抗性消聲器單元氣流二次噪聲的仿真分析

尹潞剛

（江蘇大學汽車與交通工程學院，江蘇鎮(zhèn)江212013）

抗性消聲器單元氣流二次噪聲的仿真分析

尹潞剛

（江蘇大學汽車與交通工程學院，江蘇鎮(zhèn)江212013）

為探討氣流在抗式消聲器中產(chǎn)生的二次噪聲隨流速以及結構參數(shù)的變化規(guī)律，采用ANSYS Fluent與Virtual.Lab Acoustics聯(lián)合仿真來求解簡單消聲器單元的氣流二次噪聲，并與實驗結果比較，驗證了其可靠性。分析了結構因素和氣流速度對幾種基本的消聲器單元的氣流二次噪聲的影響規(guī)律，研究了過渡的收縮結構和進出口不同軸對二次噪聲的影響。結果表明：擴張式、插入管式和穿孔板式消聲單元氣流二次噪聲隨氣流速度增大而增大，但穿孔管消聲單元在流速達到一定值后出現(xiàn)下降；增大簡單擴張式消聲單元的擴張比、擴張腔長度、進口管內(nèi)徑以及使進出口管同軸和采用過渡圓角有助于降低二次噪聲；插入管插入的長度、穿孔板孔徑的減小、穿孔板距入口截面突變處距離的增大以及壁厚的增加都有助于減小氣流二次噪聲；穿孔管孔徑的減小、軸向穿孔排數(shù)和每排穿孔數(shù)量的減小均有助于減小二次噪聲。

抗性消聲器；影響規(guī)律；二次噪聲

當氣流速度升高到足夠大時，消聲器的消聲量會顯著下降，甚至變成負值，這是由于產(chǎn)生了氣流二次噪聲所致［1］。氣動聲學理論的提出與發(fā)展為研究氣流噪聲提供了強有力的工具，已被成功應用于噴射噪聲、汽車氣動噪聲等多個研究領域［2］。目前，對于考慮氣流二次噪聲的消聲器消聲性能的研究主要是試驗法，Torregrosa、Jebasinski、劉麗萍、趙海軍、鄧兆祥等學者都做了大量研究［3－6］。這些研究對揭示二次噪聲的產(chǎn)生與規(guī)律有一定幫助，但是人力物力投入大，并且在很多時候較難保證與工程實際相一致的試驗條件。因此，仿真數(shù)值計算成為了研究二次噪聲的新趨勢。Khondge、Jul1en Caradonna、楊杰、吳大轉(zhuǎn)等學者對氣流二次噪聲的數(shù)值模擬進行了嘗試，并驗證了可靠性［7－9］。氣流二次噪聲的大小與消聲器的結構因素以及氣流速度的大小密切相關。因此，采用Fluent與Virtual.Lab Acoustics聯(lián)合仿真研究各個消聲單元的結構參數(shù)變化時排氣管內(nèi)的氣流二次噪聲的變化規(guī)律，并探討改變縮口結構時二次噪聲大小的變化。

1 噪聲數(shù)值計算

1.1 模型簡化

研究時，需對工作條件作如下簡化：

1）抗性消聲器固體結構以及其內(nèi)部流體域的物理性能參數(shù)均為常數(shù)。

2）流體為定常流動中的湍流。由于研究的排氣消聲器內(nèi)氣體的馬赫數(shù)低于0.3，屬于低速空氣動力學，因此，研究范圍內(nèi)的氣體可認為是不可壓縮氣體。由于發(fā)動機尾氣中除空氣外的成分等所占的濃度較小，而且大部分氣體的摩爾質(zhì)量和空氣的摩爾質(zhì)量差不多，所以就將發(fā)動機排出的氣體近似看作是空氣。

3）忽略重力影響。

4）消聲器進口管內(nèi)氣體的流動速度是均勻的。

1.2 仿真方法介紹

在Hypermesh中導入消聲器流體域三維模型并做前處理［10］，建立相應的體網(wǎng)格和面網(wǎng)格并定義流場入口和出口，再導出到Fluent求解器。在Fluent中設置邊界條件：入口條件為速度入口，出口條件為壓力出口，其余邊界均為無滑移的固壁。進行穩(wěn)態(tài)計算至收斂，將穩(wěn)態(tài)計算結果作為瞬態(tài)計算的初始值，相關設置見表1和表2。在瞬態(tài)計算過程中，在Fluent中監(jiān)測消聲器壁面的壓力信號，保存為cgns格式的文件，計算結束后將其導入Virtual.Lab Acoustics中的聲學有限元模塊做FFT變換，以此激勵為聲源求解所需觀測點的噪聲頻譜圖，并求總聲壓級。1.3 算例驗證

