對規(guī)則腔與非規(guī)則腔消聲器聲學特性的對比分析

賈季濤，宋德玉，李其朋，譚雅仙

(1.浙江科技學院 機械與汽車工程學院，杭州 310023；2.杭叉集團股份有限公司，杭州 311305)

對規(guī)則腔與非規(guī)則腔消聲器聲學特性的對比分析

賈季濤1，宋德玉1，李其朋1，譚雅仙2

(1.浙江科技學院 機械與汽車工程學院，杭州 310023；2.杭叉集團股份有限公司，杭州 311305)

利用計算流體動力學軟件及聲學仿真軟件，進行規(guī)則腔及非規(guī)則腔消聲器內(nèi)部流體動力學仿真、壓力損失計算和傳遞損失分析，獲得了腔體長度一定，截面積相等的圓形截面、橢圓截面和矩形截面的聲學特性。仿真結(jié)果表明，非規(guī)則腔相比于規(guī)則腔消聲器，異形口截面消聲器壓力損失更大，消聲效果更好。穿孔率對消聲器降噪效果有影響，穿孔率為12%時，中高頻段噪聲降低3.4 dB。該研究結(jié)果為非規(guī)則腔消聲器的優(yōu)化設計提供了參考依據(jù)。

壓力損失;傳遞損失;計算流體動力學;聲學特性

進氣消聲器是安裝在發(fā)動機進氣管上以降低噪聲的主要部件，其設計要同時滿足聲學性能和空氣動力性能等方面的要求。消聲器內(nèi)部結(jié)構復雜導致消聲器壓力損失過大，以致內(nèi)燃機壓力損失增大從而降低整車的燃油經(jīng)濟性[1]，而且消聲器的聲學性能與流動阻力是一對矛盾體，故消聲器的設計必須二者兼顧。

國內(nèi)外不少研究人員對消聲器做了深入的研究。Luo等[2-5]采用傳遞矩陣法研究排氣消聲器內(nèi)部結(jié)構的變化對聲學的影響，提出一種排氣消聲器內(nèi)部結(jié)構改進方案；方建華等[6-7]對擴張式消聲器內(nèi)部流場進行了CFD數(shù)值分析，揭示了消聲器壓力損失與擴張腔結(jié)構及入口流速之間的關系；鄧兆祥等[8-9]通過GT-POWER與FLUENT軟件對簡單擴張消聲器及穿孔管抗性消聲器進行了計算流體動力學研究，得出內(nèi)部壓力分布情況，并使其空氣動力性能得到改善；陶元芳等[10-13]采用聲學有限元法對排氣消聲器內(nèi)插管插入深度、內(nèi)部結(jié)構位置及尺寸進行優(yōu)化，并進行FLUENT數(shù)值模擬分析，得出內(nèi)部結(jié)構尺寸對聲學性能的影響。目前，研究人員在消聲器排氣端的降噪設計，多為規(guī)則腔消聲器，而在進氣端的降噪研究較少，因此開展進氣端非規(guī)則腔消聲器的研究很有必要。在進氣消聲器的安裝過程中，會根據(jù)實際安裝工位及安裝空間的要求，對結(jié)構進行具體設計。同時，非規(guī)則腔消聲器因為截面的變化，壓力損失會變大，使聲波在傳遞的過程中消耗更多的能量，消聲效果更佳，所以非規(guī)則腔消聲器的設計顯得尤為重要。只要壓力損失在目標值的范圍內(nèi)，那么非規(guī)則腔消聲器的結(jié)構設計是行之有效的。規(guī)則腔消聲器與非規(guī)則腔消聲器主要依據(jù)外形結(jié)構進行劃分，主腔體沒有明顯截面變化的為規(guī)則腔消聲器；反之，為非規(guī)則腔消聲器，也稱異形消聲器。流體計算得出的壓力損失在目標值以內(nèi)的前提下，聲學計算得出的數(shù)據(jù)才是有意義的，筆者通過對規(guī)則腔消聲器與非規(guī)則腔消聲器的聲學特性進行對比分析，提出非規(guī)則腔進氣消聲器的結(jié)構優(yōu)化設計方案。

