謝 旭，劉任權，趙紅飛，何嘉洋，李春楠

(1.武漢理工大學 汽車工程學院，武漢 430070；2.中汽研（天津）汽車工程研究院有限公司，天津 300300；3.上汽通用五菱股份有限公司，廣西 柳州 545000）

消聲器對整車的減振降噪起著重要作用，而傳遞損失和壓力損失[1]作為評價消聲器聲學性能和空氣動力性能的兩個主要指標，相互制約，所以在優(yōu)化設計時應對其同時考察。傳統(tǒng)排氣消聲器性能預測的理論依據是一維平面波理論[2]，但該理論主要針對低頻聲學分析。季振林[3]對穿孔管阻性消聲器消聲性能進行分析，提出對高頻聲學性能的精確預測需使用三維計算方法。陳長征[4]等應用橢圓柱坐標系下三維解析算法研究橢圓形阻抗復合式消聲器的聲學特性。Prata[5]等利用有限單元法分析多腔體消聲器聲學性能，與測試結果吻合良好。但是，具體車型的內部流場建模和數(shù)值分析仍沒有有效解決二次噪聲的產生問題。因此，在消聲器優(yōu)化設計過程中，有必要分析其聲場和流場變化[6]，提高消聲器聲學仿真分析的準確性。本文將采用LMS Virtual.Lab根據聲學材料流體屬性建立聲學模型，并結合AVL分析方法提高消聲效果和解決二次噪聲的問題。

1 分析模型簡介

為了解決某車型消聲器消聲量不足的問題，以抗性消聲器為研究對象，進行優(yōu)化設計。在如圖1所示的x-y截面剖視圖中，該消聲器具有3個腔室，其總容積為17.6 L。其中，1號隔板穿孔率為4.13%，2號隔板穿孔率為4.47%，穿孔管穿孔率為17.43%；小孔直徑均為1.75 mm；進氣管和出氣管內徑均為21.5 mm，穿孔管和隔板的厚度均為1 mm。

圖1 消聲器結構示意圖

2 聲學分析

2.1 理論介紹

圖2為簡單擴張消聲器消聲理論模型示意圖，總長為L，聲波由左側進氣口進入向右傳播。

圖2 消聲器傳遞損失理論示意圖

傳遞損失是評價消聲器聲學性能的主要指標之一[7]，本文研究的消聲器出入口截面積均不大，入射聲波可視為平面波[8]，其一維聲波方程可寫為

式中：P為壓力，x為坐標位置，t為時間。

對于諧響應，在入口處的聲壓p和振點速度v可以定義為

即可得到入口處p1為

在出口x=L處，聲壓和振點速度定義為

在消聲器傳遞損失的計算中，出口處通常都被定義為無反射邊界條件，聲阻抗為ρc，并且無反射波，即p4=0，則可以推出出口處p3為

由于消聲器的傳遞損失定義為入口入射聲功率級與出口輻射聲功率級之差，計算傳遞損失的關鍵是獲取入口和出口截面的聲功率。計算得到p1、p3，并把入口與出口處的截面積分別定義為Ain、Aout，即可通過計算得到消聲器的傳遞損失為

2.2 聲學分析模型前處理

穿孔管小孔處的氣流再生噪聲是影響消聲器性能的主要因素之一[9]，由小孔氣流噴注所產生的再生氣流噪聲主要集中在中高頻頻域，所以需要對小孔結構進行精確模擬。在對消聲器進行網格離散化之前，由于網格單元與計算頻率有對應關系，要先根據聲學分析的需要確定劃分模型網格的尺寸大小。

軟件LMS Virtual.Lab的Acoustics模塊對聲學有限元模型進行分析時，要求最小波長內有6個單元[10]，即分析頻率與單元尺寸大小L需要滿足以下關系式

