汽车消声器声学性能及流场特性数值分析

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收稿日期:2008-11-22;修改日期:2008-12-21作者简介:刘鹏飞(1982-),男,江西宜春人,合肥工业大学硕士研究生,研究方向:机械系统动力学及低噪声设计。E󰀁mai:lpopheck@126.com󰀁󰀁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SYSNOISE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:TK413.4+7󰀁󰀁󰀁文献标识码:ANumericalAnalysisofAcousticPerformanceandAerodynamicCharacteristicsofAutomobile󰀂sMufflerLIUPeng󰀁fei,BIChuan󰀁xing(InstituteofSoundandVibrationResearch,HefeiUniversityofTechnology,Hefei230009,China)󰀁󰀁Abstract:Obtainingthemufflerswithhighnoise󰀁reductionperformanceandlowpressurelossisanimportanttargetofthedesignofexhaustsystemofautomobiles.Thetraditionalmethodofdesignisbasedonthetheoryofone󰀁dimensionplanarwave,whichmayleadtolargetoleranceforthree󰀁dimensionalde󰀁signofmufflerswithcomplexstructures.Inthispaper,SYSNOISEcodeandFLUENTcodeareappliedtobuildaFEMmodelforthemufflersofSUVautomobiles.Theacousticperformanceandaerodynamiccharacteristicsaresimulatedandanalyzed.Thebackpressureandtransmissionlossareobtained.Compa󰀁ringtheresultswithexperimentaldata,itisshownthattheresultsofsimulationarereliable.Themethodprovidesareferenceforoptimizationdesignofmufflers.Keywords:acoustics;muffler;acousticperformance;aerodynamiccharacteristics;numericalsim󰀁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SYSNOISE及计算流体力学软件FLUENT,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Realizable󰀁󰀁󰀂模型,整个过程可以用雷诺时均N󰀁S方程、湍动能󰀁及湍流耗散率󰀂的输运方程来描述。汽车消声器声学性能及流场特性数值分析1.2󰀁计算模型以某一SUV车型所匹配的排气消声器为例,在三维CAD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GAMBIT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,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。

图1󰀁消声器网格模型Fig.1󰀁Meshmodelofthemuffler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,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SIMPLEC(Semi󰀁ImplicitMethodforPressure󰀁LinkedEquations)算法求解控制方程,并且考虑流体粘性的影响。2󰀁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:󰀂2p=1c20 2p t2(1)

式中,󰀂2= 2 x2+ 2 y2+ 2 z2为拉普拉斯算子,p为声压,C为声速。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-!2M)P=FA(2)式中,K,C,M为刚度、阻尼、质量矩阵,FA为节点法向速度。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:TL=10lgWinWout=10lgSinP2inSoutP2out(3)其中,Win和Wout为输入、输出声功率,Sin和Sout为进口、出口截面积,Pin和Pout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SYSNOISE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:Zp=∀PV=Rp+jXp(4)

Rp=1󰀂8 ! # ∃01+l2 a(5)

Xp=1󰀂! ∃0(l+2∀l)(6)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腔的模型,忽略消声器壁面对声场的影响,将模型导入到SYSNOISE中进行分析计算,流体介质采用空气,声速c=340m/s,密度∃=1.225kg/m3。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。3󰀁计算结果及分析3.1󰀁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、四膨胀腔内速度分布比较均匀,且保持在5m/s-10m/s噪󰀁声󰀁与󰀁振󰀁动󰀁控󰀁制第4期󰀁󰀁2009年8月󰀁101󰀁

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,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20Hz-2000Hz,步长为10Hz,计算得到的传递损失如图6所汽车消声器声学性能及流场特性数值分析示。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60Hz-800Hz、900Hz-1100Hz、1400Hz-1600Hz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70Hz及980Hz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SYSNOISE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场特性,找出了局部压力损失的原因,指出了其中的结构不足之处。参考文献:[1]王福军.计算流体动力学分析[M].北京:清华大学出版社,2004.[2]李󰀁娜,李国祥,等.消声器内部流场及温度场的数值分析[J].内燃机学报,2003.[3]刘伯潭,李洪亮,等.复杂汽车消声器内部流场数值模拟[J].汽车技术,2006.[4]Min󰀁HoKim.Three󰀁DimensionalNumericalStudyonthePulsatingFlowInsideAutomotiveMufflerwithComplicat󰀁edFlowPath[J].SAEPaper2001-01-0944,2001.[5]毕󰀁嵘.汽车进排气消声器性能的数值仿真研究[D].合肥:合肥工业大学硕士论文,2007.[6]庞󰀁剑,谌󰀁刚,等.汽车噪声与振动[M].北京:北京理工大学出版社,2006.[7]SYSNOISEREV5.6User󰀂smannual[S].LMSInc.[8]陆森林,刘红光.内燃机排气消声器性能的三维有限元计算及分析[J].内燃机学报,2003.[9]葛蕴珊,张宏波,等.汽车排气消声器的三维声学性能分析[J].汽车工程,2006.[10]黎志勤,黎󰀁苏.汽车排气系统噪声与消声器设计[M].北京:中国环境出版社,1999.噪󰀁声󰀁与󰀁振󰀁动󰀁控󰀁制第4期󰀁󰀁2009年8月