多腔汽车消声器消声性能仿真分析

1 引言

随着经济的发展和人民生活水平的提高，汽车逐渐成为每个家庭的必需品，随之而来，汽车噪声问题逐渐凸显。据统计，环境噪声能量中，汽车噪声占比高达75%。汽车消声器是控制排气噪声的有效手段，因此，研究设计高效的汽车消声器尤为必要[1-3]。

为避开排气噪声的基频，文献[4]针对某柴油发电机消声器的约束条件进行优化，并指出消声器的声固耦合影响消声器传递损失，产生附加噪声。文献[5]采用GT-power 计算消声器的插入损失和排气背压，建立发动机和消声器的耦合模型，并通过声学仿真软件确定消声器的改进方案，并以试验予以验证。文献[6]针对某转载机消声器，采用有限元法研究了影响其消声性能的结构参数，并指出轴向角度对装载机消声器的消声性能有影响。

基于单腔扩张式消声器传递损失受高阶模态的影响，文献[7]针对四冲程单缸汽油机的单腔扩张式消声器，研究进出口偏置对单腔扩张式消声器高阶模态传播的影响。文献[8-9]采用解析法、子结构边界元法和试验的方法研究进出口偏置对圆形单腔扩张式消声器消声性能的影响，并指出进出口偏置对消声性能有较大影响。对于单腔扩张式消声器，进口管一般为直管，文献[10]调整进口管直管呈适合的角度，在某些特定频率，消声量高达10dB 到40dB，增大进出口管的管径可使消声性能从高频向低频移动。针对一扩张式简单消声器，将入口开在消声器侧壁，文献[11]采用传递矩阵的四极参数法预测消声器的传递损失，其预测结果和试验结果一致，缺点是，在侧壁开的进口管直径远小于消声器腔室直径。文献[12]针对矩形简单扩张式消声器，基于格林函数法研究其进出口的不同布置对传递损失的影响。针对环形腔室，文献[13]也利用格林函数法研究进出口不同布置方式下的传递损失，计算了三种不同进出口布置的环形腔室的消声性能，指出环形腔室内径和进出口直径会导致阻抗失配，导致传递损失的变化。

以上都是针对抗性消声器，且是单腔消声器而言的，但对于多腔阻性消声器进出口轴向角度对消声器消声性能的影响，研究不多，因此，针对某多腔汽车抗性消声器，研究其结构参数以及进出口轴向角度对消声器消声性能的影响规律，以丰富消声器设计的手段，提高设计效率。

2 基本理论

为便于应用波动方程，需做如下假设：（1）介质为理想流体；（2）声波在介质中传播时为绝热过程；（3）为使波动方程可用线性表达式表示，将在介质中传播的声波视为小振幅声波。由声波的三大方程，可推导出亥姆赫兹波动方程，即：

式中：p（x，y，z）—声压—拉氏算子；k=ω/c—波数；ω—角频率；c—声速；ρn—静态情况下的声压；q（x，y，z）—体积速度。

将式（1）用权重积分表达，经过变换，再由Guess 理论，对一个矢量φ，可得：

式中：Ω—体积V 的表面；

n—表面Ω 的法线方向。

式中处的形函数；v—流速。将式（3）代入式（2）：

式中：K—刚度矩阵；C—阻尼矩阵；M—声质量阵；Fi—声学激励。消声器传递损失为：

式中：P1—进气口处入射声压；P2—排气口处透射声压；Ain—入口横截面积；Aout—出口横截面积。

3 模型及其网格划分

某汽车消声器的模型和尺寸图，如图1 所示。下面为其结构参数：消声器腔室直径：200mm；第一、三个腔室长度：170mm；支撑板间距（第二腔室）：140mm；伸入第二腔室的两个插管直径：80mm，伸入长度均为20mm；进气管和排气管直径：90mm；进出口轴向角度：0°；进气管伸进长度30mm；排气管伸进长度30mm；壁厚：1mm。

