摘 要：为探讨气流在抗式消声器中产生的二次噪声随流速以及结构参数的变化规律，采用ANSYS Fluent与Virtual.Lab Acoustics联合仿真来求解简单消声器单元的气流二次噪声，并与实验结果比较，验证了其可靠性。分析了结构因素和气流速度对几种基本的消声器单元的气流二次噪声的影响规律，研究了过渡的收缩结构和进出口不同轴对二次噪声的影响。结果表明：扩张式、插入管式和穿孔板式消声单元气流二次噪声随气流速度增大而增大，但穿孔管消声单元在流速达到一定值后出现下降；增大简单扩张式消声单元的扩张比、扩张腔长度、进口管内径以及使进出口管同轴和采用过渡圆角有助于降低二次噪声；插入管插入的长度、穿孔板孔径的减小、穿孔板距入口截面突变处距离的增大以及壁厚的增加都有助于减小气流二次噪声；穿孔管孔径的减小、轴向穿孔排数和每排穿孔数量的减小均有助于减小二次噪声。
关 键 词：抗性消声器；影响规律；二次噪声
当气流速度升高到足够大时，消声器的消声量会显著下降，甚至变成负值，这是由于产生了气流二次噪声所致［1］。气动声学理论的提出与发展为研究气流噪声提供了强有力的工具，已被成功应用于喷射噪声、汽车气动噪声等多个研究领域［2］。目前，对于考虑气流二次噪声的消声器消声性能的研究主要是试验法，Torregrosa、Jebasinski、刘丽萍、赵海军、邓兆祥等学者都做了大量研究［3－6］。这些研究对揭示二次噪声的产生与规律有一定帮助，但是人力物力投入大，并且在很多时候较难保证与工程实际相一致的试验条件。因此，仿真数值计算成为了研究二次噪声的新趋势。Khondge、Jul1en Caradonna、杨杰、吴大转等学者对气流二次噪声的数值模拟进行了尝试，并验证了可靠性［7－9］。气流二次噪声的大小与消声器的结构因素以及气流速度的大小密切相关。因此，采用Fluent与Virtual.Lab Acoustics联合仿真研究各个消声单元的结构参数变化时排气管内的气流二次噪声的变化规律，并探讨改变缩口结构时二次噪声大小的变化。
1 噪声数值计算
1.1 模型简化
研究时，需对工作条件作如下简化：
1）抗性消声器固体结构以及其内部流体域的物理性能参数均为常数。
2）流体为定常流动中的湍流。由于研究的排气消声器内气体的马赫数低于0.3，属于低速空气动力学，因此，研究范围内的气体可认为是不可压缩气体。由于发动机尾气中除空气外的成分等所占的浓度较小，而且大部分气体的摩尔质量和空气的摩尔质量差不多，所以就将发动机排出的气体近似看作是空气。
3）忽略重力影响。
4）消声器进口管内气体的流动速度是均匀的。
1.2 仿真方法介绍
在Hypermesh中导入消声器流体域三维模型并做前处理［10］，建立相应的体网格和面网格并定义流场入口和出口，再导出到Fluent求解器。在Fluent中设置边界条件：入口条件为速度入口，出口条件为压力出口，其余边界均为无滑移的固壁。进行稳态计算至收敛，将稳态计算结果作为瞬态计算的初始值，相关设置见表1和表2。在瞬态计算过程中，在Fluent中监测消声器壁面的压力信号，保存为cgns格式的文件，计算结束后将其导入Virtual.Lab Acoustics中的声学有限元模块做FFT变换，以此激励为声源求解所需观测点的噪声频谱图，并求总声压级。1.3 算例验证
表1 稳态求解参数设置
表2 瞬态求解参数设置
文献［11］中给出了某简单扩张式消声器出口管内一处所测的实验数据。消声器的尺寸见图1，其中：d1和d2分别是进气管和出气管内径，此处值为38 mm；d为扩张腔内径，此处大小为200 mm；L1和L2分别为进出口管长度，为200 mm和500 mm；L3长为400 mm，是测量点的位置。网格模型见图2。模型以六面体网格为主，部分采用五面体网格。由图3和图4比较可见：仿真结果和实验结果所得该测量点的气流二次噪声频谱图具有趋势接近的曲线，数值略有差异，但总体拟合较好，说明了数值计算方法的可靠性。
图1 算例几何尺寸示意图
图2 消声器算例有限元网格
2 消声单元气流二次噪声分析
