基于ansys的汽車消聲器消聲特性研究

基于ansys的汽車消聲器消聲特性研究

根據(jù)噪聲源，可分為氣流噪聲、燃燒噪聲、金屬噪音、振動噪聲等。在汽車的各種噪聲中,發(fā)動機排氣噪聲是一種特別高的噪聲。近年來,隨著對汽車噪聲控制要求的提高,汽車排氣消聲器的設計逐步得到了重視,然而國內對排氣消聲器的設計和消聲特性的研究大都還停留在摸索階段,主要依靠經驗或者對國外的同類產品進行仿制;其排氣消聲器的消聲性能難以達到滿意的效果。而汽車排氣消聲器設計的好壞則對汽車乘座的舒適性和動力性有很大的影響。以工程課題為背景,利用實驗研究和計算機仿真技術,對某一車型的排氣消聲器進行了改進設計,探討消聲器結構設計的一些方法和手段。1消聲器臺架實驗分析1.1實驗臺隔聲處理為了詳細了解和掌握該車型消聲器消聲性能的優(yōu)劣,進行了詳細的消聲器插入損失和功率損失實驗。實驗時將原消聲器安裝在發(fā)動機實驗臺上,扭矩負載為發(fā)動機全負荷狀態(tài),發(fā)動機臺架控制轉速從1500rpm開始,每隔100rpm的轉速遞增,直到5500rpm為止。由于所采用的實驗臺架不是專門的振動噪聲實驗臺,發(fā)動機工作時的噪聲較大。因此,對該實驗臺的動力源部分進行了隔聲處理,使實驗臺本身的噪聲大幅下降,以滿足噪聲測量的要求。根據(jù)國標的測量要求,傳聲器位置布置在離地高度為1m,距離消聲器(或空管)的排氣口0.5m處,傳聲器的軸線正對消聲器(或空管)的排氣口,并與消聲器軸線成45°夾角。為了更有效地評價該消聲器的消聲效果,還準備了一根與消聲器長度差不多的空管,并在相同位置測量其噪聲信號,為最后計算消聲器的插入損失和功率損失提供可靠的數(shù)據(jù)。1.2消聲量對比實驗對臺架實驗數(shù)據(jù)進行處理和分析時發(fā)現(xiàn):當發(fā)動機轉速為5000rpm,從安裝和不安裝消聲器時的排氣噪聲頻譜圖(圖1)中可以看出,安裝消聲器后的排氣噪聲譜圖中329.6Hz,490.7Hz,820.3Hz,981.4Hz,1106.0Hz,1267.1Hz的聲壓都有明顯的降低,而161.1Hz的聲壓卻沒有得到足夠的降低,說明原消聲器在該低頻處消聲量不足。并且在高頻(2000Hz以上)有通過頻率使消聲量不足,從而影響其整體的消聲性能。同時,對所得實驗數(shù)據(jù)做差譜分析(見圖2)發(fā)現(xiàn),原消聲器在低頻(200～1500Hz)范圍內的消聲量還是足夠的,而中頻(1600～1900Hz)、高頻(3500Hz)以上范圍的消聲量顯得不足。在整個工作轉速范圍內的消聲量也呈現(xiàn)這種趨勢。另外,從發(fā)動機外特性曲線(圖3)上也可以看出,發(fā)動機在汽車常用轉速范圍內(4000rpm～5000rpm)的輸出功率降低了2.53N·M,其最大功率損失為3.4%。2消聲器改進方案設計2.1消聲器理論設計分析汽車發(fā)動機排氣噪聲的特性與點火頻率密切相關的中低頻噪聲最為突出,其次是這種噪聲的高次諧波。與發(fā)動機點火頻率相關的頻率f,可表達為:f=2Kn60T[Hz](1)f=2Κn60Τ[Ηz](1)式中K——發(fā)動機汽缸數(shù)n——發(fā)動機轉速(rpm)T——發(fā)動機行程數(shù)當發(fā)動機轉速為5000rpm時,四行程、四缸發(fā)動機的排氣噪聲頻率主要以f=2×4×500060×4=166.7Hzf=2×4×500060×4=166.7Ηz為主。同時,排出的廢氣是一種高溫、高速的脈沖氣流,在排氣系統(tǒng)內可能產生強渦流,出現(xiàn)再生噪聲。脈沖氣流還會激發(fā)消聲器構件(如外殼和隔板等),產生金屬敲擊似的另外一種再生噪聲,同發(fā)動機排氣噪聲頻率的高次諧波頻率一樣,形成高頻噪聲。針對現(xiàn)有消聲器排氣噪聲的特點,根據(jù)所需要的消聲頻譜特性,采用阻抗復合式消聲器結構?？剐韵暺鞯耐怀鰞?yōu)點是結構簡單可靠、消聲頻率特性可以選擇?？墒?對于汽車發(fā)動機這樣工況多變的排氣噪聲,本來就是很寬頻帶的噪聲,加上發(fā)動機轉速和負荷的變化,簡單的單節(jié)抗性消聲器是不能滿足全面消聲要求的。只有將幾種不同特性的基本消聲結構合理的組合在一起,成為復合結構,使前者的通過頻率正好是后者的消聲頻率。同時,針對高頻和低頻噪聲,利用吸聲材料和共振腔結構來達到消聲效果。由于該消聲器的改進設計是針對某車型的消聲器,其總的消聲器容量已經給定,僅僅對消聲器內的各擴張室分布做改進設計。