窄縫式消聲器嘯叫原因分析及解決

劉 楊，鄧玉偉，侯杭生，李仁俊

（1.中國第一汽車股份有限公司研發總院，長春130013；2.汽車振動噪聲與安全控制綜合技術國家重點實驗室，長春130011）

窄縫式組合消聲器屬于一種抗性消聲器，具有結構緊湊、可擴展、靜態消聲效率高的特點，可以對增壓器產生的大部分氣流噪聲和嘯叫起到抑制作用[1]，因此被廣泛地應用于渦輪增壓車型的進氣系統噪聲控制。然而，由于窄縫式消聲器的管道空腔結構有氣流經過，在滿足一定來流及幾何形狀的條件下，會在空腔開口處發生強烈的自激振蕩，產生再生噪聲問題甚至嘯叫問題。

空腔的流致噪聲問題是典型的聲-渦干涉問題，該問題涉及到流體力學中許多基本問題，如非定常流、剪切層不穩定性、聲與流動的相互作用等，是流體力學中令人感興趣的問題之一，常出現在航空領域，如飛行器起落架倉、武器艙在高速氣流作用下會產生劇烈的流激振蕩[2]，也會出現在汽車領域，比如車窗的風振問題[3]，此類問題也會出現在管路內部[4–5]。

從50年代起，國外學者就對空腔流動的壓力振蕩、聲輻射進行過實驗研究，文獻[6]綜述了在空腔流動方面所進行的實驗、理論和數值計算等研究工作。在頻率預測的研究中，對于開式空腔流，Rossiter 提出了一個簡單的聲學反饋模型，并導出了一個半經驗公式[7]。該公式可以很好地預測高流速工況時振蕩頻率，而在低馬赫數工況下，需進一步修正公式。朱幼君的修正公式[8]在馬赫數小于0.5時與試驗符合較好，適用于低流速、小尺寸、深腔的窄縫消聲器的振蕩頻率預測。在振蕩幅值預測和嘯叫問題預測方面，近年來多位研究者基于試驗和數值模擬進行了廣泛的研究[9–12]，迄今為止，在車用消聲器方向尚無成熟仿真軟件和算法可準確預測消聲器嘯叫問題。

本文研究了一個在項目開發過程中發生嘯叫的窄縫消聲器案例，結合自激振蕩理論、內流場CFD分析、空腔聲模態分析、流聲共振等分析對嘯叫發生機理進行研究，識別了關鍵影響因素，提出了有針對性的改善方案，解決了這個消聲器的嘯叫問題。這一失效問題的經驗總結，有助于為后續窄縫消聲器的設計提供借鑒和指導。

1 消聲器嘯叫問題

為了改善增壓器相關聲品質問題，根據相關噪聲頻率分布特性，需要設計一組具有4 個空腔的窄縫式消聲器，其初版消聲器結構如圖1所示。

圖1 窄縫式組合消聲器示意圖

對消聲器樣件進行傳聲損失測試，靜態測試結果與計算一致，確認樣件關鍵尺寸是準確的；在測試有流狀態下傳聲損失時，當流速達到20 m/s 和40 m/s 時，均可聽到明顯嘯叫聲，40 m/s 時傳聲損失在1 755 Hz出現大幅衰減，對比結果見圖2。

圖2 傳聲損失對比

圖3為流速在20 m/s和40 m/s時在消聲器出口下游管內測得的聲壓級。圖3中顯示，在20 m/s時，頻率877 Hz和1 755 Hz處的噪聲幅值明顯高于其它頻率處的噪聲幅值，差值可達到20 dB以上。40 m/s時，在1 755 Hz處的噪聲幅值也明顯高于其他成份，差值接近20 dB。經濾波重放確認，這兩個工況所出現的主要嘯叫聲的頻率均為1 755 Hz。

圖3 消聲器下游管內噪聲測試結果

2 成因分析

本案例嘯叫聲在特定流速出現，呈單頻、定頻特征，初步判斷問題與主管道流速相關，且與消聲器特定結構尺寸相關。

根據Sarohia 準則[13]，消聲器內部空腔流可以分為兩種類型。參考圖4 結構，L為開口長度，D為空腔深度，則L/D>1時稱為淺空腔；L/D<1 時稱為深空腔。本案例的消聲器中，8處開口均為深腔結構。低流速、小容積、深腔結構的流體振蕩多為空腔聲學模態控制的流體-聲學共振問題。

