机械设计与制造 第９期 ｌ０６ Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ Ｄｅｓｉｇｎ＆Ｍａｎｕｆａｃｔｕｒｅ ２０１１年９月 文章编号：１００１—３９９７（２０１１）０９—０１０６—０３ 排气消声器的设计及性能仿真分析术 杨俊智马晓光达棣赵静 （兰州电源车辆研究所，兰州７３００５０）（兰州理工大学机电工程学院，兰州７３００５０） Ｄｅｓｉｇｎ ａｎｄ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ａｎａｌｙｓｉｓ ｆｏｒ ｅｘｈａｕｓｔ ｍｕｆｆｌｅｒ ＹＡＮＧ Ｊｕｎ—ｚｈｉ，ＭＡ Ｘｉａｏ—ｇｕａｎｇ，ＤＡ Ｄｉ，ＺＨＡＯ Ｊｉｎｇ （Ｌａｎｚｈｏｕ Ｉｎｓｔｉｔｕｔｅ ｏｆ Ｐｏｗｅｒ Ｖｅｈｉｃｌｅｓ，Ｌａｎｚｈｏｕ ７３００５０，Ｃｈｉｎａ） （Ｉｎｓｔｉｔｕｅ ｏｆ Ｅｌｅｃｔｒｉｃａｌ ａｎｄ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ，Ｌａｎｚｈｏｕ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ ｏｆ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，Ｌａｎｚｈｏｕ ７３００５０，Ｃｈｉｎａ） ｑ、￡ ’ ｈｔ ’迪 、￡十’ 迪 斤 十 州 州 十 ＼拿 ＾ １、ｅ 十 、｝十十 ｑ、ｔ ｐ ｈ０ １ １ ０，Ｈ、ｅ 【摘要】利用基于三维声波波动方程的有限元软件ＡＮＳＹＳ对设计的某型重型卡车排气消声器进 行声学仿真分析，计算得到其在（０～２０００）Ｈｚ各频率上的声压等值线图，并计算得到传递损失曲线。将消声 器性能测试所得结果与仿真结果相比较，发现在分析频段内消声量能较好的吻合，证明该方法是高效可行 的，能较准确地预测消声器性能。相对传统的经验类比法和传递矩阵法，在设计理论和计算方法上都有很 大提高，能够有效减少消声器基于一维平面波理论设计所带来的误差，对企业实际生产具有重要意义。 关键词：ＡＮＳＹＳ；有限元法；声学分析；传递损失 【Ａｂｓｔｒａｃｔ】Ｂｙ ａｐｐｌｙｉｎｇｆｉｎｉｔｅ ｅｌｅｍｅｎｔ Ｓｏｆｔｗａｒｅ ＡＮＳＹＳ ｂａｓｅｄ ｏｎ ３Ｄ ａｃｏｕｓｔｉｃ ｗａｖｅ ｅｑｕａｔｉｏｎ，ａｎ ｃｏｕｓｔｉｃ ｓｉｍｕｌｔａｉｏｎ ａｎａ！ｙｓｉｓ ｆｏｒ ａ ｅｘｈａｕｓｔ ｍｕｆｌｆｅｒ ｏｆ ａ ｈｅａｖｙ ｔｒｕｃｋ ｉｓ ｃａｒｒｉｅｄ ｏｕｔ ａｎｄ ａ ｃｏｎｔｏｕｒ ｍａｐ ｆｏｒ ｓｏｕｎｄ ｐｒｅｓｓｕｒｅ ａｍｏｎｇ ｔｈｅ ｆｒｅｑｕｅｎｃｉｅｓ ｆｒｏｍ（０－２０００）Ｈｚ ｉｓ ｏｂｔａｉｎｅｄ ｔｈｒｏｕｇｈ ｃａｌｃｕｌｔａｉｎｇ ａｓ ｗｅｌｌ ａｓ ｔｈｅ ｖａｌｕｅ ｏｆ ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ ｌｏｓｓ．