1 消聲器聲學分析模型

1.1κ-ε理論模型

湍流運動是一種高度非線性的復雜流動，許多工程問題中流體的流動往往是處于湍流狀態(tài)，可通過一定的數(shù)值方法對湍流進行模擬，渦黏模型中的兩方程模型在計算成本不大的情況下保證較高的計算精度，本研究采用標準κ-ε模型作為計算模型，κ-ε模型形式如下：

(1)

式(1)中:μt為湍流黏度系數(shù)；ρ為密度；Cu為常數(shù)；κ為湍動能；ε為湍動耗散率。CFD仿真計算過程中，會運用到流體計算公式，在標準κ-ε模型中，κ和ε是兩個基本未知量，與之相對應的運輸方程為:

(2)

(3)

式(2)～(3)中：t為時間；μi為流動變量；xi為x分量，i=1,2,3；μ為動力黏度；σκ為κ方程的湍流能量普朗特數(shù)；Gκ為速度層引起的那部分湍動能；Gb為浮力引起的那部分湍動能；Yκ為κ方程中擴散產(chǎn)生的湍流；Sκ為κ方程中表面張力系數(shù);σε為ε方程的湍流能量普朗特數(shù)；C1ε，C2ε，C3ε為常數(shù)。在FLUENT中，κ-ε模型中的經(jīng)驗常數(shù)：C1ε=1.44,C2ε=1.92,C3ε=0.09,Cμ=0.09,σk=1.0,σε=1.3。式(2)～(3)中，變量κ和ε需要作進一步計算得出，計算公式[14]如下:

(4)

(5)

式(4)～(5)中:μι為壁面摩擦速度；ι為考慮壁面的修正的混合長度。

1.2 消聲評價模型

傳遞損失是指消聲元件入口處的入射聲功率級和出口處的透射聲功率級之差，是消聲器聲學性能的一個重要特征參數(shù)，其數(shù)值可以用來作為消聲器性能的評價標準。

傳遞損失用Y表示，計算公式[15]為：

(6)

(7)

此時對應的消聲頻率最大：

(8)

Ymin=0。

(9)

此時對應的消聲頻率最小：

(10)

2 聲學性能仿真及分析

圖1 原進氣消聲器結(jié)構Fig.1 Structure of original air muffler

本研究對不同截面消聲器的壓力損失及傳遞損失進行對比分析，非規(guī)則腔進氣消聲器如圖1所示，對消聲器進行κ-ε模型求解與消聲性能仿真，仿真參數(shù)如下：

1)在CFD軟件中的FLUENT對κ-ε模型進行求解，將模型入口流體簡化成穩(wěn)態(tài)流動，流體模型選擇為紊流、不可壓縮流動的理想氣體模型，入口采用速度入口，湍流強度為5%，湍流黏度比為10%，出口為標準大氣壓，消聲器的壁厚為1.0 mm，分析過程的溫度為25 ℃，且不考慮溫度對氣體物理特性參數(shù)的影響。

2)在LMS Virtual.Lab聲學仿真軟件中，消聲器中流體介質(zhì)為常溫常壓下的空氣，空氣溫度為20 ℃,密度為1.225 kg/m3，入口平面施加速度激勵。實部定義為-1 m/s，虛部定義為0 m/s；出口平面定義吸聲系數(shù)為1，聲阻抗實部為416.5 kg/(m2·s-1)；壁面為剛性壁面，不考慮壁面吸收。

2.1 不同形狀截面消聲器壓力損失對比

對腔體長度一定，截面積相等的圓形截面、橢圓截面和矩形截面進行壓力損失計算，并與非規(guī)則腔消聲器所得出的壓力損失進行對比。表1為6組進口流速計算壓力損失得出的壓力損失統(tǒng)計表，圖2為壓力損失曲線，圖3為入口流速30 m/s時的壓力損失云圖。