式中：c為聲速，fmax為計算最大頻率。

本文所研究消聲器濕周X[11]為810 mm，有效截面積為A為43628 mm2，則可根據式(11)計算得到當量直徑

假設消聲器內聲場由理想空氣組成，溫度為500℃，則聲速只與空氣的熱力學溫度有關，故聲速

式中：T為熱力學溫度，T=273.15+t，t是攝氏溫度，由抗性消聲器的失效頻率經驗公式

得到失效上限頻率為3093 Hz，推知聲學分析有限元模型網格大小最大尺寸控制為30 mm。為了保證穿孔隔板、穿孔管處小孔細節(jié)的網格質量，劃分單元尺寸取為2 mm；其他部位采用漸進法進行網格離散化，單元尺寸為8 mm，確保計算頻率范圍能達到3000 Hz。最后，由包絡網格生成符合聲學計算要求的消聲器內部四面體網格。

2.3 聲學分析模型計算及分析

將前處理好的消聲器內部聲場網格導入軟件LMS Virtual.Lab的Acoustics Harmonic FEM模塊，設置內部聲學流體材料、屬性、入口和出口處的邊界條件以及其他相關求解參數(shù)，見圖3。

2.3.1 定義材料

抗性消聲器的傳遞損失是由其結構確定的固有屬性，與聲源特性無關，內部聲學流體材料設置為空氣。

2.3.2 定義邊界條件

入口處定義沿X軸直線傳播的（0、1）階管道聲模態(tài)，賦予聲功率為1 W；出口處定義AML無反射邊界條件；壁面設置為法向振動速度為零的剛性壁面。

2.3.3 求解步伐

求解頻域為50 Hz～3000 Hz，求解步伐設置為25 Hz。采用AML求解方法[12]，可以直接計算得到出口處聲功率，免去提取入、出口處聲壓級再應用公式處理的繁瑣，快速得到消聲器傳遞損失。

2.3.4 結果分析

圖4為傳遞損失計算結果，可知該消聲器總體的消聲量水平一般，這與消聲器容積有很大關系。該消聲器在低頻段的消聲效果比較好，50 Hz～1300 Hz平均消聲量在20 dB以上，800 Hz左右出現(xiàn)消聲量峰值。

圖3 有限元模型及x-y截面剖視圖

圖4 消聲器傳遞損失頻域分布

但在中高頻段該消聲器表現(xiàn)出較差的消聲性能，1300 Hz～2300 Hz頻段的消聲量大部分集中在20 dB以下，在2400 Hz以上消聲效果也不理想。按照人的聽覺特性，人類聽覺對于低頻噪聲的敏感度較低，而對于高頻域的噪聲敏感度相對較高。因此，為了獲得良好消聲性能，有必要提高消聲器在1300 Hz～3000 Hz的傳遞損失。

3 流場分析

3.1 理論介紹

消聲器內部流場數(shù)值模擬能夠為了解消聲器的消聲效果以及二次噪聲的產生原因提供很大的幫助，是優(yōu)化消聲器內部結構的有效手段。為了準確模擬消聲器內部流場，采用湍流計算的標準k-ε模型[13],其數(shù)學模型可以描述如下。

連續(xù)性方程

動量方程

湍動能方程

式中：j為坐標系方向序號，在直角坐標系表示為1、2、3為時均速度為速度矢量在i方向的分量；xj為位移在j方向的分量；v為運動學黏性系數(shù)；σk為經驗常數(shù)；vt為湍流黏性系數(shù)；ε為耗散率；G是速度梯度引起的湍動能產生項。標準k-ε模型經驗常數(shù)值如表1所列。

表1 標準k-ε模型經驗常數(shù)值

3.2 流場模型前處理

為了準確模擬消聲器內隔板和穿孔管處的小孔特征，流場分析模型中采用2 mm的尺寸對消聲器壁面離散化，采用4面體網格對內部流場進行離散化，得到流場分析前處理模型，生成cas文件導入ANSYS 16.0的Fluent模塊進行計算。

