基于GT-Power的消聲器聲學(xué)性能分析計算

湯鴻明，楊永平，胡孝明，王金輝

（陜西理工學(xué)院陜西省工業(yè)自動化實驗室，陜西 漢中723000）

面對同級別車型激烈的市場競爭，以及愈發(fā)挑剔的消費者。汽車的NVH性能已經(jīng)逐步成為影響汽車性能的重要指標(biāo)之一[1]，整車及零部件企業(yè)對振動及噪聲的研究也愈發(fā)重視和深入。汽車排氣系統(tǒng)噪聲由空氣動力噪聲，輻射噪聲以及沖擊噪聲組成，排氣系統(tǒng)噪聲是由排氣系統(tǒng)內(nèi)部氣體擾動及氣體與壁面之間的相互作用產(chǎn)生的，在整車噪聲中占有較大的比重。早期的汽車發(fā)動機功率比較低，其實NVH性能并不突出，隨著人們對汽車動力性的追求，高速公路的不斷發(fā)展，車速不斷提高，振動與噪聲問題也逐漸凸顯出來，同時政府法規(guī)對汽車噪聲的要求也越來越嚴(yán)苛。所以開發(fā)消聲性能良好，結(jié)構(gòu)可靠，價格低廉的優(yōu)質(zhì)消聲器成為各大消聲器OEM供應(yīng)商的當(dāng)務(wù)之急。傳統(tǒng)消聲器設(shè)計方法是經(jīng)驗與實驗相結(jié)合，開發(fā)成本大，開發(fā)周期長。隨著數(shù)值模擬技術(shù)的迅猛發(fā)展，消聲器的開發(fā)與設(shè)計有了新的途徑。本文基于GT-Power軟件對消聲器進(jìn)行傳遞損失計算[2-3]，通過仿真分析共振腔進(jìn)氣管道不同穿孔率的傳遞損失，選擇合適的穿孔率使消聲器在較寬的頻率范圍內(nèi)保持理想的傳遞損失值。傳遞損失不包括聲源以及管道終端的聲學(xué)特性，它只與消聲器自身結(jié)構(gòu)相關(guān)，在單獨評價消聲器消音性能時最常用的性能指標(biāo)就是傳遞損失。傳遞損失是評價消音器最簡單最直接最有效的方法。

1 理論分析

GT-Power以一維CFD計算為基礎(chǔ)，采用有限體積法進(jìn)行流體的能量方程，動量方程，連續(xù)性方程和熱力學(xué)方程計算。GT-SUITE下模塊GEM3D有強大的輔助建模功能，自帶有優(yōu)化設(shè)計功能，能進(jìn)行直接優(yōu)化、能進(jìn)行進(jìn)、排氣系統(tǒng)噪音分析，能對進(jìn)、排氣系統(tǒng)的消音元件進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。該模塊能定義各種形狀的消聲器外殼形狀，流體的初始狀態(tài)及消聲器殼體的厚度及溫度。以及建立消聲器各部件的數(shù)學(xué)模型，如穿孔管、Y-管、彎管、隔板、直通管、重疊管、吸聲材料等。仿真流程圖如圖1所示。

圖1 仿真流程圖

傳遞損失理論分析：傳遞損失即聲音經(jīng)過消音元件后聲音能量的衰減，即入射升功率級和透射聲功率級的差值。傳遞損失用TL（Transmission Loss）表示：

式中：TL為升功率傳遞損失；LW1、LW2為消聲器入口和出口的升功率級；

W1、W2為消聲器入口處和出口處的升功率；p1、p2為消聲器入口處和出口處的聲壓。

傳遞損失特點：一是，不包括管道終結(jié)端和聲源的聲學(xué)特性，只與自身的形狀結(jié)構(gòu)有關(guān)；二是，在評價單個消聲元件的消聲效果性能時，通常用傳遞損失；三是，傳遞損失是評價消聲元件消聲效果最簡單實用的一種方法。

消聲器三維模型的建立：

（1）排氣管內(nèi)徑的確定：在結(jié)構(gòu)空間布置允許的情況下，排氣管內(nèi)徑應(yīng)盡可能大，以減少管道內(nèi)氣流阻力產(chǎn)生的排氣噪聲和壓力損失，降低管道內(nèi)的氣體流速，排氣管內(nèi)徑一般遵循的原則應(yīng)不小于發(fā)動機排氣支管出口內(nèi)徑。也可以根據(jù)發(fā)動機排量等參數(shù)，按公式（2）計算初步確定排氣管內(nèi)徑。

式中Q代表發(fā)動機排量，π為常數(shù)，ν為管道內(nèi)氣體流速，一般為50~60 m/s.