圖2表明，壓力損失會隨著進口流速的增大呈拋物線上升，圓形口截面、橢圓口截面及矩形口截面在同一流速下壓力損失接近，異形口截面壓力損失較大，其主要原因為：氣流在非規(guī)則腔體內(nèi)流動，腔體截面變化明顯，阻礙氣流的流動，降低消聲器空氣動力性能；氣流進出口不同軸，在出口處，氣流受擠壓形成湍流，導致壓力損失增大；根據(jù)計算，非規(guī)則腔的內(nèi)表面積比規(guī)則腔稍大，這也增大了壓力的沿程損失。

圖2 不同形狀截面壓力損失曲線Fig.2 Pressure loss curves for different shapes of cross sections

流速/(m·s-1)異形口截面/Pa圓形口截面/Pa矩形口截面/Pa橢圓口截面/Pa10104．848．937．956．620412．9181．7138．1143．030922．0338．8285．8349．5401640．5700．4599．5597．0502556．71236．01009．81064．4603670．21855．91565．31873．7

圖3 消聲器壓力分布云圖Fig.3 Distribution nephogram of muffler pressure

2.2 不同形狀截面消聲器傳遞損失對比分析

圖4 不同形狀截面消聲器傳遞損失曲線Fig.4 Muffler transmission loss curve for different shapes of cross sections

對規(guī)則腔消聲器進行網(wǎng)格劃分，并計算聲波傳遞損失，根據(jù)理論公式驗證結(jié)果的準確性，進一步與非規(guī)則腔消聲器作對比分析。

圖4為不同形狀截面消聲器傳遞損失曲線。圖4表明，規(guī)則腔消聲器的傳遞損失曲線重合，而非規(guī)則腔消聲器的傳遞損失在0～2 000 Hz頻段均大于規(guī)則腔消聲器，尤其在1 400～1 800 Hz頻段消聲效果明顯。3種規(guī)則消聲器的截面積相等，擴張腔長度也相同，由理論公式可知，擴張比與擴張腔長度一定，消聲量就確定，傳遞損失實際上就是聲音在傳播過程中的能量耗散。非規(guī)則腔截面面積有明顯突變，變化的區(qū)域廣，沿管道傳播的聲波經(jīng)反射向聲源方向傳播，使聲波在相互疊加過程中相抵消，傳遞損失加大。

2.3 改進后的消聲器與原消聲器傳遞損失對比

根據(jù)上述對比分析和非規(guī)則腔壓力分布云圖，對非規(guī)則腔消聲器作進一步結(jié)構優(yōu)化，改進后的結(jié)構如圖5所示，穿孔率設為12%，圓角大小為10 mm，消聲器出氣口的插入管長度為11 mm，即為出氣口下端腔體的1/4[16]45。

圖6為改進后的消聲器與原消聲器傳遞損失曲線。由圖6可知，相比于原異形口消聲器，改進后的消聲器在多個頻段的傳遞損失均有加大，消聲性能更好，且出現(xiàn)明顯的消聲峰值。改進后的消聲器，由于穿孔管的存在，聲波遇到小孔和障礙物時會產(chǎn)生衍射現(xiàn)象,對中高頻信號會發(fā)生繞射,在障礙物背后的邊緣附近會形成一個沒有聲振動的區(qū)域——聲影[16]53,從而有利于中高頻聲波處理。

圖5 改進后的消聲器內(nèi)部結(jié)構示意Fig.5 Schematic diagram of the internal structure of the improved muffler

圖6 改進后的消聲器與原消聲器傳遞損失曲線Fig.6 Transfer loss curve of improved muffler and original muffler

2.4 不同穿孔率對消聲器傳遞損失的影響

在保證異形腔消聲器穿孔管開孔的總面積不變的前提下，改變孔徑大小來改變穿孔率，分別對穿孔率為3.8%、7.5%、12%和15%的消聲器作進一步傳遞損失分析。圖7為傳遞損失曲線圖，圖8為穿孔率12%在470 Hz時的聲壓分布云圖。

