陳龍虎,李立濤,藺 強(qiáng),韓 冬,呂海峰

(1. 中北大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，山西 太原 030051; 2. 河北亞大汽車塑料制品有限公司，河北 涿州 072750)

0 引 言

發(fā)動機(jī)引入渦輪增壓器可以提高汽車動力和燃油經(jīng)濟(jì)性，但渦輪增壓器在高頻振動和高速旋轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的噪聲會對汽車的使用壽命、安全性、舒適性產(chǎn)生很大影響。渦輪增壓器在不同工況下產(chǎn)生嘶嘶聲、泄氣聲、同步以及次同步的頻率分布不均衡，且噪聲的聲波頻率主要集中在600～3 000 Hz范圍內(nèi)，因此渦輪增壓器進(jìn)氣系統(tǒng)需要該頻率范圍內(nèi)的寬頻消聲器來消除噪聲，并且在這一頻率段上需要足夠的消聲量。另外，目前的發(fā)動機(jī)艙安裝空間趨于小型化，對消聲器的空間尺寸有了更高的要求。

穿孔消聲器消聲原理基于阻抗失配效應(yīng)，聲波通過穿孔管的通孔時(shí)產(chǎn)生的阻抗效應(yīng)可明顯地衰減與諧振腔室共振頻率相同頻率的聲波，對中高頻噪聲的消聲能力好且消聲頻帶較寬。通過控制諧振腔數(shù)，通孔的數(shù)目、直徑和深度來實(shí)現(xiàn)全頻率高消聲量的消聲效果。近年來，對穿孔管消聲結(jié)構(gòu)的傳遞損失研究越來越多，SULLIVAN等[1]采用同心管諧振器（穿孔管周圍由剛性外殼包覆）來調(diào)諧高頻，研究表明：在無流條件下消聲結(jié)構(gòu)可獲得較寬的衰減帶，但隨著流量的增加寬帶消聲效果便不復(fù)存在。RAO等[2]提出了計(jì)算穿孔板聲抗阻率的經(jīng)驗(yàn)公式。康鐘緒[3]分析設(shè)計(jì)了穿孔率、氣流參數(shù)和頻率對聲阻抗影響的經(jīng)驗(yàn)聲阻抗率模型。計(jì)算穿孔消聲器的傳遞損失的方法有很多種[4-8]，但上述的研究都是基于單腔室穿孔結(jié)構(gòu)。傳統(tǒng)的單腔共振消聲器只能抑制窄頻帶的噪聲，無法衰減寬頻帶中高頻噪聲，且消聲能力較差。因此設(shè)計(jì)緊湊型多腔室穿孔管串并聯(lián)耦合的消聲器，擴(kuò)大消聲器的頻帶范圍，滿足渦輪增壓發(fā)動機(jī)的降噪要求。

1 消聲結(jié)構(gòu)模型

針對渦輪增壓器進(jìn)氣噪聲特性設(shè)計(jì)了一種穿孔管串并聯(lián)耦合的消聲裝置，其結(jié)構(gòu)尺寸如圖1所示。消聲器連接于渦輪增壓器進(jìn)氣管道中，包括穿孔管串并聯(lián)耦合消聲模塊、四腔室錐形消聲模塊、進(jìn)口連接管、出口連接管。針對高頻噪聲，四腔室錐形模塊主要依靠截面突變引起的聲反射來衰減聲波能量的，而針對低頻噪聲設(shè)計(jì)的穿孔管串并聯(lián)耦合模塊依靠通孔內(nèi)的空氣質(zhì)量塊與背腔空氣組合成的彈性振動系統(tǒng)降噪的，雙層穿孔管相當(dāng)于在原有彈性振動系統(tǒng)的基礎(chǔ)上添加了一個(gè)附加系統(tǒng)，將原有的消聲峰值一分為二，從而向更低頻率范圍移動。串并聯(lián)耦合穿孔管消聲模塊與四腔室錐形消聲模塊并行連接。