2.1 气流速度影响
4种基本的消声器单元结构如图5所示。考虑气流速度时，其余条件一致，各消声单元的基本外型尺寸相同，扩张腔长度Lc的大小均为250 mm，进口管内径di和出口管内径do均为30 mm，扩张腔直径dc为90 mm，噪声观测点位置为出口管内距离截面突变位置50 mm处。此外，插入管消声单元进气管插入长度Li和出口管插入管长度Lo均为30 mm；穿孔板消声器的穿孔板距离入口截面突变处100 mm，壁厚为2 mm，穿孔率为16%，孔径为7 mm；穿孔管消声器穿孔孔径为6 mm，轴向为9排，径向每周6个孔，即穿孔率为12%。计算进气管入口气流速度分别为10，20，30，40和50 m／s时，4种消声单元的气流二次噪声的总声压级，数值仿真结果如图6所示。随着消声单元入口气流速度的升高，除了穿孔管式消声器先升高之后略有下降外，其余3种类型的消声单元均随气流速度增加而增加，总体来看穿孔管消声器的气流二次噪声值更小。2.2 简单扩张式单元结构影响分析
图3 仿真结果
图4 文献所得实验结果
图5 4种基本消声器单元的结构简图
图6 气流速度的对二次噪声的影响
对简单扩张式消声器单元来说，主要结构参数有扩张比、扩张腔长度和进口管内径等。考虑一个变量因素的影响时，控制其余变量相同。由于工程中扩张比的范围一般为4～20，选择计算扩张比分别为4、9、16时的二次噪声，进出口内径均为30 mm，扩张腔长度为250 mm，速度为40 m／s，所得结果见图7。由图7可见：随着扩张比的增大，气流二次噪声大小有所下降。
当速度为40 m／s，扩张腔长度分别为200，250和300 mm时，扩张比均为9，进出口管直径均为30 mm，计算结果如图8所示。结果表明：随扩张腔长度的增大，气流二次噪声减少。
图7 扩张比影响
图8 扩张腔长度影响
当速度为40 m／s，扩张比为9，扩张腔长度为250 mm，出口管内径为30 mm时，计算进口管内径分别为25，30和35 mm时的气流二次噪声值，结果如图9所示。由图9可见：随着进口管内径增大，气流二次噪声也随之增加。这是因为随着扩张腔长度的增加和扩张比的增大，使腔内流速衰减更多，到达出口管处时的速度越低，气流噪声也就越小。随着进口管内径的增大，出口管入口受到更大的气流冲击，导致二次噪声变大。
图9 进口管内径影响
2.3 插入管式消声单元分析
插入管式消声器单元和简单扩张式单元结构参数相比，主要区别在于进气管插入长度Li和出口管插入长度Lo。当进口出管内径为30 mm、扩张比为9、扩张腔长度为250 mm、出口管插入长度Lo为30 mm时，计算进口管插入长度Li为0，50和100mm时的气流二次噪声值，所得结果如图10所示。同理，计算Lo分别为0，40和80 mm时的结果，其余变量一致，所得结果如图11所示。由频谱图可以看出：无论是进口还是出口，当插入管长度增大的时候，出口管内的气流二次噪声略有增大。这是因为当存在插入管时，入口气流达到出口管的距离减小，气流速度增大，且出口管插入使得该处气流的波动更加剧烈，导致二次噪声增大。
2.4 穿孔板消声单元分析
对穿孔板式消声单元，主要考虑了穿孔板壁厚、穿孔板位置和穿孔孔径几个结构变量。外形尺寸不变，扩张比为9、进出口管内径30 mm、扩张腔长为250 mm、孔径为7 mm、气流速度为40 m／s，求壁厚分别为1，2和3 mm时气流二次噪声，结果见图12。
图10 进口管插入长度影响
图11 出口管插入长度影响
图12 穿孔板壁厚的比较
考虑孔径为变量时，分别计算孔径5，7和9 mm时的噪声值，其余变量一致，结果见图13。可见对于穿孔板消声单元，在一定范围增加壁厚可减小气流二次噪声；而增加孔径时气流二次噪声则变大。改变穿孔板的位置，分别计算穿孔板距离进气口截面突变处100，125和150 mm时消声单元的气流二次噪声，结果见图14，可见距入口的位置由100到150时，气流二次噪声略有增大。这是因为：增加穿孔板壁厚后，穿孔板小孔有更好的导向作用，气流通过小孔时的气柱不易聚集形成更大的气柱；增加孔径则导致通过小孔的气柱更易聚集，使气流波动更剧烈，导致二次噪声增大。一定范围内，穿孔板的位置离入口近时，入口处的气流速度对穿孔板冲击更大，二次噪声越大。
