共振式消聲器氣流再生噪聲分析

朱 福，郭 輝,,，王巖松，魏民祥，吳 江

（1.上海工程技術大學 汽車工程學院，上海 201620；2.南京航空航天大學 能源與動力學院，南京 210016；3.寧波思明汽車科技股份有限公司，浙江 寧波 315171）

汽車排氣消聲器在實際使用中，因受到流速和溫度等因素的影響，導致消聲性能與理論值有一定差異[1]，最近十幾年國內外學者開始關注消聲器的多場耦合分析。鄧兆祥等研究了流場和聲場隨穿孔管式消聲單元結構參數變化的規律[2]，趙海軍等通過實驗得出了擴張腔結構參數對氣流噪聲聲功率級的影響[3]。為研究傳遞損失和氣流噪聲與流場之間的關系，康鐘緒等和方智等通過數值模擬和實驗結合的方法提出隨著氣流馬赫數增加，消聲頻帶向高頻段延伸[4–5]。Emmet和Keith利用實驗驗證了在一定流速范圍內氣流噪聲聲壓級在流速最大時有最高值[6]。溫度場對消聲性能也具有一定影響，稅永波利用數值模擬方法提了出在高溫條件下，擴張腔式消聲器高頻消聲效果增強且傳遞損失曲線的兩個拱形消聲峰峰值間的頻率間距增大[7]。Nishant K.Singh和Philip A.Rubini提出在考慮氣流的擴張腔式消聲器的傳遞損失預測方面，大渦模擬模型比雷諾時均方程模型具有明顯優勢[8]。上述研究對象皆為簡化的典型消聲單元，對于實際使用的復雜消聲器難以建立準確的數學模型，而三維流體計算可以對多場耦合的氣流再生噪聲進行準確模擬。

本文以某車用共振式排氣消聲器為研究對象，利用大渦模擬（LES，Large Eddy Simulation）和聲類比(AA，Acoustic Analogy)方法，研究流場、聲場和溫度場耦合下的氣流再生噪聲，分析氣流再生噪聲頻譜特性及其隨流速和溫度的變化特征。

1 LES與AA方法

1.1 大渦模擬

LES湍流模型兼具計算精度高和計算量小的優點，在預測消聲器腔內氣流噪聲方面相對于其他湍流模型具有明顯優勢[9]。大渦模擬直接對大尺度渦團求解[10]，利用亞格子模型對小尺度渦團進行模擬和求解。LES的控制方程如式(1)和式(2)

1.2 聲類比法

LES方法和AA方法結合，從不同的角度對連續性方程和N-S方程推導[11]，把氣動噪聲的求解分解成了近場和遠場兩個部分，而聲類比中的FW-H方法在預測遠場噪聲上具有較高的精度[12]。Williams[13]于上世紀60年代提出了氣動噪聲的FWH方程,可用于遠場部分的氣動噪聲求解。FW-H方程如式(3)

式中a0為聲速；p′為聲壓；ni為表面法向量；vn為法向速度；Tij為Lighthill張量。

通過對方程(3)的結果進行傅里葉變換，即可把時域解變換為頻域解，從而得出氣流噪聲頻譜數據。

2 消聲器理論模型及驗證

2.1 物理模型

消聲器的物理模型如圖1所示。其中管件分為進氣管、內排氣管、上排氣管和下排氣管，進氣管前段均勻分布12個直徑3 mm的小孔，上下排氣管前段均布20個直徑為3.5 mm的小孔，中段均布120個直徑3.5 mm的小孔；板件分為穿孔板和隔板，厚度均為1.2 mm，穿孔板上分布有160個直徑5 mm的小孔。消聲器腔體被隔板C分為腔體A和腔體B，腔A是帶有進氣管和穿孔板的共振腔,腔B為帶有內排氣管的共振腔。在下排氣管出口末端設定近場聲壓級監測點，在距離下排氣管末端端口0.5 m處設定遠場聲壓級監測點，如圖1示。

圖1 物理模型

2.2 有限體積模型

將消聲器的流體區域提取出來，導入流體有限體積軟件star-ccm+中進行網格劃分。多面體網格具有在同等精度下運行效率更高的特點，因此采用多面體網格。為兼顧計算精度和計算量，基礎網格尺寸為5 mm，在小孔以及形變處應用更小尺寸的網格進行局部加密，網格總數約60萬，網格模型見圖2。

圖2 網格模型

設定入口為速度入口，出口為壓力出口，其余壁面設置為wall。穩態采用可實現的k-ε模型以及curle和proudman寬帶噪聲源模型，迭代次數1 000步；瞬態近場采用大渦模擬湍流模型，遠場采用FWH模型，時間步設置為2.5×10-5秒，此時隱式求解器處于穩定且節省計算量，離散階數為2階，迭代時間為0.12秒。