圖1 消聲器結(jié)構(gòu)尺寸示意圖（單位：mm）

穿孔管串并聯(lián)耦合消聲模塊主要用于470～2 300 Hz范圍內(nèi)的頻率消聲，包括兩個(gè)相同的諧振腔5、6，腔室內(nèi)分別放置著單層穿孔管與雙層穿孔管穿孔中心管，中心管側(cè)壁上開設(shè)有圓形通孔，雙層穿孔管外層的通孔直徑大于內(nèi)層，通孔根據(jù)不同消聲要求頻率范圍設(shè)計(jì)成不同規(guī)格。四腔室錐形消聲模塊主要用于2 300～4 500 Hz范圍內(nèi)的頻率消聲，包括4個(gè)大小不同的諧振腔，諧振腔室體積等比例增大，且諧振腔內(nèi)放置開設(shè)有矩形通孔的中心管，根據(jù)不同的消聲要求頻率范圍來設(shè)計(jì)矩形通孔的深度和大小。消聲裝置設(shè)有6個(gè)諧振腔室，每個(gè)腔室通過相同壁厚分隔壁串聯(lián)連接，相互獨(dú)立。自左向右的腔室1至腔室5體積逐漸遞增，各腔室的體積根據(jù)不同消聲要求頻率范圍設(shè)計(jì)成不同規(guī)格。為了拓寬消聲頻率下限，將腔室6設(shè)計(jì)為雙層穿孔管并聯(lián)結(jié)構(gòu)，7為矩形通孔，8為圓形通孔。消聲裝置兩端設(shè)有進(jìn)出口連接管，進(jìn)出口連接管連接在渦輪增壓器進(jìn)氣管道上，進(jìn)出連接管通過法蘭連接固定在所述渦輪增壓器進(jìn)氣管道上。消聲器總長為240 mm，最大諧振腔室直徑為132 mm，穿孔板內(nèi)徑為50 mm，壁厚為2 mm，可以根據(jù)進(jìn)出口管道直徑大小對消聲器尺寸進(jìn)行調(diào)整，具體尺寸如圖1（b）所示。

2 模態(tài)分析

當(dāng)消聲器受到振動源激勵時(shí)會向外輻射噪聲，噪聲源的周期性振動容易引發(fā)消聲器的共振。消聲器內(nèi)部充斥的氣流會影響系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的質(zhì)量矩陣和剛度矩陣，必須要考慮到氣流流速會對消聲器結(jié)構(gòu)產(chǎn)生一定的影響。因此在對消聲器的消聲性能進(jìn)行仿真研究之前需要對結(jié)構(gòu)的振動特性進(jìn)行模態(tài)分析，進(jìn)而得出氣流流速對模態(tài)頻率和振型的影響規(guī)律。

利用ANSYS Workbench軟件中的Fluent、Static Structural和Modal 3個(gè)模塊來對消聲器模型進(jìn)行氣固耦合下的模態(tài)分析?？紤]到流體壓力對模型產(chǎn)生的應(yīng)力效果較為顯著，但是由于模型的材料為光敏樹脂，受到流體壓力變形導(dǎo)致流場變化并不明顯，因此本文采用單向流固耦合數(shù)值計(jì)算。首先對消聲器結(jié)構(gòu)進(jìn)行預(yù)應(yīng)力分析[9-10]：

將計(jì)算出的應(yīng)力剛度矩陣導(dǎo)入到結(jié)構(gòu)分析（σ0→S），因此模態(tài)方程變化為：

式中：K——總體剛度矩陣；

M——總體質(zhì)量矩陣；

?i——結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的振型向量；

1954 年國際標(biāo)準(zhǔn)化組織提出《舒適熱環(huán)境條件——表明熱舒適程度的PMV和PPD指標(biāo)》(BS EN ISO 7730)，對PMV及PPD推薦取值為：PPD ≤10%， 即允許有10%的人感到不滿意，此時(shí)對應(yīng)的 PMV 在-0.5～+0.5之間.從圖7可以看出，該辦公區(qū)域PMV值在-0.5～+0.5之間，介于微涼和微暖，熱感覺適中，符合相關(guān)規(guī)定，能夠?yàn)檗k公人員提供一個(gè)合理、舒適的辦公環(huán)境.

wi——固有圓周率；

i——階數(shù)，從0開始的自然數(shù)。

在Workbench中氣固耦合作用下的模態(tài)分析流程如下：

1）將消聲器模型導(dǎo)入Fluent模塊，運(yùn)用mesh工具進(jìn)行網(wǎng)格劃分，根據(jù)發(fā)動機(jī)在5 000 r/min的運(yùn)轉(zhuǎn)情況下的氣流狀態(tài)，設(shè)置邊界條件：入口速度為80 m/s和出口壓力為0。計(jì)算流體部分。

2）將消聲器與進(jìn)氣管道相連的兩端進(jìn)行固定約束，設(shè)置光敏樹脂材料密度為1.12 g/cm3（25 ℃），彈性模量為2 500 MPa，泊松比為0.39。將Fluent計(jì)算得到的壓力場作為輸入載荷導(dǎo)入到Static Structural模塊，進(jìn)而得到氣壓載荷引起的結(jié)構(gòu)應(yīng)力。

3）最后將氣壓產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)應(yīng)力通過預(yù)應(yīng)力的方式加載到模態(tài)分析中，得到氣固耦合模態(tài)時(shí)的頻率和振型。高階固有頻率對系統(tǒng)振動影響較小，因此將兩模態(tài)分析得到前六階振動頻率進(jìn)行對比，如表1所示。