（2）消聲器的容積計算：在布置空間允許的情況下，排氣管內(nèi)徑一定其容積越大插入損失越大。普通乘用車消聲器容積以氣缸排量的10倍為宜。在容積確定的情況下優(yōu)化調(diào)整消聲器內(nèi)部擋板、孔、管、腔等的位置，可一定程度上減小發(fā)動機的壓力損失，對于采用雙級消聲器的排氣系統(tǒng)，前置消聲器容積需達(dá)到發(fā)動機排量的2倍以上，此時的消聲器容積等于前置消聲器容積與后置消聲器容積之和。公式（3）是某知名汽車公司采用的消聲器容積計算公式。

其中：Q為系數(shù)，取5~6；n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速；Vn為發(fā)動機排量；T為沖程數(shù)；N為氣缸數(shù)；

（3）消聲器的長徑比確定：當(dāng)消聲器容積固定時，調(diào)整其長度與內(nèi)徑，L/D比值越小，截面積擴(kuò)張比越大，空腔越扁平，噪聲衰減量也隨之增大，但消聲頻率范圍變得窄。因此，應(yīng)選取適當(dāng)?shù)拈L徑比。推薦值為3

圖2 消聲器模型

離散后的消聲器GT-Power分析模型如圖3所示。

圖3 離散后的消聲器GT-Power分析模型

2 消聲器實驗仿真

本文的聲學(xué)性能分析計算主要是指傳遞損失計算，將消音器離散模型與發(fā)動機工況的模型結(jié)合起來，同時加上傳遞損失建立消聲器聲學(xué)仿真分析的計算模型。圖4是消聲器聲學(xué)仿真分析模型。圖中speaker是白噪聲發(fā)生器，聲源模塊，可以對聲源的激發(fā)頻率進(jìn)行設(shè)置，以驗證消聲結(jié)構(gòu)對不同頻率段的吸收情況，由于不需要對發(fā)動機工況進(jìn)行運算，因而運算速度較快。pipe01和pipe02是排氣管道，Muffler是消聲器離散模型，Anechoic是消聲終端，吸收所有排氣噪聲，pres-sens1~pres-sens4是4個聲壓傳感器，TransLoss是傳遞損失計算模塊。該計算模型通過4個外置聲壓傳感器之間的自相關(guān)譜和互相關(guān)譜得到聲功率級之差來計算傳遞損失。具體方法是通過把4個測量點的壓力波動信號分解成向前的入射波和向后的反射波兩部分，根據(jù)聲波傳播的波動方程，分別在系統(tǒng)的兩個位置：消聲元件的上游，消聲元件的下游進(jìn)行這種分解，求解出上游的入射聲壓和下游的透射聲壓，再根據(jù)自相關(guān)和互相關(guān)譜得到聲功率級之差。上游和下游的兩組麥克風(fēng)必須距離很近，相距1～2離散長度。

圖4 消聲器聲學(xué)仿真分析模型

并且聲壓傳感器必須與消聲元件的進(jìn)口和出口很近，使摩擦和熱傳遞對傳遞損失的影響降到最低。

3 仿真計算及結(jié)果分析

運用GT-Power對上面建立的消聲器聲學(xué)仿真模型進(jìn)行計算分析得到六條傳遞損失與穿孔率關(guān)系曲線，對GT-Power而言，對頻率在3 000 Hz以下的計算結(jié)果較為準(zhǔn)確，最大值為3 150 Hz，因此計算頻率區(qū)域定為0~3 000 Hz，將數(shù)據(jù)導(dǎo)出并通過MATLAB將六條曲線整合在一起得到圖5，圖中分析結(jié)果是基于消聲器的三維模型，進(jìn)氣端共振室穿孔管穿孔直徑為 2.5 mm，穿孔數(shù)目分別為50、100、150、200、250、300.其他參數(shù)均不變。