圖7 不同穿孔率對消聲器傳遞損失曲線Fig.7 Muffler transmission loss curve at different perforation rates

圖8 470 Hz時聲壓分布云圖Fig.8 Sound pressure distribution nephogram at 470 Hz

圖7表明，穿孔率的改變對傳遞損失變化趨勢影響不大，但不同穿孔率影響的頻段不一樣：在0～200 Hz頻段穿孔率15%的消聲效果更好，250～650 Hz和700～1 250 Hz兩個頻段的穿孔率12%消聲效果更佳，1 250～2 000 Hz頻段穿孔率為3.8%的消聲器消聲更優(yōu)。上述情況可根據(jù)物理學衍射原理做出解釋，聲波遇到障礙物時會偏離原來直線傳播的物理現(xiàn)象，波長與孔徑有尺寸上的關系，聲波在遇到小孔與障礙物時會發(fā)生不同程度的衍射及反射，故在不同頻段，也即是不同波長段對應一個最合適的穿孔率。

3 試驗驗證

將穿孔率為12%的消聲器安裝到內(nèi)燃叉車進氣系統(tǒng)進行測試，根據(jù)文獻[17],在叉車發(fā)動機運行工況下進行進氣噪聲測量。圖9為叉車進氣消聲器安裝后的結(jié)構，圖10為運行工況下A計權聲壓級。

圖9 叉車進氣消聲器安裝后的結(jié)構Fig.9 Structure of the forklift intake muffler after installation

圖10 運行工況下A計權聲壓級Fig.10 A-weighted sound pressure level in operating conditions

由圖10可知，改進后的消聲器較原消聲器的A計權聲壓級有明顯的降低，原消聲器的A計權聲壓級為76.9 dB，優(yōu)化后的的消聲器降到了73.5 dB,進氣口整體噪聲下降了3.4 dB,壓力損失目標值22 kPa，在小于壓力損失目標值的情況下，消聲器的消噪性能得到提高，表明了優(yōu)化方案達到設計要求。

4 結(jié) 論

本研究利用CFD軟件對消聲器進行流體仿真分析，計算出的結(jié)果在壓力損失允許范圍內(nèi)，可確保消聲器設計的可行性，再進一步作聲學仿真得出如下結(jié)論：

1)在腔體長度一定，腔體體積相同的條件下，非規(guī)則腔消聲器壓力損失大于規(guī)則腔消聲器，同時，傳遞損失也大于規(guī)則腔消聲器，消噪性能更好；

2)聲波在遇到小孔與障礙物時發(fā)生衍射現(xiàn)象，在不同頻段對應著一個穿孔率，使得消聲性能更優(yōu)，同時，穿孔管的設計避免了氣流急劇回流和強烈湍流，從而保證了氣流通暢，避免消聲器的壓力損失過大；

3)通過改變穿孔率，改進后的消聲器相比原消聲器，在壓力損失允許的范圍內(nèi)，消聲器進氣口整體噪聲下降了3.4 dB。

本研究對進氣消聲器聲學特性進行分析及優(yōu)化，做了一定的理論分析和試驗驗證，但在今后的研究中還有較多的問題需要進一步分析。一是發(fā)動機振動時，會將其振動傳遞到消聲器上，消聲器本身產(chǎn)生的振動會與內(nèi)部空氣的振動發(fā)生耦合作用，本文并未對振動引起的噪聲做分析；二是本研究僅僅針對單獨的消聲器模型做分析，并未對整個進氣系統(tǒng)進行分析，外接管件尺寸形狀、空氣過濾器結(jié)構對消聲器聲學性能及空氣動力性都有一定影響，如果能把消聲器與整個進氣系統(tǒng)聯(lián)系在一起分析，仿真結(jié)果更加符合實際。

[1] 李沛然,鄧兆祥,姚杰,等.反流插入管消聲器壓力損失的分析[J].汽車工程,2012,34(7):628.

[2] LUO H, TSE C C, CHEN Y N. Modeling and applications of partially perforated intruding tube mufflers[J]. Applied Acoustics,1995,44(2):100.