表1 模態(tài)頻率對比

隨著階數(shù)的增大，引發(fā)高階能態(tài)振動所承載的能量減少，并且消聲器在高階振動下的自由度節(jié)點(diǎn)數(shù)更多，因此很難引發(fā)振動。一般四缸四沖程的主要怠速激勵頻率為n為轉(zhuǎn)速，N為氣缸數(shù)，c為沖程數(shù)，可求得發(fā)動機(jī)的激勵頻率為167 Hz。表1中給出了常溫?zé)o流狀態(tài)下和氣流預(yù)應(yīng)力共同影響消聲器的固有頻率，消聲器固有頻率較低，發(fā)動機(jī)激勵頻率相對較高，防止了發(fā)動機(jī)和載體振動引發(fā)進(jìn)氣系統(tǒng)共振。由于氣流預(yù)應(yīng)力作用，模態(tài)頻率有較小的增長，隨著階數(shù)增長，模態(tài)頻率逐漸增大。前四階常溫?zé)o流（左）與氣固耦合模態(tài)振型（右）對比如圖2所示。

圖2 模態(tài)振型對比

通過圖2可以看出消聲器在不同狀態(tài)下同階模態(tài)振型基本一致，在串并聯(lián)耦合穿孔管消聲模塊與四腔室錐形消聲模塊連接處應(yīng)力較大。第一階與第二階、第五階與第六階模態(tài)頻率相近，為重根模態(tài)，表明在氣流的作用下沒有改變軸對稱的結(jié)構(gòu)特性。將氣固耦合作用下的消聲器仿真中，打開Fluent的寬頻噪聲模型，經(jīng)計(jì)算可得到消聲器在氣流作用下的再生噪聲云圖。

沿軸線方向建立平面觀察速度與噪聲變化情況，圖3(a)是入口速度為80 m/s時(shí)的速度云圖，結(jié)果顯示管內(nèi)的速度值最大，而周圍腔室內(nèi)的氣流速度非常低。圖3(b)為氣動噪聲云圖，從圖中可以看出在通孔處的再生噪聲非常大，最高達(dá)到94.4 dB，但在出口處的再生噪聲分貝值非常低，說明氣流再生噪聲中大部分在消聲器的內(nèi)部吸收。

3 消聲器聲學(xué)性能仿真分析

為了驗(yàn)證消聲器的降噪效果，采用有限元仿真軟件 COMSOL對所提出的消聲器進(jìn)行聲學(xué)性能進(jìn)行仿真。圖4為網(wǎng)格劃分示意圖，設(shè)置流體域的介質(zhì)為空氣，空氣域入口和壓力出口，計(jì)算步長為10 Hz，計(jì)算范圍為40～5000 Hz，利用軟件中的聲學(xué)模塊計(jì)算模型的傳遞損失，傳遞損失定義為T L=10lg(Pin/Pout) ，Pin和Pout分別表示入口和出口處的總聲功率。傳遞損失仿真結(jié)果如圖5所示，在480～4 500 Hz頻率范圍內(nèi)的傳遞損失均為20 dB及以上，在2 390～3 540 Hz頻率范圍內(nèi)的傳遞損失均為34 dB及以上。

圖4 網(wǎng)格劃分示意圖

圖5 傳遞損失曲線

對圖5中的5個(gè)波峰頻率點(diǎn)（f1=520 Hz，f2=1 450 Hz，f3=2 430 Hz，f4=3 250 Hz，f5=4 260 Hz）采樣，聲壓能量分布如圖6所示：可以明顯看出，隨著頻率的增大，能量逐漸向上轉(zhuǎn)移，中低頻段能量主要集中在穿孔管串并聯(lián)耦合消聲模塊（背腔深度較大，穿孔率較小），高頻段能量主要集中在四腔室錐形消聲模塊（背腔深度較小，穿孔率較大）。

圖6 聲壓級分布（單位：dB）

氣流速度會引起消聲器的聲傳播和聲衰減規(guī)律的變化。采用COMSOL“CFD模塊”中SST湍流模型來計(jì)算流動，并使用“線性納維-斯托克斯，頻域”接口計(jì)算聲傳播。然后將聲學(xué)模型與平均流速、壓力和湍流粘度耦合，計(jì)算v=0、v=31.4 m/s、v=80 m/s即：Ma=0（無流動）、Ma=0.1和Ma=0.23，3種流動構(gòu)型與傳遞損失的關(guān)系。從圖7中可以看出：氣流并不改變傳遞損失曲線的趨勢，只抑制了消聲效果，氣流流速越大，消聲器的消聲效果越差。

