趙 誠，王國權

（1. 國家工程機械質(zhì)量監(jiān)督檢驗中心，北京 102100；2. 北京信息科技大學 機電學院，北京 100192）

0 引 言1

汽車工業(yè)發(fā)展迅速，我國汽車保有量不斷增加，使得汽車噪聲成為日益嚴重的環(huán)境污染?，F(xiàn)代車輛聲學特性是衡量汽車設計、制造水平的重要指標之一[1]。發(fā)動機的排氣噪聲是汽車主要噪聲源之一，因此減少汽車排氣噪聲是降低汽車噪聲的關鍵，也是提高整車NVH性能的重要措施[2-3]。多數(shù)情況下聲場和結構之間的耦合關系可以忽略，并不影響聲場的計算精度。但當流體介質(zhì)的密度比較大，或者結構的尺寸非常大，結構比較軟的時候，流體對結構的反作用影響大，這時必須考慮耦合關系，否則計算分析結果不準確。出于輕量化的考慮，消聲器是薄壁結構鈑金制造的，消聲器壁的機械振動與內(nèi)部空氣的聲振動有著顯著的相互作用[4]。因此單純地考慮結構本身的振動模態(tài)和結構的聲模態(tài)都不能反映消聲器結構力-振動、振動-聲、聲-振動這樣的系統(tǒng)耦合特性，必須將結構和空腔的流體介質(zhì)耦合起來考慮耦合體的模態(tài)參數(shù)，才能準確、真實地反應實際情況[5-7]，為設計性能優(yōu)良的消聲器提供依據(jù)。

文中以某重型車輛康明斯ISME38530型發(fā)動機消聲器為依托，建立耦合模型，進行聲固耦合模態(tài)分析，找到結構位移響應敏感的頻率段，獲取聲學空腔模態(tài)頻率和振型的變化。對響應過大的壁板進行適當優(yōu)化，提高消聲器整體性能。

1 聲固耦合基本理論

聲固耦合起源于流固耦合，流固耦合力學是流體力學與固體力學交叉而形成的一門力學分支，它是研究變形固體在流場作用下的各種狀態(tài)以及固體位形對流場的影響。聲固耦合的數(shù)值計算問題，早期是從航空領域的氣動彈性問題開始的，實際上是流場與固體變形場間的相互作用。假設消聲器內(nèi)部為理想流體介質(zhì)，且在絕熱過程中傳播的是小振幅聲波，則消聲器內(nèi)聲壓滿足三維聲波方程[8-10]：

式中，?2為拉普拉斯算符，c0和p分別為空氣中的聲傳播速度和聲場中任意點的聲壓函數(shù)[10]。通過式（1）將流體方程離散化，并考慮聲阻作用，得到流體區(qū)域內(nèi)聲場的有限元矩陣方程[8]。

式中，Mf為流體等效質(zhì)量矩陣，Cf為流體等效阻尼矩陣，Kf為流體等效剛度矩陣，R為流體和結構的耦合矩陣，為單元節(jié)點的位移U對時間的二階導數(shù)，P為節(jié)點聲壓矩陣。

對于結構振動，考慮聲壓對結構的影響，此時結構方程可以寫成下列形式

式中，F(xiàn)f=RTP，Ms為結構質(zhì)量矩陣，Cs為結構阻尼矩陣，Ks為結構剛度矩陣，F(xiàn)s為結構外激勵矩陣。式（2）和式（3）描述了完全耦合的流固耦合運動方程，矩陣表示如下