2.5 穿孔管消声单元分析
图13 穿孔板孔径的比较
图14 穿孔板位置的比较
对于穿孔管消声器单元的结构参数，主要分析穿孔管孔径大小、轴向穿孔数量、径向穿孔数量几项。当气流速度设为40 m／s时，扩张腔长度为250 mm、进出口管内径为30 mm、扩张比为9、穿孔分布为轴向9排、每排径向6个孔。分别计算孔径4，5和6 mm时，穿孔管消声器气流二次噪声的大小，结果如图15所示，可见随着孔径的增大，气流二次噪声也随之增大。考虑穿孔部分长度时，外部尺寸不变，计算轴向排列的孔数分别为9排、13排和17排时的气流二次噪声大小，每排间距为10 mm，所得结果如图16所示，可见轴向穿孔数量越多，气流二次噪声越大。当穿孔长度一定时，为研究不同的穿孔率的区别，分别计算一排有4，6和8个孔时的气流二次噪声，此时孔径为6 mm，轴向排列为9排，计算结果见图17，可见气流二次噪声随穿孔密度的增加而增加。这是因为：孔径增大时，小孔产生的气柱更易汇集成更大的气柱，导致气流噪声变大；轴向的穿孔排数增多，每排穿孔个数增多可能会气流产生的扰动增多，从而使气流二次噪声增大。
图15 穿孔管孔径比较
图16 轴向穿孔排数比较
图17 每排穿孔的个数比较
3 进出口管偏置和过渡结构的影响
为了进一步研究结构因素对气流二次噪声的影响，将进出口管不同轴的简单扩张式消声器和相同进出口管内径，扩张比和扩张腔长度的同轴消声器相比较。结果见图18，所得云图见图19～22。可以发现：不同轴时的气流二次噪声有所增大，监测点的总声压级由113.5 dB增大为120.78 dB。从CFD流场计算所得速度云图和湍动能云图可以看出：进出口管错开布置时出口管处速度最大值由48.65 m／s变为49.83 m／s，截面突变处湍动能最大值由321.3 J／kg增大到459.8 J／kg，说明此时气流波动程度增加，导致了二次噪声的增大。由图22可见，在出口管截面突变处湍动能值最大，因此有必要改进缩口的结构，在其余尺寸不变的情况下计算存在斜角过渡结构和圆角过渡结构时的二次噪声，结果见图23，速度云图和湍动能云图如图24～27所示，可见两种结构均能降低气流二次噪声，且圆角过渡可以更有效降低噪声。通过比较发现：带有圆角的过渡结构的消声器单元内气流速度最大值由无过渡的48.65 m／s下降到41.96 m／s，而带斜角的过渡结构则下降为44.11 m／s；出口管截面附近湍动能大小也有大幅下降，最大值由321.3 J／kg降为146.2 J／kg，斜角结构则下降为196.7 J／kg。气流速度大小是影响气流二次噪声的一大因素，因此一定程度上加有过渡结构的消声器内气流速度的降低，尤其是截面出口管入口处流速的降低导致气流二次噪声减小。此外，湍动能的降低则说明了过渡结构的突变可以减小速度的剧烈波动，进而导致气流二次噪声的减小。
图18 进出口管布置比较
图19 进出口管不同轴时的速度云图
图20 进出口管不同轴时的湍动能云图
图21 原消声器速度云图
图22 原消声器湍动能云图
图23 不同过渡结构比较
图24 带圆角过渡的湍动能云图
图25 带斜角过渡的湍动能云图
图26 带斜角过渡的速度云图
图27 带圆角过渡的速度云图
4 结束语
1）扩张式、插入管式和穿孔板式消声单元气流二次噪声随气流速度增大而增大，但对于穿孔管消声器，气流速度达到一定值后出现下降，外形尺寸相同时，穿孔管消声单元的气流噪声更小。
2）增大简单扩张式消声单元的扩张比、扩张腔长度、进口管内径以及采用进出口管不同轴的结构和过渡圆角有助于降低气流二次噪声。
3）减小插入管插入的长度可减小插入管式消声单元的气流二次噪声。
4）穿孔板小孔孔径的减小、距离入口截面突变处的距离增大以及壁厚的增加都有助于减小气流二次噪声。
5）穿孔管小孔孔径的减小、轴向穿孔排数和每排穿孔数量的减小均有助于减小气流二次噪声。