3.3 流場分析模型建立及分析

3.3.1 流速確定

發(fā)動機轉速為6000 r/min時，消聲器入口處的質量流量為439 kg/h，根據物性參數(shù)和流動參數(shù)，在額定轉速工況下消聲器入口處的流體流速可由式(17)計算

式中：m為質量流量，kg/h；t為時間，s；r為入口半徑，m。

3.3.2 雷諾數(shù)確定

式中：d為消聲器內插管直徑，m；ρ為密度，kg/m3；μ為黏度，Pa·s。

由式（18）結果可知即使在最小流量工況下，排氣管中的Re也遠遠超過了4000。因此，可以選用適合于工程計算的標準k-ε湍流模型進行計算。

3.3.3 定義邊界條件

根據發(fā)動機實際工作條件下的額定轉速，消聲器入口處的質量流速設定為87.07 m/s，出口設定為壓力出口，壓力值為一個標準大氣壓，設定壁面滿足非滲透性且無摩擦不滑脫條件，對消聲器內部流場進行模擬；假設排氣消聲器內部氣流為穩(wěn)態(tài)、可壓縮的理想氣體。

3.3.4 分析結果

消聲器在具有良好降噪功能的同時，必須具有較小的壓力損失，過大的壓力損失會嚴重影響發(fā)動機的動力性能。

圖5 x-y截面剖視湍動能云圖

計算結果湍動能云圖5表明，湍動能較大部位為出氣管入口處、第一隔板穿孔處，這些部位產生的湍流是造成消聲器壓力損失的重要原因。

圖6 x-y截面剖視壓力分布云圖

根據計算結果提取進氣管口和出氣管口的壓力值，得到排氣管的壓力損失為19100 Pa。壓力云圖6表明第三腔的壓力最大，氣流每經過一個腔，產生一個明顯的壓力降，但是腔內部壓力變化較小。由此可知，壓降產生的主要原因是氣流通過內插管、多孔隔板時的擴縮損失。穿孔管和第二隔板小孔處的壓力值小于周圍區(qū)域，原因是氣流高速噴注導致壓力下降，出氣管入口處及管內部氣體流速增大導致出現(xiàn)負壓值。

從消聲器流速分布云圖(見圖7)及穿孔管的局部放大圖可以明顯看出，穿孔管小孔處產生了氣流噴注，這是消聲器二次噪聲源之一[15]。穿孔管為進氣管，氣流流經第一排小孔的速度為80 m/s，仍保持著較高的流速，產生高頻二次噪聲的作用更明顯。因此，為了提高消聲器在高頻域的消聲量，應該對穿孔管的氣流噴注所產生高頻噪聲加以控制。

圖7 消聲器速度分布云圖

4 優(yōu)化分析

根據前文對消聲器的聲學分析和流場分析，在不改變消聲器外形尺寸、管路管徑和布置位置的前提下，將穿孔結構變更到流速相對進氣管低的出氣管上。小孔孔徑及數(shù)量不變，并加裝高頻消聲管腔，其內半徑比出氣管的內半徑大20 mm，目的是為了改善高頻域的消聲量。

考慮到加裝高頻管后壓力損失將加大，因此在出氣管增加4排未被高頻管包裹的小孔，保證低頻域的消聲量不至于降低過多。經過改進的消聲器內部結構圖如圖8所示。

4.1 聲學分析

對結構改進后的消聲器使用相同方法和相同邊界條件進行聲學分析。從改進后消聲器傳遞損失頻域分析(見圖9)可以看到，1000 Hz以上的消聲量相比原狀態(tài)得到了提高，尤其是在1000 Hz～2000 Hz、2500 Hz～3000 Hz頻域段內的改善作用明顯，低通過頻率數(shù)減少。

圖8 改進后的消聲器內部結構示意圖

圖9 優(yōu)化前、后消聲器傳遞損失頻域分布

4.2 流場分析

對內部結構改進后的消聲器重新進行網格離散化，采用與優(yōu)化前相同的分析方法進行CFD計算。得到優(yōu)化后的消聲器壓力損失為19600 Pa，與改進前相差不大，符合優(yōu)化目標要求。壓力分布方面，內部3個腔室的壓降梯度比優(yōu)化前明顯，見圖10。