表1 穩(wěn)態(tài)求解參數(shù)設置

表2 瞬態(tài)求解參數(shù)設置

文獻［11］中給出了某簡單擴張式消聲器出口管內(nèi)一處所測的實驗數(shù)據(jù)。消聲器的尺寸見圖1，其中：d1和d2分別是進氣管和出氣管內(nèi)徑，此處值為38 mm；d為擴張腔內(nèi)徑，此處大小為200 mm；L1和L2分別為進出口管長度，為200 mm和500 mm；L3長為400 mm，是測量點的位置。網(wǎng)格模型見圖2。模型以六面體網(wǎng)格為主，部分采用五面體網(wǎng)格。由圖3和圖4比較可見：仿真結果和實驗結果所得該測量點的氣流二次噪聲頻譜圖具有趨勢接近的曲線，數(shù)值略有差異，但總體擬合較好，說明了數(shù)值計算方法的可靠性。

圖1 算例幾何尺寸示意圖

圖2 消聲器算例有限元網(wǎng)格

2 消聲單元氣流二次噪聲分析

2.1 氣流速度影響

4種基本的消聲器單元結構如圖5所示。考慮氣流速度時，其余條件一致，各消聲單元的基本外型尺寸相同，擴張腔長度Lc的大小均為250 mm，進口管內(nèi)徑di和出口管內(nèi)徑do均為30 mm，擴張腔直徑dc為90 mm，噪聲觀測點位置為出口管內(nèi)距離截面突變位置50 mm處。此外，插入管消聲單元進氣管插入長度Li和出口管插入管長度Lo均為30 mm；穿孔板消聲器的穿孔板距離入口截面突變處100 mm，壁厚為2 mm，穿孔率為16%，孔徑為7 mm；穿孔管消聲器穿孔孔徑為6 mm，軸向為9排，徑向每周6個孔，即穿孔率為12%。計算進氣管入口氣流速度分別為10，20，30，40和50 m／s時，4種消聲單元的氣流二次噪聲的總聲壓級，數(shù)值仿真結果如圖6所示。隨著消聲單元入口氣流速度的升高，除了穿孔管式消聲器先升高之后略有下降外，其余3種類型的消聲單元均隨氣流速度增加而增加，總體來看穿孔管消聲器的氣流二次噪聲值更小。2.2 簡單擴張式單元結構影響分析

圖3 仿真結果

圖4 文獻所得實驗結果

圖5 4種基本消聲器單元的結構簡圖

圖6 氣流速度的對二次噪聲的影響

對簡單擴張式消聲器單元來說，主要結構參數(shù)有擴張比、擴張腔長度和進口管內(nèi)徑等?？紤]一個變量因素的影響時，控制其余變量相同。由于工程中擴張比的范圍一般為4～20，選擇計算擴張比分別為4、9、16時的二次噪聲，進出口內(nèi)徑均為30 mm，擴張腔長度為250 mm，速度為40 m／s，所得結果見圖7。由圖7可見：隨著擴張比的增大，氣流二次噪聲大小有所下降。

當速度為40 m／s，擴張腔長度分別為200，250和300 mm時，擴張比均為9，進出口管直徑均為30 mm，計算結果如圖8所示。結果表明：隨擴張腔長度的增大，氣流二次噪聲減少。

圖7 擴張比影響

圖8 擴張腔長度影響

當速度為40 m／s，擴張比為9，擴張腔長度為250 mm，出口管內(nèi)徑為30 mm時，計算進口管內(nèi)徑分別為25，30和35 mm時的氣流二次噪聲值，結果如圖9所示。由圖9可見：隨著進口管內(nèi)徑增大，氣流二次噪聲也隨之增加。這是因為隨著擴張腔長度的增加和擴張比的增大，使腔內(nèi)流速衰減更多，到達出口管處時的速度越低，氣流噪聲也就越小。隨著進口管內(nèi)徑的增大，出口管入口受到更大的氣流沖擊，導致二次噪聲變大。

圖9 進口管內(nèi)徑影響

2.3 插入管式消聲單元分析

插入管式消聲器單元和簡單擴張式單元結構參數(shù)相比，主要區(qū)別在于進氣管插入長度Li和出口管插入長度Lo。當進口出管內(nèi)徑為30 mm、擴張比為9、擴張腔長度為250 mm、出口管插入長度Lo為30 mm時，計算進口管插入長度Li為0，50和100mm時的氣流二次噪聲值，所得結果如圖10所示。同理，計算Lo分別為0，40和80 mm時的結果，其余變量一致，所得結果如圖11所示。由頻譜圖可以看出：無論是進口還是出口，當插入管長度增大的時候，出口管內(nèi)的氣流二次噪聲略有增大。這是因為當存在插入管時，入口氣流達到出口管的距離減小，氣流速度增大，且出口管插入使得該處氣流的波動更加劇烈，導致二次噪聲增大。