2.3 實驗臺搭建

在半消聲室內搭建氣流再生噪聲測試實驗臺，該系統主要由三個部分組成：氣流產生系統、信號采集系統和消聲器。其中氣流產生系統由風機、消聲箱、連接管組成；信號采集系統由兩個麥克風、數據采集系統和信號采集與處理軟件組成。圖3為氣流再生噪聲測試實驗簡圖。

圖3 氣流再生噪聲實驗示意圖

圖4為實驗現場圖，風機位于自制消聲箱內，箱內壁面貼有消音棉，氣流通過連接管從風機進入消聲器進氣管。麥克風1和2分別位于消聲器進氣管入口端和下排氣管出口端。連接管長2 m，數據采集器為LMS SCM05，風機功率300 W。

圖4 實驗現場圖

2.4 仿真與實驗對比分析

圖5是消聲器進口流速10 m/s，溫度300 K工況下進氣管入口處聲壓級仿真與實驗對比，監測點位于圖3麥克風1。仿真結果在300 Hz以下的低頻段高于實驗結果5 dB～10 dB，在300 Hz以上的中高頻段與實驗吻合較好。

圖5 進氣端聲壓級仿真與實驗對比

圖6是出口近場監測點聲壓級仿真與實驗對比，監測點位于圖3麥克風2。300 Hz以下的低頻段仿真結果高于實驗結果5 dB～13 dB，300 Hz以上的中高頻段仿真結果高于實驗結果2 dB～8 dB。

仿真與實驗所得數值大體趨勢一致，整體吻合較好，但多數情況下仿真數值略高于實驗數值，導致這一現象的主要原因是：

圖6 出口端聲壓級仿真與實驗對比

（1）仿真計算是在近乎理想的邊界條件下進行的，而實驗中麥克風及支架需伸入下排氣管，帶來一定的排氣阻力，使實驗數值低于仿真數值。

（2）建立三維模型時，因為孔的排布參數不全，所以仿真數模與實體模型并不完全一致。

雖然仿真與實驗數值存在少許出入，但總體吻合良好，驗證了仿真計算的有效性，可用于消聲器氣流再生噪聲研究。下一步需計算分析流場和聲場分布特征以及不同流速和溫度對氣流再生噪聲的影響規律。

3 結果分析

3.1 流場和聲場云圖分布分析

圖7是消聲器模型CFD計算結果，圖中（a）（b）（c）（d）分別顯示了進口流速為60 m/s、溫度為900 K工況下的速度場、偶極子噪聲源、四極子噪聲源和湍動能的分布云圖。其中（a）（c）（d）為消聲器中間對稱截面，（b）為消聲器殼體內壁面。從圖7（a）可以看出，流場速度數值較大的區域主要分布在進氣管末端、穿孔板和上下排氣管。圖7（b）表明，偶極子噪聲源主要分布在腔A的殼體內壁面，噪聲值較大區域為進氣管末端附近的內壁面。從圖7（c）和（d）可以看出，四極子噪聲源和湍動能主要分布在進氣管末端、穿孔板和上下排氣管處，最大值出現在下排氣管的入口處。這是由于消聲器在進氣管末端、穿孔板和上下排氣管處的結構突變處流體質點運動方向發生劇烈變化，導致了流體剪切層的不穩定[14]，產生了較大的流速、湍動能、偶極子噪聲源和四極子噪聲源。

從圖7可以看出，速度場、偶極子噪聲源、四極子噪聲源和湍動能云圖在分布上相互對應，具有一致性。這種一致性是由于湍動能、偶極子噪聲源和四極子噪聲源聲功率分別與流體流速的平方、6次方和8次方成正比[15–16]。

圖8為消聲器中間對稱截面湍動能云圖，（a）為進口速度50 m/s、溫度300 K工況；（b）為進口速度60 m/s、溫度400 K工況；（c）為進口速度70 m/s、溫度500 K工況。可以看出雖然三種工況的進口流速和溫度均不相同，但具有相似的湍動能云圖分布特征。圖9為以上三種工況的四極子噪聲源云圖，可以看出不同工況的四極子噪聲源云圖分布特征較為相似，受進口流速和溫度的影響較小。

從圖8和圖9可以看出，流場和聲場在不同工況下具有相似的云圖分布特征，進口流速和溫度對云圖分布特征的影響較小。不同工況下的云圖差異主要體現在數值幅度上，因此還需要進一步探討流場和溫度場對氣流噪聲聲壓級數值上的影響。