圖4 內部結構

在航空航天領域，對于開口空腔流體，Rossiter提出了一個簡單的聲學反饋模型[7]，如圖5所示。

圖5 空腔聲學反饋模型原理圖

圖5 中U為自由流速度。在該模型中，上游的剪切層在空腔前緣產生一系列的漩渦，這些漩渦以一定的速度向下游運動，到達空腔后邊緣發生碰撞，由此產生的聲波向上游傳播，當這些聲波到達前壁面時，擾動進入剪切層，產生新的漩渦，如此往復，形成一種持續的自激振蕩。當自激振蕩的頻率與空腔的聲學共振頻率相近時，形成了流體-聲學共振，或稱為流體-聲學耦合振蕩[8]，這種現象在宏觀上體現為嘯叫聲。

依據Rossiter模型，本案例消聲器主管道內部存在多個空腔聲學反饋模型，如圖6 所描繪。各腔開口處均可獨立發生自激振蕩，如果其中某一自激振蕩頻率與消聲器聲腔模態頻率發生耦合，則那個空腔就會產生一個單一頻率的噪聲，體現為嘯叫的發生。

2.1 聲腔模態分析

利用聲學仿真軟件，可以計算3 000 Hz 以下的內消聲器空腔聲學模態，所得結果共計16 個模態，其中848 Hz、1 689 Hz、2 178 Hz 為典型易激發圓柱體周向模態，振型見圖7。

圖7 易激發圓柱體周向模態振型

2.2 內部流場計算

利用CFD 軟件進行管內流場分析，圖8 為20 m/s時消聲器內部兩個不同截面的渦量分布。

由圖8 可知，主管路存在彎曲導致各腔開口處的流場產生顯著的湍流現象。

圖8 消聲器內部渦量圖

在20 m/s 工況下，消聲器內部流速分布結果見圖9。由于主管路空間存在彎曲，管路內部流動均勻性差，第1 腔、第2 腔開縫處流速低于20 m/s，3 腔、4腔開縫處流速高于20 m/s。

圖9 消聲器內部流速圖

圖10展示了4個聲腔開縫位置氣動噪聲仿真分析結果，4 個測點均在465 Hz、931 Hz、1 396 Hz、1 861 Hz、2 318 Hz、2 784 Hz 出現峰值，中心頻率一致，幅值各有高低，931 Hz與1 861 Hz峰值與實測結果較接近。

圖10 氣動噪聲計算結果

2.3 開口空腔自激振蕩

本文中的消聲器各空腔的長深比均符合L/D≤4，屬于管道內開式空腔、深空腔結構，參考Rossiter提出的公式[7]，自激振蕩頻率可以表達為

其中：U、L分別為自由流速度和空腔開口長度（如圖5 所示），M為馬赫數，n為開口中渦的個數，α和為由試驗確定的常數，空腔長寬比不同，流速不同，修正參數需取不同值。

當馬赫數M?1 時，朱幼君基于試驗對式（1）作了進一步修正，試驗常數1/k取1.75；α為隨來流馬赫數線性變化的修正參數[8]：

利用以上關系式，修改后的剪切層自激振蕩頻率方程為[8]：

本文管道內氣流速度在0 m/s至40 m/s區間，馬赫數M＜0.2，屬于超低馬赫數范疇，因此可利用式（3）計算各腔開口自激振蕩頻率。圖11給出了各腔開縫處前兩階自激振蕩頻率隨流速變化曲線，圖中顯示，在20 m/s和40 m/s時，多個聲腔自激振蕩頻率均在1 700 Hz附近。

圖11 各腔自激振蕩頻率隨流速變化

當流速為20 m/s時，第4腔和第2腔的自激振蕩頻率850 Hz，第2 腔、第3 腔和第4 腔自激振蕩頻率大致在1 900 Hz 左右。參考圖9 中的流速分布信息，振蕩頻率實際可能在1 700 Hz至1 800 Hz區間，與實測符合。