Ｂｙ ｃｏｍｐａｒｉｎｇ ｔｈｅ ｔｅｓｔ ｒｅｓｕｌｔｓ ｗｉｔｈ ｔｈｅ ｓｉｍｕｌｔａｉｎｇ，ｔｈｅ ｍａｇｎｉｔｕｄｅ ｗｉｔｈｉｎ ｔｈｅ ａｎａｌｙｚｉｎｇｆｒｅ— ｑｕｅｎｃｙ ｒａｎｇｅ ｉｓｆｏｕｎｄ ｔｏ ｂｅ ｔｌａｌｙ ｗｅｌ１．ｗｈｉｃｈ ｉｓ ｐｒｏｖｅｎ ｔｈａｔ ｈｉｓ ｍｅｔｈｏｄ ｉｓ ｅｆｆｅｃｔｉｖｅ ａｎｄｆｅａｓｉｂｌｅｆｏｒｐｒｅｄｉｃａｔ— ｉｎｇ ｔｈｅ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ｏｆ ｍｕｆｌｆｅｒ ａｃｃｕａｒｅｌｙ．Ｒｅｌｔａｉｖｅ ｔｏ ｔｒａｄｉｔｉｏｎａｌ ｅｘｐｅｒｉｅｎｃｅ ｍｅｔｈｏｄ ａｎｄ ｔｒａｎｓｉｔｉｏｎ ｍａｔｒｉｘ ｅｍｔｈｏｄ，ｇｒｅａｔ ｉｍｐｒｏｖｅｍｅｎｔ ｉｓ ｍａｄｅ ｂｏｔｈ ｉｎ ｄｅｓｉｇｎ ｔｈｅｏｒｙ ａｎｄ ｃａｌｃｕｌａｔｉｎｇ ｍｅｔｈｏｄ，ｗｈｉｃｈ ｄｅｃｒｅａｓｅｓ ｔｈｅ ｅｒ－ ｒｏｔｓ ｅｆｆｅｃｔｉｖｅｌｙ ｃａｕｓｅｄ ｂｙ ｔｈｅ ｄｅｓｉｎｇ ｂａｓｅｄ ｏｎ ｏｎｅ—ｄｉｍｅｎｓｉｏｎａｌ ｐｌａｎｅ ｗａｖｅ．Ｔｈｅｒｅｆｏｒｅ，ｉｔ ｉｓ ｓｉｎｇｉｉｆｃａｎｔｆｏｒ ｐｒａｃｔｉｃａｌ ｐｒｏｄｕｃｔｉｏｎ ｆｏ ｅｎｔｅｒｐｒｉｓｅ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：ＡＮＳＹＳ；Ｍｏｄａｌ ａｎａｌｙｓｉｓ；Ａｃｏｕｓｔｉｃ ａｎａｌｙｓｉｓ；Ｉｎｓｅｒｔｉｏｎ ｌｏｓｓ 中图分类号：ＴＨ１６，ＴＵ１１２．５９＋７文献标识码：Ａ １引言 的车辆噪声标准，对消声器的研究具有迫切性并能产生一定的经 排气噪声是汽车噪声最主要的噪声成分，而在排气系统中 济效益。当前消声器的设计主要依靠传递矩阵法（基于一维平面 安装消声器是降低排气噪声最重要、最有效的途径，因此｝肖声器 波理论）、设计者经验和试验。设计者经验的差异和不断重复的试 性能的优劣直接关系到整车的噪声水平。随着国家出台更为严格 验导致产品的研发周期较长，成本较高。 －ｋ来稿日期：２０１０—１１－１６ 由于在机械振动中，无论是位移、速度还是加速度，都是不断 测对象振动信号的采集与测量。在此基础上应用振动理论对结果 变化的时间函数。位移反映质点偏移平衡位置的程度，可监测位能 做进一步的分析可以找出振源或得到对被测对象的影响和破坏 对设备部件的破坏。速度反映质点的运动陕慢，可监测动能对设备 程度。这个系统由软件与外围测试装置构成，减少了测试系统的 部件的破坏。加速度是质点受力情况的反映，即可监测振源的冲击 硬件环节，降低了系统的开发成本和维护成本，比使用传统仪器 力对设备的破坏程度月。因此根据被加工零件的精度要求，分析以 具有更好的经济性。 上３个参数对力Ｉ１３－的影响程度，若某一参数出现异常应及时进行 参考文献 全面、系统的分析诊断，以便对设备进行相应的调整和维修。