吳杰 王明亮 羅玉濤

（華南理工大學(xué)，廣州 510641）

采用橫流穿孔管消聲器的車輛尾管怠速噪聲優(yōu)化＊

吳杰 王明亮 羅玉濤

（華南理工大學(xué)，廣州 510641）

為解決某新車型怠速尾管噪聲超標(biāo)問(wèn)題，采用計(jì)算流體力學(xué)（CFD）方法仿真分析了橫流穿孔管消聲器內(nèi)部流場(chǎng)的速度與壓力變化情況，揭示了穿孔形式、穿孔位置及穿孔率對(duì)消聲器壓力損失的影響規(guī)律，并根據(jù)該車型前消聲器內(nèi)部流場(chǎng)的分布情況給出了優(yōu)化方案。實(shí)車測(cè)試結(jié)果表明，優(yōu)化方案在空調(diào)關(guān)閉和開(kāi)啟狀態(tài)的怠速噪聲分別降低了2.6 dB（A）和2.1 dB（A），滿足尾管噪聲限值要求。

1 前言

汽車生產(chǎn)廠商以及國(guó)內(nèi)外研究者都在致力于研究消聲性能好、氣流阻力低的消聲器，但兩個(gè)性能指標(biāo)相互矛盾，即消聲性能好則壓力損失大，壓力損失小則消聲效果差[1～2]。消聲器由各種子結(jié)構(gòu)構(gòu)成，把握子結(jié)構(gòu)的壓力損失特性有助于提高消聲器的設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)效率。Middelberg[3]利用計(jì)算流體力學(xué)（Computational Fluid Dynamics，CFD）方法研究了消聲器內(nèi)部壓力損失情況。方建華等[4～5]利用CFD研究了消聲器擴(kuò)張腔和內(nèi)插管的結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)消聲器壓力損失的影響。胡效東、黃繼嗣等[6～7]研究了擴(kuò)張腔、內(nèi)插管穿孔位置對(duì)消聲器壓力損失的影響。Fayri等[8～9]研究了直流穿孔管穿孔率、穿孔半徑和穿孔長(zhǎng)度對(duì)壓力損失的影響。

橫流穿孔管結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)壓力損失影響的研究則不多。徐磊、林光典等[10～11]研究了橫流穿孔管的穿孔率、穿孔長(zhǎng)度和穿孔腔膨脹比對(duì)壓力損失的影響，沒(méi)有給出穿孔形式、穿孔位置對(duì)壓力損失的影響，也沒(méi)有研究不同穿孔形式受入口流速和穿孔率變化時(shí)對(duì)壓力損失的影響。雖然橫流穿孔管較直流穿孔管和內(nèi)插管的壓力損失大，但是其具有消聲頻帶寬，中、低頻噪聲消聲性能優(yōu)良，以及流場(chǎng)分布更加均勻等特點(diǎn)[10,12]。本文采用CFD方法，利用Fluent軟件仿真橫流穿孔管的不同穿孔形式、穿孔率和穿孔位置對(duì)壓力損失的影響，進(jìn)而分析不同穿孔形式的消聲器壓力損失受流速和穿孔率的影響。針對(duì)某在開(kāi)發(fā)國(guó)產(chǎn)SUV車型排氣系統(tǒng)怠速尾管噪聲超標(biāo)的問(wèn)題，給出了含有橫流穿孔管的消聲器優(yōu)化方案，并驗(yàn)證了方案的有效性。

