唐公明，劉紅光，陸森林，沈鈺貴

（江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，江蘇鎮(zhèn)江 212013）

基于ANSYS的幾種不同消聲器的數(shù)值仿真

唐公明，劉紅光，陸森林，沈鈺貴

（江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，江蘇鎮(zhèn)江 212013）

設(shè)計(jì)了一種由旁支管和擴(kuò)張式消聲器組合而成的消聲器，利用ANSYS的動(dòng)力學(xué)及聲學(xué)模塊，對(duì)其進(jìn)行模態(tài)分析和聲學(xué)分析，得到該組合消聲器的固有頻率和消聲插入損失曲線。對(duì)旁支管和擴(kuò)張式消聲器分別進(jìn)行聲學(xué)分析，得到它們的消聲插入損失曲線。仿真分析發(fā)現(xiàn):組合消聲器在發(fā)動(dòng)機(jī)基頻排氣噪聲及低頻諧次波處有很好的消聲效果，與單獨(dú)的旁支管和抗性消聲器相比，其消聲效果有明顯提高，達(dá)到了設(shè)計(jì)要求。該仿真結(jié)果可用于預(yù)測(cè)消聲器的性能，并判斷其結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是否符合要求。

模態(tài)分析;聲學(xué)分析;插入損失

噪聲污染已經(jīng)成為一個(gè)世界性的問(wèn)題，它與空氣污染、水污染及固體廢物污染一起被列為當(dāng)今社會(huì)的四大公害。噪聲對(duì)人的危害主要表現(xiàn)在聽(tīng)覺(jué)和非聽(tīng)覺(jué)兩個(gè)方面。聽(tīng)覺(jué)方面是直接影響人的正常交談，正常休息等，若長(zhǎng)期暴露在強(qiáng)噪聲環(huán)境中，容易使人出現(xiàn)耳聾;非聽(tīng)覺(jué)方面則是間接影響人的神經(jīng)系統(tǒng)、消化系統(tǒng)、呼吸系統(tǒng)等?，F(xiàn)代社會(huì)，人們對(duì)于環(huán)境噪聲的要求越來(lái)越高，所以對(duì)于環(huán)境噪聲控制很有必要［1］。

隨著國(guó)民經(jīng)濟(jì)的日益繁榮，城市建設(shè)和城市交通得到迅速發(fā)展，而由各種汽車產(chǎn)生的交通噪聲也變得尤為突出，所以城市交通發(fā)展和降低車輛噪聲的矛盾日益尖銳，降低車輛噪聲以減輕城市環(huán)境噪聲勢(shì)在必行。發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲是汽車的主要噪聲源，對(duì)汽車的NVH影響十分明顯，而排氣噪聲又是發(fā)機(jī)最大的噪聲源，目前最主要的手段是采用消聲器來(lái)控制排氣噪聲。國(guó)內(nèi)消聲器研究較為落后，主要采用根據(jù)相關(guān)樣品和設(shè)計(jì)者的經(jīng)驗(yàn)［2］試制成消聲器成品。這種方法往往誤差較大，而且需要大量實(shí)驗(yàn)的支持，因此利用ANSYS進(jìn)行消聲器的仿真［3］設(shè)計(jì)，既可以較為準(zhǔn)確的預(yù)知消聲器的消聲性能，又能節(jié)約時(shí)間。

1 消聲器設(shè)計(jì)

1.1 材料屬性

消聲器材料選取Q235鋼，彈性模量為210 GPa，泊松比 μ =0.3，密度為 7 800 kg/m3，屈服強(qiáng)度為235 MPa。

1.2 消聲器的結(jié)構(gòu)模型

當(dāng)聲音同時(shí)沿著通道長(zhǎng)度差為聲波半波長(zhǎng)的奇數(shù)倍的主、旁管中傳播時(shí)，聲波在管路的下游匯合處會(huì)因干涉現(xiàn)象而減弱或消失［4］。因此，筆者提出了一種能夠有效控制低頻噪聲的旁支管消聲器，與擴(kuò)張式消聲器串聯(lián)，構(gòu)成組合消聲器。然后運(yùn)用ANSYS軟件分別建立這3種消聲器的實(shí)體模型，進(jìn)行聲學(xué)仿真，并結(jié)合MATLAB進(jìn)行結(jié)果曲線擬合，從而得到組合消聲器、旁支管消聲器和擴(kuò)張式消聲器內(nèi)部聲場(chǎng)分布及插入損失。