一般 ［１］吴桂清．基于振动分析的电机转速测量研究［Ｊ］＿ｆ义表技术与传感器，２００８ 情况下，位移参量对低频振动敏感，加速度参量对高频敏感，而速 （１）． 度参量依频率的敏感程度可以说是位移和加速度的折衷。对于一 ［２］吴国平，等．信号分析与处理［Ｍ］武汉：中国地质大学出版社，１９９５． ［３］陈锡辉，张银鸿．ＬａｂＶＩＥＷ８．２０程序设计从入门到精通［Ｍ］．北京：清华 些重要的设备，３个参量都选。本次设汁的测量系统主要针对机械 大学出版社，２００７． 设备中的主轴测量，可以是普通机床，也可以是用于高速加工的数 ［４］闫俊伏．振动测量参数在故障诊断中的分析［Ｊ］．山西电力，２００８（２）． 控机床的主轴测量，因此系统中包括了以上３个参数的测量。 ［５］Ｌａｎｇｄｏｎ Ｔ Ｇ．Ｔｈｅ ｐｒｉｎｃｉｐｌｅｓ ｏｆｇｒａｉｎ ｒｅｆｉｎｅｍｅｎｔ ｉｎ ｅｑｕａｌ—ｃｈａｎｎｅｌ ａｎｇｕｌａｒ ｐｒｅｓｓｉｎｇ［Ｊ］．Ｍａｔｅｒｉａｌｓ Ｓｃｉｅｎｃｅ ａｎｄＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，２００７，４６２（１－２）：３—１１． ４小结 ［６］Ｓｅｇａｌ Ｖ Ｍ．Ｅｑｕａｌ ｃｈａｎｎｅｌ ａｎｇｕｌｒａ ｅｘｔｒｕｓｉｏｎ ｏｆ ｉｆａｔ ｐｒｏｄｕｃｔｓ［Ｊ］．Ｍａｔｅｉｒａｌｓ 实验结果表明，采用虚拟仪器构建的测量平台，可以完成被 Ｓｃｉｅｎｃｅ ａｎｄ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ．２００８，４７６（１－２）：１７８—１８５． 第９期 杨俊智等：排气消声器的设计及性能仿真分析 １０７ Ｈｅｌｍｈｏｌｔｚ方程准确 由于消声器的内部声场为三维，通过一维平面波理论的计算 般该条件施加在入口作为激励。在该边界上，即： ‘Ｐ＋ｋ Ｐ＝Ｏ （５） 理论进行设计就必然产生误差。利用基于三维声波波动方程的有限 成立，（２）第二类边界条件给定质点速度，此时声压是未知的。一 元计算方法，不但可以减少上述误差，而且可以较准确的模拟消声 或作为振动壁面辐射噪声时声固 器的高频声学性能。根据要求为某重型卡车设计了一款消声器，并 般该条件施加在人口作为激励，下述方程准确成立： 利用软件ＡＮＳＹＳ的三维声学模块对其进行了声学仿真分析，同时 耦合的相互作用项。在该边界上，为避免共振辐射噪声，还应对消声器的低阶固有频率进行计算。 ＋ ＝０ （６） ２消声器的设计 ２．１材料属性 材料选用Ｑ２３５钢，其物性参数，如表１所示。 表１消声器材料特性 式中： 一振动壁面的法向导数； 一振动壁面的法向速度。 （３）第三类边界条件给定导纳，此时只有质点速度和声压的 相互关系是确定的。一般该条件施加在有吸声材料的壁面上。在 该边界上，下述方程准确成立： ＋和 Ａ ｐ＝０ 式中：Ａ 一壁面上施加的导纳。 （７） ２－２结构设计 应用加权残值法并考虑边界条件，对方程（４）进行求解，可 ｛［Ｍ］＋ｉｐ ＥＡ］一 ［ｐ］｝｛ｐ 一／ｏ，ｏ｛Ｆ／（８） 设计的消声器为抗性消声器，主要降低中低频噪声。根据未 得声场有限元系统方程：［ ］一质量矩阵；［Ａ］一导纳矩阵；［Ｑ卜一刚度矩阵。 安装消声器时的噪声频谱，确定其降噪主频率，从而算出其对应的 式中：波长，即为消声器各腔的长度（可以适度圆整），内插管长度按照｝２ ‘Ｌ 因分析对象为对抗性消声器即刚性壁面，所以式（８）中的导 和 ｚ原则设置。预估降噪２５ｄｂ，根据公式（１）计算扩张比ｍ。 ｚ ｒ ＝，纳矩阵［ ］＝０。根据方程（８）便可以求解出消声器各节点处的声 压值。 ． ２ １ ２０１。ｇｉ１＋｝（ｍ— １）｝ ３传递损失计算 （１） ３．传递损失是？肖声器本身的传声将 ，是评价消声器性能的重 式中：，『Ｊ ．一预估降噪值。 与声源 最终设计消声器为三腔结构，４个内插管呈９０。分布，为减 要指标。其值为出口处声功率级与入口处声功率级的比值，可以用声压级差 小空气阻力内插管用穿孔率为３０％的穿孔相连，第三腔可以根据 和出口的声阻无关。当出口与入口管截面相同时，需要在内壁附上一些阻性吸声材料，其结构如图Ｉ所示。 代替，因此采用的传递损失计算公式为：／Ｌ＝２０ｌｏｇ Ｊ Ｊ ‘ 。ｌｌ ｝ ｌ （９） 式中：ｐ 一入口处声压；ｐ 一出口处声压。 ４消声器数值仿真分析 ４．１消声器模型的结构模态分析 消声器是通过排气系统连接到发动机的一个部件，通常为 薄壁结构。一旦受到发动机振动激励就会产生激振而向外辐射噪 声。为防止发动机的周期性振动和车体振动引起消声器的共振， 其固有频率要高于上述可能的振动激励频率，所以有必要对消声 器进行结构模态分析。发动机激振频率的计算公式如下： 图Ｉ消声器结构简图及实体图 （１０） ３声学有限元法及性能评价 ３．１声波方程 态方程，可以导出声波振动的三维波动方程： ｃ —— 式中：一内燃机气缸数；，ｒ一内燃机每分钟转速；ｅ一发动机冲程数。 利用ｓｈｅｌｌ６３单元建模，厚度实常数ｈ＝３ｍｍ，在进气口端施 ｏｃｋＬａｎｃｚｏｓ计算求得其前十阶固有频率，列表如表２所示。 ＝ ｐ （２） Ｂｌ表２消声器的结构模态 根据理想介质的三个基本方程，即运动方程、连续方程、物 加位移约束ＡＬＬ ＤＯＦ，选择分析模式为ｍｏｄａｌ，选用求解器 式中：ｃ—理想介质中的声速：ｃ＝、／ ； ‘—拉普拉斯算子，在 Ｖ Ｐｏ２ ２ ２ 直角坐标系中为： ＝ ＋ ＋ 。 ａ： ａ ａ 稳态声场的声压随时问作简谐变化，即令： Ｊｐ（ ， ，ｚ （３） 将（３）式带人（２）式，通过分离变量法得到声压幅值的 Ｈｅｌｍｈｏｌｔｚ方程： 尸＋ Ｐ＝－０ （４） 卡车采用的发动机额定工况转速为２０００ｒ／ｍｉｎ，气缸数为６， ３－２声压计算的有限元法 在消声器分析中有三类边界条件： （１）第一类边界条件给定声压，此时质点速度是未知的。一 四冲程。根据公式计算出内燃机激振频率ＦＩ＝１００Ｈｚ，其峰值一般 在其基频、二次核三次谐波。而通过前期模拟分析，得出该重卡的 车架低阶固有频率介于（１．