2 CFD流場(chǎng)仿真技術(shù)

消聲器內(nèi)部的流體流動(dòng)滿足質(zhì)量守恒定律、動(dòng)量守恒定律和能量守恒定律，這是數(shù)值計(jì)算的基礎(chǔ)。

2.1 質(zhì)量守恒定律

單位時(shí)間內(nèi)流體微元中增加的質(zhì)量等于同一時(shí)間內(nèi)流入該微元體的凈質(zhì)量，即

2.2 動(dòng)量守恒定律

微元體中流體的動(dòng)量對(duì)時(shí)間的變化率等于外界作用在該微元體上的各項(xiàng)作用力之和，即

式中，ρF為微元體中流體所受體力的合力；?·P為微元體中流體所受面力的合力。

2.3 能量守恒定律

能量守恒定律是含有熱交換的流動(dòng)系統(tǒng)必須滿足的基本定律，實(shí)際上是熱力學(xué)第一定律，它反映了流體流動(dòng)過(guò)程中能量守恒的基本性質(zhì)。微元體中能量的增加率等于進(jìn)入微元體的凈熱流量加上單位時(shí)間內(nèi)體力與面力對(duì)微元體所做的功，即

式中，T為溫度；k為流體的傳熱系數(shù)；cP為比熱容；ST為流體的內(nèi)熱源及由于黏性作用而使流體機(jī)械能轉(zhuǎn)換為熱能的部分。

3 不同穿孔形式橫流管的CFD仿真

橫流穿孔管消聲器是利用橫流穿孔管較大的聲波和氣流阻力、沿穿孔傳播的聲波向聲源方向的反射以及流經(jīng)小穿孔時(shí)的截面突變使聲阻抗發(fā)生變化而降低噪聲的[10]。綜合考慮消聲性能和制造工藝，研究圓孔和長(zhǎng)圓孔兩種不同穿孔形式的橫流穿孔管消聲器的流場(chǎng)分布情況。圖1所示為一兩腔消聲器，除第1腔穿孔管穿孔形式不同，其它結(jié)構(gòu)和尺寸參數(shù)均相同。第1腔、第2腔長(zhǎng)度分別為125 mm和100 mm，管上穿孔長(zhǎng)度為90 mm，穿孔率為12.33%。中間隔板有30個(gè)直徑為10 mm的圓孔，入口管末端封口，出口管采用內(nèi)插管，插入長(zhǎng)度25 mm，穿孔管和內(nèi)插管直徑均為40 mm。外腔選擇多用于配合汽車底盤(pán)的三角形外腔，截面長(zhǎng)度方向尺寸128 mm，寬度方向尺寸84 mm。

圖1 橫流消聲器結(jié)構(gòu)示意

對(duì)消聲器的流場(chǎng)進(jìn)行CFD仿真，需要作如下假設(shè)[13]：

a.抗性消聲器固體區(qū)和流體區(qū)的物理性能參數(shù)均為常數(shù)，流體介質(zhì)為不可壓縮流體。

b.流體為定常流動(dòng)（Steady）中的湍流。

c.不考慮重力的影響。

d.消聲器入口流體勻速流動(dòng)，無(wú)脈沖影響。

e.消聲器進(jìn)、出口管直徑相等時(shí)，認(rèn)為進(jìn)、出口動(dòng)壓相等，消聲器的全壓損失由靜壓損失替代。

3.1 穿孔形式對(duì)流場(chǎng)的影響

網(wǎng)格劃分后導(dǎo)入Fluent軟件，采用Simple算法，流體滿足假定的定常流動(dòng)，采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型，啟動(dòng)能量方程。消聲器內(nèi)流體假設(shè)為空氣，密度為0.6 kg/m3，黏度為3.5×10-5Pa·s[14]。

兩種穿孔形式消聲器的邊界條件相同：入口流速為100 m/s，入口溫度為900 K，湍流強(qiáng)度和水力直徑分別為6%和40 mm，消聲器壁厚為1.2 mm，材料為SUH 409，出口壓強(qiáng)為1個(gè)大氣壓，出口溫度為850 K。計(jì)算結(jié)果收斂后進(jìn)行后處理，得到圓孔和長(zhǎng)圓孔穿孔形式消聲器的壓力分布云圖、速度矢量云圖及跡線圖，見(jiàn)圖2。計(jì)算得到消聲器總壓差及部分局部壓差，見(jiàn)表1。