組合消聲器的設(shè)計(jì)要求主要是為了滿足消除發(fā)動(dòng)機(jī)排氣噪聲中的基頻和其低頻諧次波。該組合消聲器的具體結(jié)構(gòu)如圖1。

圖1 組合消聲器結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure map of the combined muffler

2 ANSYS的數(shù)值仿真

2.1 消聲器模型的模態(tài)分析

由于消聲器需要與發(fā)動(dòng)機(jī)排氣系統(tǒng)相耦合，所以要受到發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)激勵(lì)的影響，產(chǎn)生激振從而輻射噪聲。因內(nèi)燃機(jī)的周期性振動(dòng)和車體振動(dòng)可能會(huì)引起消聲器的共振［5］，所以有必要計(jì)算消聲器的固有頻率。發(fā)動(dòng)機(jī)激振頻率［6］按式（1）計(jì)算:

式中:e為發(fā)動(dòng)機(jī)沖程數(shù);n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min;z為氣缸數(shù)，個(gè)。

消聲器實(shí)體模型采用shell63單元，其厚度常數(shù)h=2 mm，進(jìn)氣口端的位移約束為ALL DOF，采用modal分析模式，Block Lanczos求解器，應(yīng)用模態(tài)分析模塊得到該組合消聲器前10階固有頻率，見(jiàn)表1。

本文涉及的內(nèi)燃機(jī)額定工況轉(zhuǎn)速為2 550 r/min，氣缸數(shù)為8個(gè)，發(fā)動(dòng)機(jī)沖程數(shù)為4。根據(jù)公式（1）計(jì)算出內(nèi)燃機(jī)激振頻率f=170 Hz，而發(fā)動(dòng)機(jī)排氣噪聲的峰值一般出現(xiàn)在基頻、2次和3次諧波處，通過(guò)測(cè)試，該貨車車體的固有頻率介于1.8～20 Hz之間。對(duì)照表1可以發(fā)現(xiàn)，該消聲器的固有頻率都避開(kāi)了這些可能的激勵(lì)頻率。

表1 消聲器的結(jié)構(gòu)模態(tài)Table 1 The structure modal of the muffler

2.2 ANSYS的聲學(xué)分析

消聲器聲學(xué)分析需要衡量參數(shù)，如插入損失和傳遞損失等。插入損失是指未安裝消聲器與安裝消聲器時(shí)的消聲器出口端聲壓級(jí)之差，按式（2）計(jì)算［7］:

式中:IL為插入損失，dB;p'為未安裝消聲器時(shí)的出口端聲壓，Pa;p為安裝消聲器后的出口端聲壓，Pa。

應(yīng)用ANSYS模擬仿真，求得該組合消聲器的插入損失。由于需要安裝消聲器后和未安裝消聲器時(shí)的出口端聲壓，所以需要分別建立它們的聲腔模型，如圖2和圖3。其中未安裝消聲器時(shí)，需要采用一個(gè)等長(zhǎng)的直管來(lái)模擬當(dāng)時(shí)的聲學(xué)環(huán)境。它們所選用的聲學(xué)材料參數(shù)如下:聲速V=340 m/s，空氣密度ρ=1.225 kg/m3。

消聲器內(nèi)部聲腔和1/4球體為FLUID30聲學(xué)單元，1/4球外表面為FLUID130單元。由于劃分網(wǎng)格的要求，消聲器的最小波長(zhǎng)范圍內(nèi)至少要有6個(gè)單元，綜合分析可選擇聲學(xué)單元長(zhǎng)度為0.02 m。

圖2 消聲器內(nèi)部聲腔模型Fig.2 The inner acoustic chamber model of the muffler

圖3 未安裝消聲器的聲學(xué)模型Fig.3 The acoustic model without muffler

選擇Harmonic分析模式，求解方法為FULL，頻率范圍為50～1 000 Hz，載荷步長(zhǎng)為2 Hz。因?yàn)橹恍枨蟪鲈摻M合消聲器進(jìn)出口聲壓的比值，所以對(duì)于消聲器的入口端節(jié)點(diǎn)施加壓力1 Pa，通過(guò)仿真求解出口端聲壓p'和p的值，利用公式（2）可求得插入損失。部分頻率下的出口端聲壓和插入損失如表2。