８～６）Ｈｚ之间，厂家测试该车发动机怠 速频率介于（１５～２０）Ｈｚ。对照表２可以发现，消声器的固有频率 Ｎｏ．９ １０８ 都避开了这些可能的激励频率。 机械设计与制造 Ｓｅｐ．２０１ １ ４．１．１消声器声学模型的建立 测量消声器传递损失时，消声器是单独放置在半自由声场 中，利用扬声器作为激励声源 消声器本身没有外加激励载荷，声 波传播过程中对消声器的激励很小可以忽略 综上所述，在利用直接模拟法模拟汁算消声器声压时可以 不考虑声固耦合的影响，只用建立消声器内部声腔模型。选用声 学材料特性：空气密度ｐ＝１．２９ｋ￣ｍ ３，声速 ＝３４４ｍ／ｓ，利Ｊｆ｝ｊ ＦＬＵＩＤ３０ 声学单元建立消声器的内部声腔及ｌ，４球体模型，ＦＩＪＵＩＤ１３０无 限声学单元模拟消声器出口端的无限远声场环境，在１／４球体的 边界面上生成ＦＬＵＩＤ１３０单元、在划分网格时必须保证，声波的 最小波长上要至少包含六个单元，结合需要选择单元长度，Ｊ＝ ０．Ｏｌ ５ｍ。连接管上的穿孔主要是减少空气阻力，对声学性能没有 影响，因此建模时省去。同时考虑到对称性，为减少运算量只建立 １／２模型，如图２所示。 图２消声器内部声腔有限元模型 选择Ｈａｒｍｏｎｉｃ分析模式，求解方法ＦＵＬＩ ，求解器选择Ｆｒｏｎｔａｌ， 频率范围（５０ ２０００）Ｈｚ，载荷步ＮＳＵＢＳＴ＝３９．裁荷形式ＫＢＣ＝Ｉ？ 考虑到只需要求出进出口声压值的比值，因此在消声器的入口端 选择节点施加压力Ｐｒｅｓｓｕｒｅ＝１，计算得到各频率声压等值线图， 如图３、图４所示： 图３ ９２５ Ｈｚ时的声压等值线图 图４ ２０００ Ｈｚ时的声压等值线图 ４．１．２仿真计算结果 进入ＰＯＳＴ２６时间历程后处理器，选定出１２１端节点为变量， 输出该节点声压与频率的关系曲线，如图５所示：进一步编辑公 图６传递损失曲线图 ５小结 从图６可以发现消声器在中低频段消声性能良好，特别在 （５０～１ １００）Ｈｚ传递损失平均达到２８左右，满足设计要求。在与最 终产品的静态实验数据相比较，除了在某些频率点出现较大差异 外，其余结果基本吻合。 说明利用ＡＮＳＹＳ软件仿真预测消声器性能是可靠且方便 的，相比传统的设计方法，研发周期大为缩短，计算结果更为准 确 抗性消声器主要是消除中低频噪声，针对高频段噪声可以采 用１，４波长管、ｌ／２波长管或在第三腔室内安装微穿孔板及一些 吸声材料如毛毡、软质纤维、石棉绒等。通过研究掌握了一种设计 消声器的新方法，将消声器的设计研究提高到一个新的台阶，满 足新的市场需求，将获得较大的经济效益。 参考文献 『１］袁兆成，丁万龙．排气消声器的边界元仿真设计［Ｊｊ．吉林大学学报， ２００４（３）：３５８—３６１． ２］郑泽红，何天明．汽车排气消声器的优化设计［Ｊ］．武汉汽车工业大学学 报．１９９９，２１（１）：７６—７９． ［３］李树泯．汽车噪声原理、检测与控制 Ｅ京：中国环境科学出版社，１９９２． 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