圖2 不同穿孔形式消聲器流場(chǎng)云圖

表1 壓力損失計(jì)算結(jié)果 kPa

圓孔和長(zhǎng)圓孔穿孔形式的壓力損失分別為15.59 kPa和12.57 kPa。由圖2a、圖2b可知，入口管內(nèi)沿氣流方向壓力逐漸增大，2個(gè)消聲腔內(nèi)的壓力分布均勻，腔內(nèi)部壓力損失較小。壓力變化主要集中在穿孔管穿孔、中間隔板和出口管處。

由圖2c、圖2d可知，圓孔面積小，在穿孔處氣流先急劇收縮再迅速擴(kuò)張，小范圍內(nèi)引起速度的劇烈變化，高速氣流對(duì)低速氣流形成沖擊碰撞，能量損失嚴(yán)重，引起較大的壓力損失。長(zhǎng)圓孔面積較大，各射流之間相互耦合，形成較大的射流，但速度并未在小范圍內(nèi)急劇變化，能量損失相對(duì)較小。因此，圓孔局部穿孔壓力損失較長(zhǎng)圓孔大，見(jiàn)表1。

由圖2c、圖2e可知，氣流穿過(guò)圓孔形成短小的射流并沿流速方向耦合。第1腔內(nèi)形成2個(gè)方向的分流，一部分反方向形成大渦流，另一部分平行穿過(guò)隔板，流向后端蓋，在第2腔內(nèi)形成較大渦流。氣流平行穿過(guò)中間隔板，各穿孔之間的氣流碰撞較少，引起的能量損失少，使得圓孔穿孔消聲器第1腔和第2腔之間的壓力損失較小。但平行直流形成的渦流使得大部分氣流經(jīng)過(guò)180o的反射流入出口管，增加能量損失，在出口管處引起較大的壓力損失。

由圖2d、圖2f可知，長(zhǎng)圓孔穿孔射流較大且射流距離較遠(yuǎn)。第1腔內(nèi)的氣流一部分反方向形成大渦流，另一部分沖擊到外殼反射后斜穿過(guò)中間隔板時(shí)相互發(fā)生強(qiáng)烈碰撞，并在穿孔隔板小孔附近形成小渦流，引起長(zhǎng)圓孔在中間隔板處壓力損失增加。由于氣流傾斜穿過(guò)中間隔板，導(dǎo)致部分氣流直接流入出口管，減少了第2腔內(nèi)的渦流強(qiáng)度，降低了對(duì)出口管的沖擊，減小了出口管處的壓力損失。由表1，穿孔管壓差是導(dǎo)致圓孔穿孔消聲器較長(zhǎng)圓孔穿孔消聲器壓力損失大的主要因素，并且長(zhǎng)圓孔穿孔消聲器各局部的壓力損失更加均勻。

3.2 氣流速度對(duì)不同穿孔形式壓力損失的影響

發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速不同時(shí)，排出氣體流速的變化使氣體的靜壓變化較大，所以需研究入口流速對(duì)消聲器壓力損失的影響。相同邊界條件下，兩種穿孔形式的穿孔率均為12.33%，計(jì)算入口流速為40 m/s、60 m/s、80 m/s、100 m/s、120 m/s時(shí)消聲器壓力損失的變化情況，見(jiàn)圖3。由圖3可知，兩種穿孔形式的消聲器壓力損失隨著入口流速的增大而增大，圓孔穿孔消聲器的壓力損失隨氣流速度增加的幅度更大。氣流速度40 m/s時(shí)，圓孔穿孔消聲器壓力損失較長(zhǎng)圓孔穿孔形式消聲器大0.47 kPa，但當(dāng)速度增加到120 m/s時(shí)，前者壓力損失較后者大4.42 kPa。