圖10 優(yōu)化后x-y截面剖視壓力分布云圖

圖11 優(yōu)化后x-y截面剖視湍動能分布云圖

出氣管入口處的湍動能比優(yōu)化前的小，x-y截面內部沒有出現(xiàn)過大的氣流渦流區(qū)，有利于氣體順暢地流動，見圖11。

從優(yōu)化后的流場計算結果可以得知，流經穿孔管處的流體壓力和流速相對優(yōu)化前小。小孔處沒有出現(xiàn)明顯的氣流噴注，有利于減少腔室內部渦流和二次噪聲的產生，見圖12。

5 試驗驗證

5.1 試驗方法

參照《GB/T 14365-2017機動車輛定置噪聲聲壓級測量方法》，對優(yōu)化后的消聲器進行實車驗證，測試方法和工況和優(yōu)化前保持一致。試驗地點為整車半消聲室，其截止頻率為50 Hz，背景噪聲不高于20 dB(A)，滿足試驗要求。

圖12 優(yōu)化后速度分布云圖

測試傳聲器位置如圖13所示，置于距離排氣口參考點(0.5±0.01)m的位置，與包含排氣口末端軸線的豎直平面成(45±5)°。傳聲器與參考點等高，并且其軸線與地面平行，朝向排氣口參考點[14]。

圖13 排氣尾管輻射口噪聲測點俯視圖

測試車輛的變速器為5擋手動變速器，所以測試擋位采用3擋。測試工況為全負荷加速行駛工況，發(fā)動機轉速范圍從最低可能的到最大可用的轉速。試驗設備采用32通道的LMS SCADAS MOBILE數(shù)據采集前端和GRAS 1/2"預極化自由場傳聲器，使用LMS Test.Lab 13A軟件進行數(shù)據采集，記錄排氣口噪聲時域數(shù)據，并進行適當?shù)臄?shù)據處理，得到排氣口的噪聲聲壓級和頻譜數(shù)據。

5.2 試驗結果

當發(fā)動機轉速低時，排氣系統(tǒng)中的氣流流速不高，排氣口噪聲以低頻噪聲為主要成分，一般通過諧振腔和長尾管設計來消除。本次優(yōu)化不涉及諧振腔的改動，圖14顯示優(yōu)化前后發(fā)動機低轉速時排氣管口聲壓級并無明顯變化，這點對應圖9中0～800 Hz頻域的傳遞損失優(yōu)化前后無改善變化。

隨著發(fā)動機轉速提高，排氣系統(tǒng)內部的氣體高速流動，高速氣流與消聲器內部的小結構、管壁產生摩擦，此時高頻噪聲占主要成分。高頻管結構使得高速氣流在管內損失了一部分能量，減少二次噪聲。圖15顯示發(fā)動機高轉速階段排氣管口聲壓級對比優(yōu)化前有較為明顯的降低，驗證了圖9中1000 Hz～3000 Hz頻域的傳遞損失優(yōu)化效果。

排氣管口噪聲頻譜圖顯示，消聲器經過改進后1000 Hz～2000 Hz的頻譜分布能量減小，這點也符合傳遞損失計算的預測結果。

圖14 優(yōu)化前后排氣管口噪聲對比

圖15 管口噪聲頻譜分布

6 結語

采用聲學有限元和CFD方法對某抗性消聲器進行分析優(yōu)化，得到以下幾點結論：

（1）消聲器穿孔管處產生的高速氣流噴注是造成消聲器二次噪聲源之一。

（2）在穿孔管處加裝高頻管結構，是提高抗性消聲器高頻消聲量的有效手段。

（3）AML方法能為在工程應用上快速計算優(yōu)化消聲傳遞損失提供幫助，減少工程師工作量。

（4）優(yōu)化穿孔管結構時需要同時考慮消聲器的聲學性能和壓力損失。