)存在有高階模式波 ,而且由于實際的排氣消聲器具有復雜的結構 ,其內(nèi)部聲波本質(zhì)上是三維的。 三維數(shù)值方法在整個求解域上使模型離散化 ,并求解波動方程 ,不需對波動方程和邊界條件進行簡化 ,能夠比較直觀和準確地分析復雜的消聲結構，故三維數(shù)值方法在計算傳聲損失方面得到了廣泛的應用和發(fā)展。傳聲損失的計算方法主要有傳統(tǒng)法、四極傳遞矩陣法、三點法等三種。本文利用聲學計算軟件 SYSNOISE 進行聲場分析，并采用三點法計算分析消聲器的傳聲損失 1） 傳統(tǒng)法 傳聲損失的定義是入射聲功率和傳播聲功率之比。假設消聲器進口和出口截面相等 ,空氣溫度和密度不發(fā)生改變 ,則傳聲損失可表達為 tipp20LgLTL ? （ 321） 式中 , iP 為直管進口的入射聲波聲壓均方根； tP 為消聲器出口的透射聲波聲壓均方根； iP 、 tP 別通過計算直管和消聲器兩個模型得到 ,直管和消洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 26 聲器分別需要施加相同的邊界條件 ,即進出口管施加ρ c(ρ、 c 分別為空氣密度和聲音在空氣介質(zhì)中的傳播速度 )的阻抗 ,同時進口管施加單位振動速度。 2） 四極傳遞矩陣法 使用四極傳遞矩陣法需要計算進出口聲壓和振動速度 ,矩陣形式的方程為 式中 , 1p 、 2p 分別為消聲器進口和出口聲壓 。 1v 、 2v 分別為消聲器進口和出口振動速度 ,并且： 1,021 12)/( ??? vvppA 12 1,021 )/( ??? vpppB 1)/( 1,0221 ?? ? vvvvC 1,0)/( 1021 2 ??? ? vvvD p (323) 四極傳遞矩陣法的傳聲損失為 ]21lg[20 DcCcBAT TL ???? ?? (324) 3） 三點法 為了提高消聲器傳聲損失的計算速度 ,WAN 提出了三點法。三點法類似于用在傳聲損失測量的四傳聲器法 ,與傳統(tǒng)的四極傳遞矩陣法相比 ,它僅需要單個邊界類型來獲得每個頻率下的傳聲損失。故本文有限元法分析計算傳聲損失時采用的方法便是 三點法。 消聲器進口需要均勻的速度或聲壓來獲得激勵 ,只要在進口管和出口管內(nèi)高階模態(tài)不被激起 ,認為聲波為平面波。出口管需要施加吸聲終端和ρc的阻抗 ,這樣由于吸聲終端出口管內(nèi)僅有透射聲波。如圖 。其中 ,3點為出口管上的點 ,透射聲壓 3ppt? ,進口管內(nèi)的聲波包括入射聲壓和反射聲壓 ,1 點和 2 點分別是進口管上的兩點 ,z1 和 z2 是兩點消聲器軸向坐標。在進、出口管道中，我們認為聲波滿足平面波原理即滿足聲波方程： )()()( kytjkytj BAeyp ?? ?? ?? (325) 式中，第一項為直達聲及入射聲，第二項為反射聲，故對于每個頻率下上洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 27 式可化簡為： kyjrkyji epepyp ?? ?)( (326) 因此 1 點、 2 點的聲壓可表達為式中， ck ?? ，稱 為波數(shù)； ip 為入射聲壓， rp 分別為反射聲壓。 圖 31 通過上述公式可求得 ip ，結合 3 點的聲壓 3p 代入傳聲損失計算公式： 322 2020ppLgppLgL itiTL ?? (327) 式中， ip 為進口界面處的入射聲壓， 3p 出口處的投射聲壓。 消聲器空氣動力性分析 計算 消聲器的空氣動力特性評價指標通常為壓力損失或阻力系數(shù)。在本文中，采用壓力損失來分析評價消聲器的空氣動力性能 。壓力損失的主要計算方法有：傳統(tǒng)的壓力損失計算和 CFD 仿真分析方法。 而本課題將采用傳統(tǒng)的壓力計算來進行分析。 