圖3 兩種消聲器壓力損失隨流速的變化

3.3 穿孔率對(duì)不同穿孔形式壓力損失的影響

入口流速為100 m/s時(shí)，計(jì)算孔徑固定而穿孔率為10.27%、12.33%、14.39%、16.44%及18.49%時(shí)兩種消聲器的壓力損失變化情況，見(jiàn)圖4。由圖4可知，穿孔率由10.27%增加到18.49%時(shí)，由于穿孔處流通面積增大，氣流速度降低，使得兩種橫流穿孔消聲器的壓力損失逐漸減小。穿孔率相同時(shí)，圓孔橫流穿孔管消聲器的壓力損失較長(zhǎng)圓孔的更大，兩者的差值隨著穿孔率的增加緩慢降低。

圖4 消聲器壓力損失隨穿孔率的變化曲線

3.4 長(zhǎng)圓孔穿孔位置對(duì)壓力損失的影響

由以上仿真分析可知，設(shè)計(jì)橫流穿孔管消聲器時(shí)，長(zhǎng)圓孔穿孔形式較圓孔穿孔形式的空氣動(dòng)力學(xué)性能更好。因此，針對(duì)長(zhǎng)圓孔穿孔形式，入口流速為100 m/s時(shí)，分析穿孔位置靠近端蓋（距端蓋2.5 mm）、中間位置及靠近隔板（距隔板2.5 mm）時(shí)消聲器的速度和壓力變化情況，見(jiàn)圖5。

圖5 不同穿孔位置的速度及壓力云圖

由圖5a、圖5c、圖5e可知，穿孔位置越靠近隔板，產(chǎn)生的速度射流也越靠近隔板，并且在第1腔內(nèi)產(chǎn)生的渦流范圍更廣，渦流速度梯度更大，能量損失也更多。穿孔位置的不同對(duì)氣流穿過(guò)中間隔板后的影響也不同，穿孔位置越靠近隔板，氣流穿過(guò)中間隔板進(jìn)入第2腔后沖擊范圍越大，腔內(nèi)的平均氣流速度越大，產(chǎn)生的渦流強(qiáng)度越強(qiáng)，消耗的能量越多。由圖5b、圖5d、圖5f可知，穿孔位置越靠近隔板，第1腔內(nèi)的壓力變化越不均勻，對(duì)外殼的沖擊越強(qiáng)烈，沖擊部位的壓力越大，產(chǎn)生的壓力損失越多。

3種穿孔位置在相同邊界條件下的入口壓力、出口壓力以及消聲器壓力差值如表2所示。由表2可以看出，穿孔位置越靠近隔板，產(chǎn)生的壓力損失越大。

表2 長(zhǎng)圓孔穿孔位置對(duì)壓力的影響 kPa

由圖5e可知，當(dāng)穿孔位置靠近隔板時(shí)，氣流直接沖擊隔板與外殼的焊接位置，對(duì)消聲器的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度影響較大，容易引起結(jié)構(gòu)疲勞破壞。綜合來(lái)看，橫流穿孔管消聲器穿孔位置越靠近端蓋，其空氣動(dòng)力學(xué)性能越好，疲勞性能越好。

4 復(fù)雜排氣系統(tǒng)流場(chǎng)仿真及驗(yàn)證

4.1 排氣系統(tǒng)壓力場(chǎng)仿真

某款在開(kāi)發(fā)SUV車型消聲器尾管怠速噪聲超標(biāo)，將前消聲器改為橫流穿孔管結(jié)構(gòu)。根據(jù)橫流穿孔管流場(chǎng)仿真分析結(jié)果，選擇長(zhǎng)圓孔穿孔形式，穿孔部位靠近左端蓋結(jié)構(gòu)。前消聲器優(yōu)化結(jié)構(gòu)如圖6所示。第1隔板有32個(gè)直徑10 mm的圓孔，第2隔板有100個(gè)直徑3 mm的圓孔，入口管有65個(gè)18 mm×3 mm的長(zhǎng)圓孔，穿孔率18.8%，入口管末端封口，出口管有390個(gè)直徑3 mm的圓孔，第3腔填充密度為150 kg/m3的玻璃纖維。