圖7 不同Ma下的傳遞損失

4 消聲器性能測試

4.1 測試系統(tǒng)組成原理

傳遞損失是評價(jià)消聲性能的重要標(biāo)準(zhǔn)之一，其峰值越高，說明消聲器的消聲效果越好，峰值對應(yīng)的頻率范圍越大，說明消聲范圍越廣。為了驗(yàn)證有限元仿真的正確性，通過3D打印快速樣件制作，應(yīng)用于聲學(xué)實(shí)驗(yàn)，與仿真結(jié)果進(jìn)行對比。為了測試該消聲器的消聲性能，搭建消聲器實(shí)驗(yàn)平臺，如圖8所示，該套測試系統(tǒng)主要由揚(yáng)聲器、阻抗管、3D打印消聲器樣件、傳聲器和消聲末端等組成，采用雙負(fù)載法測量消聲器的傳遞損失[11-13]。

圖8 傳遞損失測試裝置

系統(tǒng)中功率放大器型號為SINOCERA-YE5871A，功率放大器放大的聲信號輸送進(jìn)型號為DQ30TZF-05的全頻帶揚(yáng)聲器，揚(yáng)聲器將電信號轉(zhuǎn)換為聲信號發(fā)出。本測試系統(tǒng)所采用的傳聲器型號為AWA14425型ICP(IEPE)，能夠?qū)⒙晧盒盘栟D(zhuǎn)化為電信號。由4個(gè)傳聲器采集到的聲壓信號傳輸進(jìn)NIDAQ-9234的四通道數(shù)據(jù)采集卡，將傳感器的信號送入計(jì)算機(jī)結(jié)合LabVIEW軟件進(jìn)行時(shí)域采集，最后通過FFT變換得到傳遞損失隨頻率變化曲線。傳遞損失計(jì)算公式為

式中：x1——傳聲器1與傳聲器2之間的距離；

x2——傳聲器2與消聲器左端法蘭之間的距離；

x3——傳聲器3與消聲器右端法蘭的距離；

x4——傳聲器3與傳聲器4之間的距離；

P1、P2、P3、P4——4 個(gè)傳聲器處測得的聲壓值。

4.2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果對比

通過測量得到了如圖9所示的傳遞損失曲線，在470～4 500 Hz頻率范圍內(nèi)的傳遞損失均為20 dB及以上，實(shí)驗(yàn)結(jié)果與仿真的傳遞損失曲線變化規(guī)律基本一致。在2 400～3 500 Hz頻率范圍內(nèi)幅值偏差較大，這是因?yàn)橄暺鬟M(jìn)出口截面較大，管道內(nèi)不可避免地出現(xiàn)高階模態(tài)波，這些高次波主要分布在中高頻段。在2 180～3 690 Hz頻率范圍內(nèi)的傳遞損失均為31 dB及以上，且在3 080～3 440 Hz范圍內(nèi)傳遞損失均為50 dB及以上，證明了該消聲器可以對470～4 500 Hz頻率范圍的噪聲有著寬頻帶高質(zhì)量的降噪效果。

圖9 實(shí)驗(yàn)與仿真結(jié)果對比

5 結(jié)束語

本文基于共振吸聲效應(yīng)建立多腔室穿孔管的消聲器，通過利用串并聯(lián)耦合消聲模塊與四腔室錐形消聲模塊并聯(lián)的方式對渦輪增壓器進(jìn)氣管道內(nèi)寬頻噪聲控制降噪處理。

1）對消聲器進(jìn)行氣固耦合模態(tài)分析，對比前六階模態(tài)頻率與前四階振型得出：氣流應(yīng)力增大了消聲器固有頻率，與無流狀態(tài)下的同階模態(tài)振型基本一致。消聲器固有頻率較低，防止了發(fā)動機(jī)和載體振動引發(fā)進(jìn)氣系統(tǒng)共振。

2）在氣流作用下，消聲器通孔處的再生噪聲最高達(dá)94.4 dB，但出口處的聲壓級非常低，說明大部分的再生噪聲在消聲器內(nèi)部衰減吸收了。氣流并不改變傳遞損失曲線的趨勢，只抑制了消聲效果，氣流流速越大，消聲器的消聲效果越差

3）消聲器的結(jié)構(gòu)簡單緊湊，消聲范圍廣，消聲量大，在470～4 500 Hz頻率范圍內(nèi)的傳遞損失幅值均為20 dB及以上，且在2 180～3 690 Hz頻率范圍內(nèi)消聲效果比較突出，消聲量均達(dá)為31 dB及以上，有效地衰減了中高頻范圍內(nèi)的渦輪增壓器進(jìn)氣噪聲。