[3] MUNJAL M L. Plane wave analysis of side inlet/outlet chamber muffler with mean flow[J]. Applied Acoustics,1997,52(2):169.

[4] SAHASRABUDHE A D, MUNJAL M L, RAMU S A. Design of expansion chamber mufflers incorporating 3-D effects[J].Noise Control Engineering Journal,1992,38(1):30.

[5] KIM J T, IH J G. Transfer matrix of curved duct bends and sound attenuation in curved expansion chambers[J].Applied Acoustics,1999,56(4):302.

[6] 方建華,周以齊,胡效東,等.擴張式消聲器的流體仿真及空氣動力性能研究[J].系統(tǒng)仿真學報,2009,21(20):6400.

[7] 劉學智,胡習之.單腔擴張式消聲器CFD數(shù)值分析[J].機床與液壓,2013,41(9):142.

[8] 鄧兆祥,向飛,李沛然,等.擴張比對擴張式消聲器壓力損失影響的分析[J].汽車工程,2011,33(3):233.

[9] 劉晨,季振林,郭小林,等.汽車排氣消聲器結(jié)構形式對壓力損失的影響[J].汽車工程,2008,30(12):1113.

[10] 陶元芳，陳莉緩.擴張腔式內(nèi)燃機消聲器空氣動力性模擬分析[J].農(nóng)業(yè)工程，2012，2(8)：49.

[11] 劉曉鳴，胡習之．基于Virtual Lab的汽車消聲器聲學性能優(yōu)化[J].價值工程,2012(11):45.

[12] 白長安，隋洪濤，李奇．基于Actran某車型后視鏡風噪聲計算[J]．計算機輔助工程,2013,22(增刊1):128.

[13] 孫培巖，宋海波，王宣峰.基于GT-Power的消聲器排氣尾管長度仿真研究[J].柴油機設計與制造,2013,19(3):22.

[14] 胡習之,程勝明,劉詩嘉.旁入穿孔管消聲器壓力損失研究[J].機床與液壓,2016,44(19):60.

[15] 袁翔.抗性穿孔管消聲器數(shù)值仿真研究[D].合肥：合肥工業(yè)大學,2009:16.

[16] 胡效東.基于CFD仿真和試驗的抗性消聲器研究[D].濟南：山東大學,2007.

[17] 國家技術監(jiān)督局.聲學消聲器測量方法：GB/T 4760-1995[S].北京：中國標準出版社,1995.

Contrastiveanalysisonacousticcharacteristicsofregularcavityandirregularcavitymufflers

JIA Jitao1, SONG Deyu1, LI Qipeng1, TAN Yaxian2

(1.School of Mechanical and Automotive Engineering, Zhejiang University of Science and Technology, Hangzhou 310023, Zhejiang, China; 2.Hangcha Group Ltd, Hangzhou 311305, Zhejiang, China)

Based on computational fluid dynamics and acoustic simulation softwares, this study conducted internal fluid dynamics simulation, pressure loss calculation and transmission loss analysis of regular cavity and irregular cavity mufflers. It acquired acoustic characteristics of three cross sections of cavities, circular, elliptical and rectangular respectively, when the length and cross-sectional area are fixed. The simulation results show that compared to the regular cavity muffler, the irregular cavity muffler has bigger pressure losses at special-shaped cross sections, thus achieving better noise elimination effects. The perforation rate has an impact on noise reduction effect of the muffler. When the perforation rate is 12%, noise at medium and high frequency bands is reduced by 3.4 dB. The results of this study have provided a reference for the optimal design of the irregular cavity muffler.

pressure loss; transmission loss; computational fluid dynamics; acoustic characteristics

TB535.2

A

1671-8798(2017)06-0419-06

10.3969/j.issn.1671-8798.2017.06.004

2017-06-12

國家國際科技合作專項項目(2015DFR71160)

宋德玉(1958— )，男,河南省三門峽人,教授,博士,主要從事特種車輛設計和機電一體化研究。E-mail:Song58021@163.com。