汽车消声器声学性能及流场特性数值分析.docx
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汽车消声器声学性能及流场特性数值分析
汽车消声器声学性能及流场特性数值分析
99
文章编号:
10061355(200904009904
汽车消声器声学性能及流场特性数值分析
刘鹏飞,毕传兴
(合肥工业大学噪声振动工程研究所,合肥230009
摘要:
应用声学分析软件SYSNOISE及计算流体力学软件FLUENT建立了某一SUV汽车所装配的消声器有限元模型,计算分析消声器的消声特性和流场特性,得到消声器的压力损失预测值和传递损失,经与试验值对比,模拟计算的结果真实可靠。
关键词:
声学;消声器;声学性能;流场特性;数值模拟中图分类号:
TK413.4+7文献标识码:
A
NumericalAnalysisofAcousticPerformanceandAerodynamicCharacteristicsofAutomobilesMuffler
LIUPengfei,BIChuanxing
(InstituteofSoundandVibrationResearch,HefeiUniversityofTechnology,Hefei230009,ChinaAbstract:
Obtainingthemufflerswithhighnoisereductionperformanceandlowpressurelossisanmportanttargetofthedesignofexhaustsystemofautomobilesi.Thetraditionalmethodofdesignisbasedonthetheoryofonedimensionplanarwave,whichmayleadtolargetoleranceforthreedimensionaldesignofmufflerswithcomplexstructures.Inthispaper,SYSNOISEcodeandFLUENTcodeareappliedto
buildaFEMmodelforthemufflersofSUVautomobiles.Theacousticperformanceandaerodynamiccharacteristicsaresimulatedandanalyzed.Thebackpressureandtransmissionlossareobtained.Comparingtheresultswithexperimentaldata,itisshownthattheresultsofsimulationarereliable.Themethodprovidesareferenceforoptimizationdesignofmufflers.
Keywords:
acoustics;muffler;acousticperformance;aerodynamiccharacteristics;numericalsimulation
发动机噪声是汽车的主要噪声源,而排气噪声又是发动机的最大噪声源,目前最主要的手段是采用消声器来控制排气噪声。
但是消声器在降低噪声的同时,会带来排气阻力增加导致发动机动力性和经济性的下降。
因此,详细研究消声器的声学特性及空气动力特性就显得非常重要。
早期的消声器研究主要依据平面波理论,并在此基础上发展出四极子声学传递矩阵法、神经网络法等进行理论分析,但是,对于三维结构复杂消声器,传统的平面波理论及阻力系数计算方法存在较大的误差。
随着数值计算技术的发展,运用专业软
收稿日期:
2008-11-22;修改日期:
2008-12-21究生,研究方向:
机械系统动力学及低噪声设计。
El
件对消声器进行三维有限元数值计算可以有效地弥补这个缺点,为消声器的设计提供新的途径。
本文应用声学分析软件SYSNOISE及计算流体力学软件FLUENT,分别建立了某消声器的仿真计算模型,得到了消声器的传递损失及阻力损失,以及内部流速、压力分布情况,并且根据结果分析评价了消声器的性能。
试验结果表明,仿真计算的结果真实可靠,对于消声器的设计有实用价值。
1流场分析模型
1.1数学模型
气体在消声器内的流动是复杂的三维湍流流动,流场遵循连续方程和动量方程。
对湍流的模拟采用Realizable模型,整个过程可以用雷诺时均NS方程、湍动能及湍流耗散率的输运方程来作者简介:
刘鹏飞(1982-,男,江西宜春人,合肥工业大学硕士研
2009年8月1.2计算模型
噪声与振动控制第4期
根据变分原理,对式1进行变换及离散,获得有限元方程,求解代数方程组即可获得消声器内部声场的声压分布。
有限元离散方程如下:
(K+j!
C-!