图1 消声器的模型图
Fig.1 Model of Mufflers

采用Virtual Lab 声学软件时，可采用四面体或六面体划分网格，鉴于四面体网格对模型适应性好，采用四面体划分网格。对于线性有限元，网格单元边长L 与计算频率fmax 要满足以下关系式：

式中：c—声速。

消声器的网格划分，进行声学网格化分后，该网格的内部结构，其实为声学网格的包络面，因为此处，针对消声器内的气体进行网格划分，如图2 所示。入口施加单位速度，出口处为无反射边界条件。

图2 消声器网格划分
Fig.2 The Meshing Model of the Muffler

消声器进出口轴向角度取不同值的模型，如图3 所示。为研究该汽车消声器进出口轴向角度对消声器消声性能的影响，采用Virtual Lab 分别对下图四种模型进行仿真计算。消声器进出口不同轴向角度，如图4 所示。

图3 消声器进出口轴向角度示意图
Fig.3 Sketch of the Axial Angle Between Inlet and Outlet

图4 消声器进出口不同轴向角度
Fig.4 Different Axial Angles Between Inlet and Outlet

4 模型计算与结果分析

4.1 进出口轴向角度不同

消声器结构参数：腔室直径：200mm；第一、三腔室长度：170mm；支撑板间距（第二腔室）：140mm；伸入第二腔室的两个插管直径：80mm，伸入长度均为20mm；进气管和排气管直径：90mm；进气管伸进长度30mm；排气管伸进长度30mm；壁厚：1mm。消声器在500Hz 处，不同进出口轴向角度下的云图，如图5所示。从云图中，可看出，改变消声器进出口轴向角度，其相应的消声器云图分布随之改变。

图5 进出口不同轴向角度的模型云图
Fig.5 Nephograms of Different Axial Angle of Mufflers

为进一步量化消声器进出口轴向角度对消声器消声性能的影响，在消声器入口和出口处提取两点处的声压，计算得到其传递损失，如图6 所示。从图6 中可知，当频率低于700Hz 时，进出口轴向角度对传递损失影响有限，当频率大于700Hz 时，消声器传递损失受进出口轴向角度影响变大，并有伴有传递损失的波峰出现。轴向角度为0°和60°时，消声器在830Hz 处的消声性能均表现良好，但在1300Hz 附近，轴向角度为60°时的消声效果更好。

图6 进出口不同轴向角度时的传递损失
Fig.6 Transmission Loss of Different Axial Angle of Mufflers

4.2 进气管伸进长度不同

调整进气口伸入长度分别为0mm，10mm，30mm，50mm，其它结构参数同上节一致。进气管不同伸入长度时的模型云图，如图7 所示。进气口无伸进长度，如图7（a）所示。进气口伸入长度分别为 10mm，30mm，50mm，如图 7（b）～ 图7（c）所示。

图7 进气管不同伸入长度时的模型云图
Fig.7 Nephograms of Different Length of Intake Manifold

进气管不同伸进长度时的传递损失，如图8 所示。由图8 可知，当进气管伸进长度越长，传递损失的峰值频率升高，传递损失峰值数量增多；与进气管伸进长度为零相比，进气管伸进长度为50mm 时，其峰值频率由880Hz 变为930Hz，相应地，进气管伸进长度为10mm 和30mm 时，其峰值频率为880Hz 和900Hz，因此，可以根据此特点调整进气管伸进长度来满足消声器的设计要求。由于该消声器结构为对称结构，因此，只分析进气管对消声器消声性能的影响。

图8 进气管不同伸进长度时的传递损失
Fig.8 Transmission Loss of Different Length of Intake Manifold