傳統(tǒng)的抗性消聲器壓力損失計算采用基于理論和試驗的半經(jīng)驗公式法。消聲器的壓力損失主要包括沿程阻力損失和局部阻力損失。沿程阻力損失是發(fā)生在緩變流整個流程中的能量損失，是由流體的粘滯力造成的損洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 28 失。這種損失的大小與流體的流動狀態(tài)有著密切的關系。局部阻力損失是發(fā)生在流動狀態(tài)急劇變化的急變流中的能量損失，是在管件附近的局部范圍內(nèi)主要由流體速度分布急劇變化、流體微團的碰撞、流體中產(chǎn)生的漩渦等造成的損失。 消聲器沿 程阻力損失計算公式： gdLvhf 22?? （ 328） 式中： L 為管道長度； d 為管道內(nèi)徑 。； /2gV2 為單位重量流體的動壓頭；λ為沿程阻力損失系數(shù)，與流體的粘度、流速、管道的內(nèi)徑以及管壁粗糙度等有關，是一個零量綱系數(shù)，由試驗確定，它可由查表得出：一般而言，穿孔板消聲管內(nèi)壁取可取 ~，新無縫鋼管平均粗糙度在 到 之間。 式中 ?為局部損失系數(shù)， v 為入口平均流速， g 為重力加速度。 對于管道截面突然擴大的情況，局部損失系數(shù) ?按公式（ 329）計算，也可查表 32。 221 )AA1??（? （ 329） 對于管道界面突然縮小情況局部損失系 ?按公式（ ）計算，也可查表 32。 )(1 21?? （ 330） 式中， 1A 為小截面管道截面積， 2A 大截面管道截面積； 對于穿孔管，單個孔的局部損失系數(shù)為： ?? 。 表 32 截面突然擴大的局部阻力損失系數(shù) ： 12AA ? ? 總能量損失和為所有的局 部損失和沿程損失之和即 : 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 29 fjw hh ???h （ 331） 換算成壓力單位，得到消聲器的壓力損失公式 : wgh???p （ 332） 消聲器的改進設計 消聲器的改進設計需要綜合考慮聲學性能、空氣動力性能和結構性能，最終給出消 聲器結構的合理幾何參數(shù)。評價消聲器的聲學性能、空氣動力性能的兩個物理量分別為傳聲損失和壓力損失，而他們的影響因素往往是相互矛盾的，即再增大傳聲損失同時，往往會伴隨著壓力損失的增大。故在消聲器的改進設計過程中，應該根據(jù)實際需要確定改進設計的目標和意圖，通過對原設計消聲器的性能分析，比較消聲器的傳聲損失和相應發(fā)動機排氣噪聲頻譜特性的匹配程度，即是否滿足排氣噪聲較大的頻率對應的消聲器的傳聲損失，找到原設計消聲器的不足之處，有方向的進行改進 。 根據(jù)不同的設計目標和要求，消聲器改進方法不同：若要滿足消聲器的安裝空間限 制要求，則可以在消聲器其他性能變化不大的前提下改變消聲器的截面形狀；若要改善抗性消聲器消聲量的頻率特性，則可以在擴張腔內(nèi)做吸聲層、錯開內(nèi)接插入管形成迷路型式、合理調(diào)整各擴張腔的長度甚至有效體積、將阻性消聲同抗性消聲結合在一起形成阻抗復合式消聲器等；若要改善消聲器的空氣動力性能，則可以在插入管端增加導流環(huán)結構或是將抗性消聲器內(nèi)管不連續(xù)段用穿孔率大于 25%（孔徑直徑可取 4 到 10mm）的穿孔管，這樣既可以保持原有的消聲性能，又可大大減小壓力損失。 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 30 第 4 章 汽車排氣系統(tǒng)消聲器的設計 本文針對 設計的汽車排氣系統(tǒng)的相關參數(shù)，發(fā)動機參數(shù)： 6 缸， 排量，怠速轉(zhuǎn)速為 700rpm,額定轉(zhuǎn)速為 2500rpm；標定排氣溫度 1200K；排氣總管直徑 90mm。 