求解式（4）可得到結構的振動位移和聲場的聲壓分布。

2 消聲器聲固耦合分析

2.1 耦合模型的建立

在 Virtual.Lab的 Acoustic模塊中建立消聲器的聲固耦合模型，即建立基于消聲器結構模態(tài)和聲模態(tài)的耦合有限元模型。聲學網(wǎng)格劃分時，對于線性有限元和邊界元模型來說，通常要注意聲學網(wǎng)格單元大小要一致，且聲學單元在最小波長范圍內(nèi)至少有6個單元[5]。文中消聲器是康明斯ISME38530型發(fā)動機配備的消聲器，該發(fā)動機為6缸直列式四沖程柴油機，最高允許轉(zhuǎn)速為2300 r/min，最大允許進氣阻力為3.7 kPa，最大允許排氣背壓為10 kPa，怠速轉(zhuǎn)速為600～800 r/min。消聲器外面由不銹鋼包裹封閉，內(nèi)部由開孔板焊接分割成多個空腔，中間的消聲層采用耐高溫吸聲材料，外廓尺寸參數(shù)是830×556×400 mm。消聲器材料采用Q235-A，泊松比0.3，ρ＝7.840 E-9 t/mm3，消聲器質(zhì)量為58kg。消聲器腔體采用六面體單元劃分，網(wǎng)格尺寸為10 mm，共137632個。聲學有限元分析時，流體介質(zhì)為空氣，空氣密度ρ=1.21 kg/m3，聲速為344 m/s。消聲器的聲固耦合模型的建立如圖1、圖2所示。

2.2 耦合分析

將消聲器本體的結構模態(tài)結果文件導入Acoustic模塊，與聲模態(tài)結果耦合。根據(jù)經(jīng)驗添加0.1%的模態(tài)阻尼，將消聲器進口的空氣激勵作為一個聲源，分析得到消聲器腔體在聲固耦合情況下的聲壓分布，消聲器內(nèi)腔部分聲壓分布見表1。

分析發(fā)現(xiàn)，100 Hz以下時消聲器的聲壓分布較均勻，共振腔的聲壓呈對稱分布，說明聲音主要以平面波的形式傳播；消聲器進出口處的聲壓分布不均勻，同一截面上的聲壓分布差異性較大，說明聲音在這些地方傳播復雜，產(chǎn)生了高次諧波，此時平面波理論不再適用。對比發(fā)現(xiàn)考慮耦合因素后消聲器的聲壓分布變得較復雜，但是在小于90 Hz的低頻范圍內(nèi)，消聲器內(nèi)部聲壓分布相對均勻，說明消聲器在高頻激勵下，必須考慮結構對聲場的影響。

表1 消聲器腔體部分聲壓分布

續(xù)表1

在考慮消聲器本體和內(nèi)部聲場的耦合作用后，分析得到消聲器蒙皮和內(nèi)部隔板在聲場作用下的位移情況。消聲器部分振動位移幅值大小及分布見表2。

表2 消聲器部分振動位移分布情況

表2表明消聲器內(nèi)板的位移響應明顯，190 Hz以下，大部分的振動位移幅值分布在消聲器內(nèi)部隔板。選取消聲器在0～200 Hz頻率范圍內(nèi)位移幅值，得到整個頻率段消聲器的最大振動位移，見圖3。取消聲器各個側(cè)面中間點以及出口作為輸出，各輸出點的位置見圖4，得到輸出點位置的位移幅值響應曲線見圖5。

分析發(fā)現(xiàn)，在90 Hz和150 Hz附近，消聲器的振動幅值較大，90 Hz時消聲器的Helmholtz共振腔的外側(cè)振動幅值較大，此時與發(fā)動機額定功率激勵頻率較接近。實際工作過程中，消聲器壁板的振動會比較激烈。在145 Hz左右時，消聲器內(nèi)部隔板的振幅較大，在155 Hz左右時，消聲器出口端的共振腔的壁板振動幅值較大。選取的輸出點在90 Hz、125 Hz、145 Hz、155 Hz等附近頻率段的位移頻率響應值也較大。對位移響應分布分析發(fā)現(xiàn)，消聲器內(nèi)腔隔板的位移響應較大。