4.3 支撑板间距

调整支撑板间距分别为100mm，120mm，140mmm，160mm，其它结构参数同上。改变消声器第二腔室的支撑板的间距，得到消声器压力云图，如图9 所示。改变支撑板间距，消声器压力云图随之变化，第二腔室变化不大，第一、三腔室从云图上看，变化较为明显。支撑板间距取不同值时，消声器的传递损失曲线图，如图10 所示。在频率为500Hz 附近，增大支撑板的间距，消声器传递损失曲线的波峰频率变低，支撑板间距从100mm 到160mm，500Hz 附近的峰谷频率分别由560Hz 降为470Hz；在频率1400Hz 附近，支撑板间距也会引起传递损失曲线波峰和波谷的移动，总体来看，支撑板间距的改变对消声器消声性能影响有限，因此，设计时，可根据实际情况，灵活变动支撑板的间距，以适应其它结构参数的需要。

图9 第二腔室支撑板间距取不同值时的模型云图
Fig.9 Nephograms of Different Spacing of Support Plate of the Second Chamber

图10 支撑板间距不同时的传递损失
Fig.10 Transmission Loss of Different Spacing of Support Plate

图11 进气管伸进长度取50mm 时的传递损失
Fig.11 Transmission Loss of Length of Intake Manifold（50mm）

分析进气管对传递损失的影响来看，当进气管伸进长度为50mm 时，消声器消声性能较好，如图11 所示。因此，将进气管伸进长度调整为50mm，其它结构参数不变，改变进出口轴向角度，轴向角度对消声器传递损失有较大影响，当频率低于700Hz时，轴向角度对传递损失影响不大，当频率大于700Hz 时，传递损失受轴向角度影响较大；在850Hz 和1300Hz 处，进出口轴向角度对传递损失影响很大，且轴向角度为60°时，消声器具有较好消声性能。

4.4 试验验证

改进后汽车消声器的试验原理示意图，如图12 所示。消声器传递损失测试试验主要设备分别为：信号收集与处理软件（B&K Pulse FFT&CPB Analysis Type 7700）；数据采集系统；四个B&K 传声器。由结构参数分析，得到改进后的消声器，其他参数不变，进出口角度为60°，测量温度为25°，空气密度1.225kg/m3，声速为346m/s，末端无声波反射，声源产生的白噪声带宽为（0～1200）Hz。传递损失测量试验图，如图13 所示。试验声源由音箱提供，音箱发出的信号经过功率放大器，传递到试验管路中，由数据采集系统处理采集到的数据。消声器改进前后，通过试验测得的试验结果，如图14 所示。由图中可知，改进后，消声器消声器消声性能有较大幅度提高，尤其在频率850Hz 和1340Hz 左右，改进后的消声消声性能明显优于原消声器。

图12 消声器试验测试示意图
Fig.12 Sketch of Measurement of Transmission Loss

图13 传递损失测量试验图
Fig.13 Experiment of Transmission Loss Measurement

图14 改进前后消声器的消声性能
Fig.14 Comparison of Acoustic Performance Between Proposed and Improved Mufflers

以上分析表明，与原汽车消声器做比较，通过调节进出口轴向角度可以达到优化消声器消声性能的目的。

5 结论

以往消声器进出口轴向角度影响消声器消声性能时，研究对象大多针对单腔消声器，鉴于此，针对某汽车抗性多腔消声器，基于声学有限元法，采用Virtual Lab 声学仿真软件，研究该多腔汽车消声器进出口轴向角度对消声性能的影响规律。主要结论如下：（1）结果显示，消声器进出口轴向角度对汽车消声器的消声性能有较大影响。轴向角度为0°和60°时，其消声性能表现良好。（2）当轴向角度为0°，增大进气管伸入长度，传递损失曲线峰值向高频移动；而增大支撑板间距，在500Hz 左右，传递损失曲线峰谷向低频偏移。（3）对消声器结构参数分析研究后，针对原汽车消声器进行改进，当进出口轴向角度为60°时，其消声效果良好，并以试验给予了验证。（4）进行消声器设计、制造时，可通过调整消声器的进出口轴向角度来提高消声器的消声性能，从而进一步丰富了消声器的设计方法。