圖6 前消聲器優(yōu)化方案

由聲學(xué)軟件GT-Power得到發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速5 500 r/min時(shí)的計(jì)算結(jié)果（入口質(zhì)量流量、氣流密度、入口溫度及出口溫度）作為邊界條件，利用Fluent軟件，采用Simple算法，設(shè)定氣體密度為0.447 kg/m3，黏度為4.8×10-5Pa·s，采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型，啟動(dòng)能量方程，設(shè)置入口質(zhì)量流量為0.089 g/s，入口溫度為1 120 K，湍流強(qiáng)度和水力直徑分別設(shè)為6%和46 mm，消聲器壁厚1.2 mm，材料為SUH 409，出口壓力為1個(gè)大氣壓，出口溫度為750 K。

圖7所示為排氣系統(tǒng)壓力云圖，其中點(diǎn)1、點(diǎn)2為壓力損失測(cè)量點(diǎn)。由圖7可以看出，排氣系統(tǒng)各部分壓力梯度變化均勻。計(jì)算得到排氣系統(tǒng)入口及出口壓力分別為147.68 kPa和101.44 kPa，排氣系統(tǒng)整體背壓為46.23 kPa，點(diǎn)1、點(diǎn)2的壓力分別為145.86 kPa、132.61 kPa，副消聲器入口（排氣系統(tǒng)冷端）壓力為130.53 kPa，排氣系統(tǒng)冷端背壓為29.09 kPa。點(diǎn)1、點(diǎn)2和催化器的壓力損失如表3所示。

圖7 排氣系統(tǒng)壓力云圖

表3 試驗(yàn)與仿真壓力損失對(duì)比（5 500 r/min） kPa

4.2 試驗(yàn)驗(yàn)證

制作如圖6所示的樣件并安裝到帶有半消聲室的試驗(yàn)臺(tái)架，測(cè)量壓力及尾管噪聲。試驗(yàn)室總體布置如圖8所示，實(shí)物如圖9所示，圖中點(diǎn)1、點(diǎn)2為壓力傳感器安裝位置，與仿真計(jì)算數(shù)值提取位置相對(duì)應(yīng)。

圖8 試驗(yàn)室總體布置

圖9 試驗(yàn)實(shí)物安裝圖

測(cè)量發(fā)動(dòng)機(jī)從怠速（800 r/min）到5 500 r/min過(guò)程中點(diǎn)1、點(diǎn)2的全壓值。圖10所示為測(cè)試點(diǎn)1處壓力損失隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化情況，可以看出與仿真結(jié)果（圖3）趨勢(shì)相同，排氣系統(tǒng)壓力損失隨排氣系統(tǒng)氣流流速（發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速）成拋物線變化。

圖10 發(fā)動(dòng)機(jī)壓力損失變化曲線

點(diǎn)1、點(diǎn)2和催化器（點(diǎn)1壓力與點(diǎn)2壓力的差值）在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為5 500 r/min時(shí)的壓力損失如表3所示。由表3可知，測(cè)點(diǎn)1、2壓力的計(jì)算誤差均在5%以內(nèi)，仿真數(shù)據(jù)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)有較好的一致性。計(jì)算誤差產(chǎn)生原因主要有：

a.GT-Power使用的發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)與實(shí)際情況有所差別，F(xiàn)luent計(jì)算時(shí)設(shè)置的結(jié)構(gòu)粗糙度與實(shí)際情況也有所差別，實(shí)際結(jié)構(gòu)中的局部毛刺以及摩擦損失等都會(huì)加大系統(tǒng)壓力損失。