擴張室的設計,主要是根據(jù)已經確定的消聲頻譜特性,來確定它的直徑和長度。對于單節(jié)擴張室消聲器,有一個上限臨界頻率f。凡是頻率超過這個上限臨界頻率的噪聲,該單節(jié)擴張室消聲器就不能消聲。上限臨界頻率f由下式表達:傳聲損失(dB)=20logPP0(8)(dB)=20logΡΡ0(8)P為消聲器入口端壓力值,P0為消聲器出口端壓力值。從模擬結果(圖6)可以看出,數(shù)值分析得到的理論消聲量值與實際測量得到的實驗消聲量有一定的誤差,這與消聲器的尾管效應、模型簡化、內部溫度場和流場影響等因素有相當大的關系,但數(shù)值模擬得到的消聲器傳聲損失的變化趨勢與實驗結果得到的消聲量趨勢是比較吻合的,即該消聲器在低頻(200～1000Hz)范圍內的消聲量還是比較理想的(但在200Hz以下的頻率范圍內的消聲效果較差),而在中(1600～2600Hz)、高(3500Hz)以上范圍的消聲量顯得不足。針對該車型消聲器在消聲性能上存在的不足,對該消聲器進行了改進設計。結合該消聲器在汽車上的具體安裝位置,利用計算機的仿真技術,模擬了各種改進方案的消聲效果,從中選出最佳方案。第一腔擴張室上限臨界頻率fs=3581.7Hz,下限臨界頻率fx=145.4Hz;第1個最大消聲頻率fmax=568.9Hz,第一個通過頻率fmin=1137.8Hz。第2腔擴張室上限臨界頻率fs=3581.7Hz,下限臨界頻率fx=327.1Hz;第1個最大消聲頻率fmax=1280Hz,第2個通過頻率fmin=2560Hz。而對于大于2000Hz的高頻噪聲,在消聲器的排氣緩沖管和兩端附加了一層吸聲材料;對于140Hz左右的低頻噪聲,則根據(jù)共振消聲理論,在消聲器的隔板和進氣緩沖管上加鉆了33個Φ2的小孔。3消聲器和功率損失對比曲線的影響為了驗證改進后的消聲性能,對改進設計后的消聲器,在相同的實驗條件下做了對比實驗。從改進消聲器的和功率損失對比曲線(圖7、圖8)可以看出,在汽車行駛時發(fā)動機的常用轉速范圍(3000rpm～5500rpm)內,改進后的消聲器插入損失比原車消聲器提高了3～5dB;而功率損失與原消聲器相比,在整個發(fā)動機轉速范圍內基本沒有變化,消聲器的整體性能有了較好的改善。4c擴張室消聲器聲速c型結合實驗研究和解析技術,對汽車排氣消聲器的消聲能力進行了改進設計探討。通過實驗研究的方法可以得到消聲器的消聲頻率特性;針對消聲頻率特性,利用計算機仿真模擬技術對消聲器的消聲性能進行仿真模擬,從而快速評價設計方案的消聲效果。這種實驗研究與解析分析相結合的分析方法不但避免了重復繁瑣的工程實驗,節(jié)省了試驗周期,而且降低了開發(fā)成本,對提高消聲器的設計分析水平,具有重要的指導意義。式中D─擴張室直徑(m)由(3)式可知,擴張比越大,即擴張室直徑越大,或導管直徑越小,其下限臨界頻率越低。為了使擴張室消聲器的消聲頻率范圍寬廣些,就要求它的上限臨界頻率高些,而下限臨界頻率低些。c─擴張室內的聲速。當擴張室內溫度為Q℃時,其聲速c=332+0.6Q(m/s)由(2)式可知,擴張室直徑越大,上限臨界頻率越小,高頻消聲效果越差。對于單節(jié)擴張室消聲器,還有一個下限頻率fx凡是頻率低于這個下限頻率的噪聲,該單節(jié)擴張室消聲器就不能消聲。下限臨界頻率fx由下式表達:式中S———導管橫截面積(m)L———擴張室長度(m)V———擴張室容量(m)c———擴張室內的聲速Pi———圓周率(=3.1415926)。根據(jù)擴張室消聲器的消聲量公式可知,只有當sinkl=1時,才有最大消聲量L;當sinkl=0時,消聲量為零。使sinkl=1,即,以波數(shù)代入,可得具有最大消聲量的頻率fmax,即:當n=0時,有第1個最大消聲頻率。使sinkl=0,即kl=n·Pi,可得消聲量為零的頻率(即通過頻率)fmax,即:當n=1時,有第1個通過頻率。要使第2節(jié)擴張室的最大消聲頻率等于第1節(jié)擴張室的通過頻率,由(5)、(6)式可得:式中c和c分別為第一和第二節(jié)擴張室內的聲速(m/s)l和l分別為第一和第二節(jié)擴張室內的長度(m)由于高溫排氣到第2擴張室時,溫度已經下降;而聲速隨溫度下降而減小。故第2節(jié)的聲速c2必定小于第1節(jié)里的聲速c1,即。所以,在設計消聲器各腔長度時,第1節(jié)擴張室的長度應該比第2節(jié)長度的2倍還要