3.2 流場對氣流噪聲的影響分析

圖7 流場和聲場云圖

圖8 湍動能云圖

圖9 四極子噪聲源云圖

圖10 不同流速下近場氣流噪聲頻譜圖

圖10顯示的是近場監測點氣流噪聲聲壓級頻譜圖，近場監測點位于圖1中下排氣管出口端。5個工況的進口流速分別為 40 m/s、50 m/s、60 m/s、70 m/s、80 m/s，進出口溫度均為500 K。

從圖5可以看出氣流噪聲以3 000 Hz以下為主，在5 00 Hz至1 000 Hz之間有聲壓級峰值，1 000 Hz以上聲壓級開始衰減，不同工況具有相似的聲壓級變化趨勢。

圖11對近場聲壓級頻譜圖的800 Hz至2 000 Hz頻率段進行了局部放大，可以看出聲壓級從高到低的曲線依次為進口流速80 m/s、70 m/s、60 m/s、50 m/s、40 m/s工況下的聲壓級曲線。

圖11 不同流速的近場氣流噪聲頻譜局部圖

表1顯示的是聲壓級峰值大小，結合圖10和圖11可以看出隨著氣流速度增大，聲壓級大小也隨之依次增大。

表1 不同流速下近場氣流噪聲峰值

圖12顯示的是距離排氣管末端端口0.5 m處的遠場監測點聲壓級頻譜圖，噪聲以200 Hz至3 000 Hz為主，峰值出現在500 Hz至1 200 Hz之間，聲壓級曲線從高到低依次為進口流速80 m/s、70 m/s、60 m/s、50 m/s、40 m/s工況的曲線。

從表2可以看出遠場噪聲聲壓級峰值隨著氣流速度的增大而增大，與表1和圖10顯示的近場聲壓級隨進口流速變化的規律相吻合。

圖12 不同流速下遠場氣流噪聲頻譜圖

表2 不同流速下遠場氣流噪聲峰值

由于四極子噪聲源聲功率級與流速的8次方成正比[15]，且流速增大導致氣流質量流量增大，氣流與物理結構突變的地方產生較大沖擊，流體質點運動加劇，導致氣流噪聲聲壓級隨著氣流進口速度的增大而增大。

3.3 溫度場對氣流噪聲的影響分析

圖13顯示的是近場氣流噪聲聲壓級頻譜圖，近場監測點位置見圖1。五個工況的熱力學溫度分別為500 K、600 K、700 K、800 K、900 K，進口流速均為70 m/s。可以看出氣流噪聲以3 000 Hz以下為主，峰值出現在600 Hz至1 000 Hz，1 000 Hz以上開始衰減。

圖13 不同溫度的氣流近場噪聲頻譜圖

圖14為氣流近場噪聲頻譜曲線400 Hz至1 000 Hz頻率段的局部放大圖，從曲線總體分布可以看出聲壓級從高到低的曲線依次為溫度500 K、600 K、700 K、800 K、900 K工況的曲線。

從表3可以看出聲壓級峰值隨著溫度的升高而降低，結合圖13和圖14可以看出隨著溫度的升高，聲壓級整體隨之減小。

圖15顯示的是距離排氣管末端端口0.5 m處的遠場監測點聲壓級大小，遠場噪聲峰值大小相對接近，但從頻譜特性曲線的300 Hz至600 Hz頻率段可以看出，溫度500 K的聲壓級曲線最高，溫度900 K的聲壓級曲線最低，溫度600 K、700 K和800 K的聲壓級曲線處于500 K和900 K的聲壓級曲線之間且依次降低，與圖13和表3顯示的近場聲壓級隨溫度變化的規律相吻合。

圖14 不同溫度的近場氣流噪聲頻譜局部圖

表3 下不同溫度下近場氣流噪聲峰值

圖15 不同溫度下遠場氣流噪聲頻譜圖

根據理想氣體狀態方程，進口流速不變，當溫度升高時，氣體體積膨脹，密度減小。聲傳播介質的密度越小時，聲傳播速度越小，且質量流量減小，由此導致氣流再生噪聲隨溫度的升高而減小。

5 結語

本文以共振式消聲器為研究對象，通過數值模擬的方法分析了多場耦合下的氣流再生噪聲，研究表明：

（1）利用LES和AA結合的方法，研究了多場耦合下的共振式消聲器氣流再生噪聲，仿真結果表明氣流再生噪聲以3 000 Hz以下為主。

（2）同一工況的速度場、湍動能、偶極子噪聲源和四極子噪聲源之間的云圖分布特征相互對應，具有一致性；不同工況下的流場和聲場具有相似的云圖分布特征。

（3）溫度一定時消聲器氣流再生噪聲隨進口流速的增大而增大，進口流速一定時氣流再生噪聲隨溫度的增大而減小。但速度和溫度的數值大小對頻譜特性的影響較小。

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