表2 部分頻率下出口端聲壓及插入損失Table 2 The exit end sound pressure at some frequency

利用ANSYS通用后處理器，可以得到各個(gè)頻率下的聲壓等值線，如圖4。

圖4 1 000 Hz下聲壓等值線Fig.4 Contour line of sound pressure in 1，000 Hz

根據(jù)各頻率插入損失值，通過(guò)MATLAB擬合曲線可得到該組合消聲器的插入損失曲線［8］，及旁支管消聲器與擴(kuò)張式消聲器的插入損失曲線。圖5反映了3種消聲器消聲插入損失的特點(diǎn)。

圖5 組合消聲器、旁支管消聲器和擴(kuò)張式消聲器插入損失曲線Fig.5 The insert loss curve of combined muffler，collateral muffler＆expansion-chamber muffler

從圖5可以看出，該組合消聲器插入損失的仿真結(jié)果比旁支管消聲器提高了很多，且低頻段消聲效果優(yōu)于擴(kuò)張式消聲器。

該旁支管消聲器主、旁管道路徑差為1 m，根據(jù)聲波干涉原理可得:

即當(dāng)f=170（2N-1）Hz時(shí)，該消聲器的消聲效果最好，圖5的仿真結(jié)果恰好驗(yàn)證了這一理論，此時(shí)的頻率包含發(fā)動(dòng)機(jī)的基頻和3階諧次波，對(duì)于2階諧次波的處理，主要是應(yīng)用擴(kuò)張式消聲器來(lái)完成的。這樣就完成了對(duì)于內(nèi)燃機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)基頻及其2階、3階諧次波最大程度的降噪。

3 結(jié)論

1）組合消聲器的消聲性能優(yōu)于旁支管消聲器和擴(kuò)張式消聲器，大幅減小了內(nèi)燃機(jī)排氣基頻及其諧次波所產(chǎn)生的噪聲。

2）組合消聲器綜合了旁支管消聲器和擴(kuò)張式消聲器的優(yōu)點(diǎn)，反映了不同消聲器的組合具有不錯(cuò)的發(fā)展前景。

3）仿真分析結(jié)果與理論分析趨于一致。

4）最終的實(shí)驗(yàn)［9］數(shù)據(jù)與仿真結(jié)果相比較，大致吻合。這說(shuō)明應(yīng)用ANSYS進(jìn)行仿真計(jì)算對(duì)于預(yù)測(cè)內(nèi)燃機(jī)排氣消聲器的消聲性能具有一定意義。

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Numerical Simulation of Several Different Mufflers Based on ANSYS

Tang Gongming，Liu Hongguang，Lu Senlin，ShenYugui
（School of Automobile＆ Traffic Engineering，Jiangsu University，Zhenjiang 212013，Jiangsu，China）

A combined muffler consists of collateral pipe and expansion-chamber muffler is designed.The modal and acoustic analysis are carried out by making use of the module of dynamics and acoustics in ANSYS，and then the natural frequency and the insert loss curve are obtained.The natural frequency and the insert loss curve of the collateral pipe muffler and the expansion-chamber muffler are also obtained in the same way.The result of numerical simulation shows that the combined muffler does well in the engine fundamental exhaust noise as well as its low frequency harmonic wave.What’s more，comparing with the single part of collateral pipe muffler and the expansion-chamber muffler，the noise elimination effect of combined muffler improves a lot，which achieves the design requirements.The result of numerical simulation is available to predict the muffler property and then judge whether the structure designs meet the demand or not.

modal analysis;acoustic analysis;insert loss

U464.134.4

A

1674-0696（2013）02-0344-03

10.3969/j.issn.1674-0696.2013.02.37

2012-03-02;

2012-09-24

唐公明（1986—），男，江蘇徐州人，碩士研究生，主要從事噪聲與振動(dòng)控制方面的研究。E-mail:010619517@163.com。