2.4 穿孔板消聲單元分析

對穿孔板式消聲單元，主要考慮了穿孔板壁厚、穿孔板位置和穿孔孔徑幾個結構變量。外形尺寸不變，擴張比為9、進出口管內(nèi)徑30 mm、擴張腔長為250 mm、孔徑為7 mm、氣流速度為40 m／s，求壁厚分別為1，2和3 mm時氣流二次噪聲，結果見圖12。

圖10 進口管插入長度影響

圖11 出口管插入長度影響

圖12 穿孔板壁厚的比較

考慮孔徑為變量時，分別計算孔徑5，7和9 mm時的噪聲值，其余變量一致，結果見圖13?？梢妼τ诖┛装逑晢卧谝欢ǚ秶黾颖诤窨蓽p小氣流二次噪聲；而增加孔徑時氣流二次噪聲則變大。改變穿孔板的位置，分別計算穿孔板距離進氣口截面突變處100，125和150 mm時消聲單元的氣流二次噪聲，結果見圖14，可見距入口的位置由100到150時，氣流二次噪聲略有增大。這是因為：增加穿孔板壁厚后，穿孔板小孔有更好的導向作用，氣流通過小孔時的氣柱不易聚集形成更大的氣柱；增加孔徑則導致通過小孔的氣柱更易聚集，使氣流波動更劇烈，導致二次噪聲增大。一定范圍內(nèi)，穿孔板的位置離入口近時，入口處的氣流速度對穿孔板沖擊更大，二次噪聲越大。

2.5 穿孔管消聲單元分析

圖13 穿孔板孔徑的比較

圖14 穿孔板位置的比較

對于穿孔管消聲器單元的結構參數(shù)，主要分析穿孔管孔徑大小、軸向穿孔數(shù)量、徑向穿孔數(shù)量幾項。當氣流速度設為40 m／s時，擴張腔長度為250 mm、進出口管內(nèi)徑為30 mm、擴張比為9、穿孔分布為軸向9排、每排徑向6個孔。分別計算孔徑4，5和6 mm時，穿孔管消聲器氣流二次噪聲的大小，結果如圖15所示，可見隨著孔徑的增大，氣流二次噪聲也隨之增大?？紤]穿孔部分長度時，外部尺寸不變，計算軸向排列的孔數(shù)分別為9排、13排和17排時的氣流二次噪聲大小，每排間距為10 mm，所得結果如圖16所示，可見軸向穿孔數(shù)量越多，氣流二次噪聲越大。當穿孔長度一定時，為研究不同的穿孔率的區(qū)別，分別計算一排有4，6和8個孔時的氣流二次噪聲，此時孔徑為6 mm，軸向排列為9排，計算結果見圖17，可見氣流二次噪聲隨穿孔密度的增加而增加。這是因為：孔徑增大時，小孔產(chǎn)生的氣柱更易匯集成更大的氣柱，導致氣流噪聲變大；軸向的穿孔排數(shù)增多，每排穿孔個數(shù)增多可能會氣流產(chǎn)生的擾動增多，從而使氣流二次噪聲增大。