從圖5中可以看出在整個頻率計算區(qū)段各曲線均呈現(xiàn)出六個峰值，在1 600 Hz時傳遞損失達(dá)到最大值，最大峰值出現(xiàn)在穿孔數(shù)為200.在頻率低于600 Hz時傳遞損失隨著穿孔數(shù)增加而降低，在中頻段600 Hz~1 800 Hz時穿孔數(shù)為150和200時有較高的傳遞損失，在較少或較多的穿孔數(shù)時傳遞損失均較低。在較高頻率范圍1 800 Hz~2 300 Hz時六種穿孔數(shù)下的傳遞損失數(shù)值基本一致，在高頻段2 300 Hz~3 000 Hz范圍內(nèi)穿孔數(shù)越多傳遞損失越大，但是穿孔數(shù)越多對應(yīng)的峰值向高頻方向移動。計算結(jié)果為汽車發(fā)動機選擇與之相匹配的消聲器提供了理論依據(jù)，同時也為消聲器的設(shè)計提供參考。

圖5 傳遞損失與穿孔率關(guān)系曲線

4 結(jié)束語

通過計算確定消聲器幾何模型，并模擬固定容積固定形狀下不同穿孔率的消聲器傳遞損失，可以得出以下結(jié)論：

（1）穿孔數(shù)基本不影響傳遞損失曲線的走向趨勢，影響的是傳遞損失的幅值，在不同頻率帶影響程度不同，并且傳遞損失峰值所對應(yīng)的頻率也隨著穿孔率改變。

（2）在整個頻率范圍內(nèi)綜合考慮穿孔數(shù)在100~150范圍內(nèi)較佳，在較大的傳遞損失值時對應(yīng)的頻率頻帶較寬，消聲效果較好。

（3）根據(jù)發(fā)動機主要噪聲成分的頻率范圍選擇合適的消聲器，使發(fā)動機與消聲器良好匹配，達(dá)到理想的消聲效果。

[1]龐 劍，諶 剛，何 華.汽車噪聲與振動：理論與應(yīng)用[M].北京：北京理工大學(xué)出版社，2006.

[2]陳達(dá)亮，顧燦松.發(fā)動機進(jìn)氣消聲元件設(shè)計與聲學(xué)數(shù)值模擬研究[J].汽車工程，2011，（3）：246-249.

[3]侯獻(xiàn)軍，劉 慶.基于GT-Power的汽車排氣系統(tǒng)消聲器性能分析與改進(jìn)[J].汽車技術(shù)，2009，（1）:38-40.

[4]馬大猷.噪音與振動控制工程手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，2002.

[5]鐘紹華，金國棟，謝田峰.基于GT-Power軟件的內(nèi)燃機消聲器設(shè)計與分析方法[J].汽車技術(shù)，2003，（7）：7-11.

[6]Thomas Metal.Modeling of Engine Exhaust Acoustics.SAE Paper 991665.

[7]Chungetal.Transfer Function Method of Measuring In-Duct Acoustic properties.the J.Acoust.soc.Am.1980.

[8]Z.Tao And A.F，Review of Current Techniques For Measuring Muffler Transmission Loss，Seybert University of Kentucky，SAE，2003-01-1653.

[9]曹玉煌，羅馬吉.不同截面布置的抗性消聲器三維聲學(xué)性能分析[J].噪音與振動控制，2010，（3）：153-155.

[10]鄧兆祥，向 飛.擴(kuò)張比對擴(kuò)張式消聲器壓力損失影響分析[J].汽車工程，2011，33（3）:231-235.

[11]顏伏伍，楊 倫.GT-Power的微型車消聲器設(shè)計與優(yōu)化[J].內(nèi)燃機工程，2010，31（2）:64-67.