當流速為40 m/s時，第4腔和第2腔的自激振蕩頻率在1 700 Hz左右，與實測結果一致。

2.4 流體-聲學耦合共振

綜合分析消聲器聲腔模態、內部流場和自激振蕩頻率，可知1 755 Hz 嘯叫由消聲器第2 腔、第3 腔和第4腔開口處剪切層自激振蕩頻率與聲腔模態頻率一致，產生流體-聲學耦合共振導致，流速為20 m/s 時第2 腔、第3 腔、第4 腔共同起作用，流速為40 m/s時主要是第2腔、第4腔起作用，其他流速工況下各腔振蕩頻率均避開了聲腔模態，無共振。此外，第2腔、第3腔、第4腔開口處流場不穩，渦量大也是關鍵影響因素。

3 解決方案

周向1階聲腔模態是圓柱型窄縫式消聲器固有特性，該模態的頻率與聲腔最大尺寸相關。剪切層自激振蕩頻率是開口空腔的固有特性，與開口尺寸和流速相關。兩者在常用流速區間一定會發生流體-聲學共振，無法避頻，但事實上并非是所有共振都會導致嘯叫。本案例嘯叫出現的主要原因為：

（1）消聲器設計在彎管處，內部流場湍流嚴重，激勵源強度大；

（2）開口尺寸相近或成倍數關系，導致同流速條件下多個開口處自激振蕩頻率相近，激勵源個數多；

（3）渦量大的位置恰好是多重共振位置。

針對這3 個重要影響因素，消聲器主管道的設計按如下方案改進：

（1）在現有邊界條件下，將主管道改為直管，消聲器偏置，以改善管路內流場，降低局部湍流強度；

（2）改進聲腔設計，使得各腔深度、開縫尺寸盡量不同；

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（3）結合傳聲損失計算重新調音，保證新消聲器靜態消聲能力與原設計相當。

新方案的最終結構設計示意圖見圖12，整體改為單側偏置窄縫式組合消聲器。

圖12 新消聲器示意圖

圖13為兩輪方案傳聲損失計算結果對比，結果顯示，新老消聲器的傳聲損失基本相當。

圖13 兩輪方案傳聲損失計算結果對比

圖14展示了新消聲器的聲腔模態分析結果，原有的易激發嘯叫的圓柱體周向模態不復存在。圖15 為新腔內流場渦量分布圖，與原設計的圖8 比較，新方案的內部流場比較穩定，因此激勵源較原設計小。

圖14 新消聲器聲模態排查

圖15 新消聲器內部渦量分布圖

圖16為各腔開縫處自激振蕩頻率分布，由圖可知新消聲器各腔前兩階自激振蕩頻率已分離，降低了多重共振風險，因此嘯叫出現的風險大為降低了。

圖16 各開縫處前2階自激振蕩頻率分布

基于單體臺架進行試驗，新消聲器樣件在常用流速區間無明顯嘯叫問題。對比兩版消聲器管口處氣流再生噪聲，流速為20 m/s時，新方案峰值能量較原方案低10 dB。圖17 為臺架試驗環境，圖18 為管口噪聲對比。

圖17 有流狀態管口噪聲對比試驗

圖18 20 m/s時兩方案管口噪聲對比

4 結語

結合自激振蕩理論、聲模態分析以及內流場分析可以解釋此類消聲器嘯叫發生的機理，并簡單地預測嘯叫流速和頻率，也可橫比不同方案的嘯叫風險。但仿真分析尚不足以準確模擬嘯叫問題，亦無法基于模擬早期判斷嘯叫是否一定發生，這種非定常紊流場的流聲共振問題尚需進行更多的試驗與仿真方法研究，這是整個行業的難題和挑戰。

（1）應避免將消聲器設計在彎曲管路及附近，即避免將窄縫開口設計在流場不穩定區域；

（2）避免多腔同深度、開縫同尺寸，即避免多腔耦合振蕩發生在同流速、同頻率；

（3）早期識別易被激發的聲模態振型，結合流場分析確定存在嘯叫風險的流速；

（4）聲學方案確定后先試制樣件，使用小型風洞進行變流速有流噪聲試驗排查嘯叫問題；

（5）窄縫式消聲器比穿孔式更容易發生嘯叫問題，在滿足傳聲損失要求的前提下，盡量選擇設計穿孔式消聲器。