MP=FA
向速度。
一般用传递损失来评价消声器的消声特性,传
递损失反映了消声器本身的结构特性,与激励源及外界条件无关,定义为消声器入口与出口的声功率之比,计算公式:
WinSP
TL=10lg=10lginin
WoutSoutPout
口、出口截面积,Pin和Pout为输入、输出声压。
穿孔板的简化
消声器内部有大量的穿孔板壁面,由于穿孔直
径小、数量多,给有限元建模带来很大的困难,因此采用穿孔阻抗即在SYSNOISE中施加阻尼边界条件对穿孔板壁面进行等效替代。
穿孔特性声阻抗的经验公式如下:
Zp=
Rp=
1
=Rp+jXpV
2(4(5(6
2
2
以某一SUV车型所匹配的排气消声器为例,在三维CAD软件UG中建立了消声器的三维几何模型,导入到CFD专用前处理软件GAMBIT中进行网格划分。
由于消声器内部结构复杂,考虑到划分网格的效率,本例采用四面体网格。
为了平衡计算规模和计算精度,在小孔及薄壁结构处进行网格细化。
图1
为总的消声器网格生成图。
(2
式中,K,C,M为刚度、阻尼、质量矩阵,FA为节点法
(3
其中,Win和Wout为输入、输出声功率,Sin和Sout为进
图1消声器网格模型Fig.1Meshmodelofthemuffler
根据消声器的工况设置边界条件,选择空气作为流体,流动近似为三维稳态流。
1进口给定入口速度,选择速度V=20,依
次增加10m/s,至60m/s为止,可计算5个模型;
2出口设置出口边界条件为压力出口,压力值设为0.1MPa;
3壁面无滑移速度壁面,采用标准壁面函数计算近壁网格上的各物理量。
对方程中的扩散项采用中心差分格式离散,对流项采用二阶迎风格式离散,能够有效地保证计算的精度要求。
选用SIMPLEC(SemiImplicitMethodforPressureLinkedEquations算法求解控制方程,并且考虑流体粘性的影响。
01+
Xp=!
∃0(l+2∀l式中,∀p为穿孔管内外壁声压差,V为声在小孔中的平均振速,!
为角频率,#为黏滞系数,∃0为空气密度,a为小孔半径,l为壁厚,为小孔分布校正系数,为穿孔率。
2.2计算模型
在HYPERMESH中建立消声器内部空腔的模型,忽略消声器壁面对声场的影响,将模型导入到SYSNOISE中进行分析计算,流体介质采用空气,声速c=340m/s,密度∃=1.225kg/m。
施加单位速度为入口边界条件,全吸声即吸声系数%=1为出口边界条件,壁面近似为刚性,不考虑吸声。
3
2声场分析模型
2.1理论模型
声波在消声器内传播时假设:
介质为均匀理想
流体,即无粘滞性;声的传播过程是绝热过程,与外界不存在热交换;传播的是小振幅声波,即介质的物态变化是线性的。
作为振动,声波满足运动方程、连续方程及物态方程,可得到三维声波波动方程:
1p
p=22
c0t
2
2
2
2
2
2
3计算结果及分析
3.1速度分布
以进口速度40m/s为例,图2所示为消声器中心平面处(z=0速度幅值云图,由图可以看出,沿着消声器入口管道,气流速度逐渐降低,到达穿孔管末端时,速度降到最低值,约为8m/s,在入口管道尾端,由于管道收缩,速度略有增加。
第一、四膨m/s-(1
式中,=2+2+2为拉普拉斯算子,p为声
xyz压
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较低的水平。
第二、三腔的速度明显高于其他两腔,并且分布很不均匀,多处存在漩涡。
这是由于小孔高速渗流所致,尤其是第二腔,既有入口穿孔又有出口穿孔,强烈交汇对流,形成此腔的复杂流动,如图3所示。
穿孔管小孔处速度较高,达到最大值68m/s左右,气流喷射而出,形成一股强流,冲向消声器外壳,并导致较大涡流的产生。
在出口管道处,可以看出速度变化不大,由于最后一段出口处外罩的作用,使得气流更加均匀化。