3 消聲器結構改進

前面的分析發(fā)現(xiàn)，消聲器的壁板在20 Hz、90 Hz和145 Hz等頻率附近位移響應較大，并且消聲器內(nèi)板的振動較激烈，這樣對消聲器的消聲性能有較大影響。在不影響消聲器的消聲性能和輕量化的前提下，消聲器的腔體體積、外形尺寸、進出口管位置、內(nèi)部消聲單元的尺寸和相對位置均不改變，只對振動位移響應較大的壁板進行尺寸改變，即對穿孔板和腔體隔板進行適當尺寸改變。

原消聲器內(nèi)部穿孔板的厚度為0.5 mm，隔板厚度為0.8 mm，蒙皮厚度為1.2 mm，在保證輕量化的前提下，為了減少內(nèi)部振動，將隔板增加至1 mm，穿孔板增加0.5 mm。重新計算消聲器的結構模態(tài)和聲模態(tài)，耦合分析得到改進后消聲器壁板的位移響應。改進后得到部分位移分布見表3。

表3 改進后消聲器振動位移分布

分析得到整個頻率段消聲器的最大振動位移，具體值見圖6。取消聲器各個側(cè)面中間點以及出口作為輸出，得到改進后輸出點位置的位移頻率響應曲線見圖7。

分析發(fā)現(xiàn)，改進后消聲器腔內(nèi)隔板的振動位移減小，且內(nèi)板在內(nèi)部聲場作用下的響應有所下降，位移響應主要集中到消聲器的蒙皮上，200 Hz附近的位移幅值響應有所增加；90 Hz附近的位移響應沒有大幅降低，但是在125 Hz，145 Hz和155 Hz附近的位移響應減小較明顯，這對保證消聲器內(nèi)部消聲單元的消聲性能的穩(wěn)定性有較大幫助，說明結構改進起到了改善消聲性能的作用。

4 結 論

通過建立消聲器聲固耦合聲學有限元模型，分析得到了在考慮消聲器結構振動時，在內(nèi)部聲腔的聲壓分布和聲場影響下的結構振動位移響應。聲壓分布分析發(fā)現(xiàn)，考慮耦合因素后消聲器的聲壓分布變得較復雜，在小于90 Hz的低頻范圍內(nèi)消聲器內(nèi)部聲壓分布相對均勻，但在高頻激勵下結構振動對聲場的影響較大。結構振動分析發(fā)現(xiàn)，消聲器壁板在90 Hz、140 Hz等頻率附近位移響應明顯，經(jīng)過相應結構改進后，位移幅值有所下降，同時部分頻段的位移響應減弱，結構優(yōu)化對消聲器內(nèi)部消聲單元的疲勞壽命和消聲性能的穩(wěn)定性起到了一定的作用。

[1]劉禹，喻凡，柳江.車輛乘坐室聲固耦合模態(tài)分析[J]. 噪聲與振動控制，2005（5）：38-42.

[2]馬天飛，林逸，張建偉. 轎車車室聲固耦合系統(tǒng)的模態(tài)分析[J].機械工程學報，2005，41（2）：226-230.

[3]皮曉明，董華東. 重卡駕駛室的聲固耦合模態(tài)分析[J]. 研究與開發(fā)，2006（4）：65-67.

[4]惠巍，劉更，吳立言. 轎車聲固耦合低頻噪聲的有限元分析[J].汽車工程，2006，28（12）：1071-1077.

[5]李增剛，詹福良.Virtual.Lab Acoustics 聲學仿真計算高級應用實例[M]. 北京：國防工業(yè)出版社，2010.

[6]龐劍，諶剛，何華. 汽車噪聲與振動——理論與應用[M]. 北京：北京理工大學出版社，2006.

[7]李耀中，李東升. 噪聲控制技術[M]. 北京：化學工業(yè)出版社，2008.

[8]杜功煥，朱哲民，龔秀芬. 聲學基礎[M]. 南京：南京大學出版社，2010.

[9]張文群，吳新躍. 降噪分析[M]. 北京：國防工業(yè)出版社，2010.08

[10]孫凌玉，呂振華. 有關汽車內(nèi)部聲場模態(tài)分析的幾點討論[J].汽車工程，2003，25（1）：75-77.