圖15 穿孔管孔徑比較

圖16 軸向穿孔排數(shù)比較

圖17 每排穿孔的個數(shù)比較

3 進出口管偏置和過渡結構的影響

為了進一步研究結構因素對氣流二次噪聲的影響，將進出口管不同軸的簡單擴張式消聲器和相同進出口管內(nèi)徑，擴張比和擴張腔長度的同軸消聲器相比較。結果見圖18，所得云圖見圖19～22?？梢园l(fā)現(xiàn)：不同軸時的氣流二次噪聲有所增大，監(jiān)測點的總聲壓級由113.5 dB增大為120.78 dB。從CFD流場計算所得速度云圖和湍動能云圖可以看出：進出口管錯開布置時出口管處速度最大值由48.65 m／s變?yōu)?9.83 m／s，截面突變處湍動能最大值由321.3 J／kg增大到459.8 J／kg，說明此時氣流波動程度增加，導致了二次噪聲的增大。由圖22可見，在出口管截面突變處湍動能值最大，因此有必要改進縮口的結構，在其余尺寸不變的情況下計算存在斜角過渡結構和圓角過渡結構時的二次噪聲，結果見圖23，速度云圖和湍動能云圖如圖24～27所示，可見兩種結構均能降低氣流二次噪聲，且圓角過渡可以更有效降低噪聲。通過比較發(fā)現(xiàn)：帶有圓角的過渡結構的消聲器單元內(nèi)氣流速度最大值由無過渡的48.65 m／s下降到41.96 m／s，而帶斜角的過渡結構則下降為44.11 m／s；出口管截面附近湍動能大小也有大幅下降，最大值由321.3 J／kg降為146.2 J／kg，斜角結構則下降為196.7 J／kg。氣流速度大小是影響氣流二次噪聲的一大因素，因此一定程度上加有過渡結構的消聲器內(nèi)氣流速度的降低，尤其是截面出口管入口處流速的降低導致氣流二次噪聲減小。此外，湍動能的降低則說明了過渡結構的突變可以減小速度的劇烈波動，進而導致氣流二次噪聲的減小。

圖18 進出口管布置比較

圖19 進出口管不同軸時的速度云圖

圖20 進出口管不同軸時的湍動能云圖

圖21 原消聲器速度云圖

圖22 原消聲器湍動能云圖

圖23 不同過渡結構比較

圖24 帶圓角過渡的湍動能云圖

圖25 帶斜角過渡的湍動能云圖

圖26 帶斜角過渡的速度云圖

圖27 帶圓角過渡的速度云圖

4 結束語

1）擴張式、插入管式和穿孔板式消聲單元氣流二次噪聲隨氣流速度增大而增大，但對于穿孔管消聲器，氣流速度達到一定值后出現(xiàn)下降，外形尺寸相同時，穿孔管消聲單元的氣流噪聲更小。

2）增大簡單擴張式消聲單元的擴張比、擴張腔長度、進口管內(nèi)徑以及采用進出口管不同軸的結構和過渡圓角有助于降低氣流二次噪聲。

3）減小插入管插入的長度可減小插入管式消聲單元的氣流二次噪聲。

4）穿孔板小孔孔徑的減小、距離入口截面突變處的距離增大以及壁厚的增加都有助于減小氣流二次噪聲。

5）穿孔管小孔孔徑的減小、軸向穿孔排數(shù)和每排穿孔數(shù)量的減小均有助于減小氣流二次噪聲。

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（責任編輯劉 舸）

Simulation Analysis of the Regeneration Noise of Reactive Muffler Unit

YIN Lu-gang

（School of Automotive and Traffic Engineering，Jiangsu University，Zhenjiang 212013，China）

doi：10.3969／j.issn.1674－8425（z）.2016.12.004

In order to explore the regulation of the noise produced by the airflow in the reactive muffler when airspeed and structure factors changed，this study got the regeneration noise by joint simulation of ANSYS Fluent and Virtual.Lab Acoustics，compared the result with experimental results to verify its reliability.It analyzed the influence of the structural factors and velocity of the airflow for the regeneration noise of several basic muffler unit，and studied the airflow regeneration noise when using the contraction structural transition and when inlet and outlet located in the different axis.Theresults showed that airflow regeneration noise of the expansion type，insert tube type and perforated plate type muffler element increases with the flow velocity，but the perforated pipe muffler’s airflow regeneration noise decline when velocity reaches a certain value；Increasing the simple expansion muffler unit’s expansion ratio，the length of expanding cavity，inlet tube diameter，setting the inlet and outlet in the same axis or design a arc transition structure can reduce the regeneration noise.Reducing the insert tube insertion length and the aperture of the perforated plate，and increasing the distance from the entrance expansion to the perforation plate and the wall thickness of the perforated plate can also reduce the regeneration noise.Reducing the perforated pipe diameter，the axial perforated rows and each row number of perforation are helpful to reduce the regeneration noise.

reactive muffler；influence law；regeneration noise

U463；TK411.6

A

1674－8425（2016）12－0024－08

10.3969／j.issn.1674－8425（z）.2016.12.004

2016－02－21

江蘇省汽車重點實驗室開放基金資助項目（QC200803）

尹潞剛（1991—），男，浙江臺州人，碩士研究生，主要從事車輛消聲器研究，E-mail：1150420575＠qq.com。

尹潞剛.抗性消聲器單元氣流二次噪聲的仿真分析［J］.重慶理工大學學報（自然科學），2016（12）：24－31.

format：YIN Lu-gang.Simulation Analysis of the Regeneration Noise of Reactive Muffler Unit［J］.Journal of Chongqing University of Technology（Natural Science），2016（12）：24－31.