由于入口与出口的管道直径是一致的,所以出口管道的平均速度基本等于入口平均流速。
在消声器穿孔管末端及小孔流出处均有涡流产生,由于这种噪声的声功率和气流速度的6次方成正比,因而气流速度较高时,将会产生很强的再生噪声。
穿孔管末端涡流处气流速度较低(其值均在20m/s以下,因此产生的再生噪声较小。
但小孔处可能会产生再生噪声,需要加以改进。
另外进口段及出口段较强的涡流会产生较大的压力损失,从而导致内燃机功率损失加大,因此在实际工程中应尽量避免。
消声器外壳采用圆弧过渡结构,可有效减少漩涡生成,从而避免再生噪声的产生及功率损失的加大。
此外,气流速度高到一定程度时,还会产生喷气噪声,其声功率和气流速度的8次方成
101
正比。
用数量很多的小孔来代替一个大的排气管口时,应该使小孔的总面积大于原有管口的面积,从而保证在相同流量下不致使喷注速度过高。
3.2压力分布
图4所示为压力分布图,四个膨胀腔压力逐渐增大,其中入口穿孔管末端由于流速很低,其压力最高,这样有利于气流从小孔处扩散到膨胀腔内。
速度大处,压力减小,所以可以看到,在小孔流出处周围,存在明显的低压区,导致了排气压力损失。
流体从大直径的膨胀腔流往小直径的出口内插管时,由于流体存在惯性,流体收缩直至缩颈,而后又逐渐扩大。
在缩颈附近,其流速提高,
表现在压力
图上,流束与管壁之间有一充满小漩涡的低压区,从而增大了排气背压。
图5所示为压力损失与入口流速的关系,由图可见,二者大致成二次方关系,这是因为压力损失主要由局部阻力造成,与速度的二次方成正比。
同时,根据试验测得的压力损失可知,计算模型能比较准确地模拟真实情况,二者之间的误差是由于建模时忽略了很多细节的缘故。
3.3传递损失
消声器声学模型的计算频率为20Hz-2000,
2009年8月噪声与振动控制第4期
示。
由图可见,此款消声器在较宽的频率范围内具有较大的消声量,尤其是在60Hz-800Hz、900Hz-1100Hz、1400Hz-1600Hz范围内出现最大消声,表明穿孔消声器的中低频消声效果比较理想。
与实验结果对比,在整个频率范围内具有很好的一致性,证明了三维有限元法的有效性及模型的准确性。
图7、图8显示了消声器在70Hz及980Hz频率的声压云图。
由图7可见,声波沿着管道流过各个腔并且振动依次减弱,基本以平面波的形式传播
这与低频时的一维平面波理论是吻合的。
图8可以看出,随着频率的增大,消声器内出现了高次模式波,膨胀腔各个截面的压力不再相等,一维平面波理论不再适用。
3.4流场对消声性能的影响
消声器工作在高速湍流中,高速湍流能产生较
大的排气噪声。
气流对消声性能的影响表现为两方面:
一是气流的存在会引起声传播和声衰减规律的变化;二是气流可以产生再生噪声。
气流改变了声波传播规律,主要是因为运动介质可以改变声波的波长。
当声波传播方向和气流运动方向一致时,声波在消声器中的衰减系数下降,降噪量减少;当声波传播方向和气流运动方向相反时,消声器的衰减系数增加,降噪量增加。
因此,设计消声器时应充分利用气流与声波流的逆向作用,提高消声效果。
4结语
在有限元理论的基础上,通过建立复杂结构消声器的有限元模型,利用数值模拟软件SYSNOISE及FLUENT计算了消声器的压力损失及传递损失,试验结果与计算结果的吻合说明了建模的准确及数值分析的可行性,为实际消声器的设计提供了一种有效手段。
声场分析结果表明,采用穿孔声阻抗来模拟穿孔板能准确反映实际情况。
模拟计算得到了详细的流场信息,利用仿真结果详细分析了消声器的流场特性,找出了局部压力损失的原因,指出了其中的结构不足之处。
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- 汽车 消声器 声学 性能 特性 数值 分析