消聲器結構基本參數(shù)的確定 有汽車排氣系統(tǒng)的要求，本文確定，本文選用抗性消聲器結構。其主要參數(shù)包括：消聲器容積、進氣管直徑、出氣管直徑、消聲器擴張比、消聲器腔數(shù)、消聲器各腔長度、消聲器內(nèi)插管的布置方式及其長度、截面形狀等。本章根據(jù)第三章介紹的方法依次確定消聲器的結構參數(shù)。 排氣消聲器進、出氣管內(nèi)徑 1d 、 2d 的確定 發(fā)動機以標定轉(zhuǎn)速運轉(zhuǎn)時，消聲器進氣平均流速初步選擇 V=80m/s 由公式（ 32）和（ 33）得到消聲器進、出氣管直徑 1d =, 2d =與發(fā)動機排氣總管直徑很接近，故初步確定消聲 器進、出氣管直徑分別為110mm,78mm。 消聲器容積及截面形狀的確定 根據(jù)美國 Ne1Son 公司推薦的經(jīng)驗公式（ 35），取 Q=5 采用上述公式計算的到： V=。初步確定消聲器的容積 V 為 。 根據(jù)頻率較高時，由高次諧波的影響，在擴張比相同的條件下，不同截面形狀的消聲器的性能是不一樣的，且在各種不同的截面形狀中，截面為圓形的消聲器性能最優(yōu)。在截面積相同的條件下，消聲器越是扁平，其性能越差。故截面形狀初步選擇圓形截面。 消聲器外形尺寸 L 和 D 以及消聲器腔數(shù) n 的確定 取膨脹腔的預期最大消聲量 dB20Lmax ? 根據(jù)公式（ 38）計算得到洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 31 m= 初步在擴張比 m 確定后，選定容積，實際上就已確定了消聲器的長度。由公式（ 310）計算得到 L=423mm。 消聲器的縱橫比 L/D= 滿足消聲器的縱橫比 L/D=~5,對于直通式消聲器 ,L/D=6~8，且在取值范圍中間，說明消聲量，及消聲頻率范圍都比較式中，及高、低頻都有一定的消聲量，中頻消聲效果最佳。 根據(jù)本消聲器的預期消聲量為 20dB，選擇 B 類消聲 器，消聲器腔數(shù)n 確定為 3 腔。 消聲器各腔長度的確定 由公式（ 312）計算的發(fā)動機不同的常用轉(zhuǎn)速下中、低頻脈動噪聲的前八倍頻的頻率分部情況如表 所示： 表 不同的常用轉(zhuǎn)速下頻率分布 由于本文中內(nèi)燃機的標定轉(zhuǎn)速 2500rpm大于 2020rpm,第一腔長度 L1 主要應考慮中低頻成分中最突出的噪聲頻率。故應分析直管排氣噪聲頻譜，以合理分配各腔對應的中心頻率值，再由公式（ 313）和（ 314）確定各腔 的長度，使整個噪聲頻段內(nèi)都有一定的消聲。 由于發(fā)動機主要是為了滿足車外加速噪聲試驗要求，因此計算轉(zhuǎn)速主要針對車外加速噪聲試驗的出線轉(zhuǎn)速的工況。根據(jù)國標《汽車加速行駛車外噪聲測量》要求由公式（ 41）得到車外加速出線時轉(zhuǎn)速在 15002500rpm，取 n=2020rpm。 倍頻數(shù) 轉(zhuǎn)速 （ rpm） 1 2 3 4 5 6 7 8 1000 50 100 150 200 250 300 350 400 2020 100 200 300 400 500 600 700 800 3000 150 300 450 600 750 900 1050 1200 4000 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 5000 250 500 750 1000 1250 1500 1750 2020 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 32 5043n ?? rn （ 4