b.計(jì)算所用催化器載體的黏性阻力系數(shù)和慣性阻力系數(shù)與實(shí)際情況稍有差別。

為驗(yàn)證優(yōu)化效果，在實(shí)車上進(jìn)行測(cè)試，空調(diào)關(guān)閉、開(kāi)啟狀態(tài)下怠速噪聲分別降低至54.3 dB（A）和57.1 dB（A），較原方案分別降低了2.6 dB（A）和2.1 dB（A），滿足技術(shù)要求。圖11為實(shí)車試驗(yàn)測(cè)得的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 000～5 600r/min范圍內(nèi)的尾管噪聲總值以及各階次噪聲值。由圖11可知，對(duì)比原方案，優(yōu)化方案總體噪聲降低1～5 dB（A），各階次噪聲也有不同程度的降低。

5 結(jié)束語(yǔ)

利用CFD仿真方法可以根據(jù)消聲器結(jié)構(gòu)的內(nèi)部流場(chǎng)分布細(xì)節(jié)有針對(duì)性地設(shè)計(jì)消聲器子結(jié)構(gòu)。邊界條件相同時(shí)，長(zhǎng)圓孔穿孔消聲器較圓孔穿孔消聲器空氣動(dòng)力學(xué)性能好，且壓力損失小。穿孔管穿孔位置在入口端蓋附近時(shí)壓力損失最小，因此，在設(shè)計(jì)橫流穿孔管時(shí)，盡量選擇長(zhǎng)圓孔穿孔形式，且長(zhǎng)圓孔穿孔位置盡可能接近入口端端蓋。

文中的仿真分析與設(shè)計(jì)方法及給出的橫流消聲器子結(jié)構(gòu)也可為其它消聲結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供借鑒。

圖11 尾管噪聲變化曲線

1 劉鵬飛，畢傳興.汽車消聲器聲學(xué)性能及流場(chǎng)特性數(shù)值分析.噪聲與振動(dòng)控制，2009，29（4）：99～102.

2 李洪亮，谷芳，程魁玉，等.某轎車消聲器性能的數(shù)值模擬.汽車工程，2008，30（10）：885～888+897.

3 Middelberg J M,Barber T J,Leong S S,et al.CFD analysis of the acoustic and mean flow performance of simple expansion chamber mufflers.2004 AS-ME International Mechanical Engineering Congress and Exposition，Anaheim:American Society of Mechanical Engineers，Anaheim，2004.

4 方建華，周以齊，胡效東，等.擴(kuò)張式消聲器的流體仿真及空氣動(dòng)力性能研究.系統(tǒng)仿真學(xué)報(bào)，2009，21（20）：6399～6404.

5 方建華，周以齊，胡效東，等.內(nèi)插管抗性消聲器的CFD仿真及壓力損失研究.武漢理工大學(xué)學(xué)報(bào)：交通科學(xué)與工程版，2009，33（4）：795～798.

6 胡效東，周以齊，方建華.單雙腔抗性消聲器壓力損失CFD研究.中國(guó)機(jī)械工程，2006，17（24）：2567～2572.

7 黃繼嗣，季振林.同軸抗性消聲器聲學(xué)和阻力特性的數(shù)值計(jì)算與分析.噪聲與振動(dòng)控制，2006，26（5）：91～95.

8 Payri F,Torregrosa A J,Broatch A,et al.Pressure Loss Characterisation of Perforated Ducts.SAE Paper 980282.

9 Lee S H,Ih J G.Effect of Non-uniform Perforation in the Long Concentric Resonator on Transmission Loss and Back Pressure.Journal of Sound and Vibration，2008，311（1-2）：280～296.

10 徐磊，劉正士，畢榮.橫流穿孔管消聲器聲學(xué)及阻力特性的數(shù)值分析.燕山大學(xué)學(xué)報(bào)，2010，34（4）：301～306.

11 林光典.汽車排氣消聲器性能研究及設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)：[學(xué)位論文].廣州：華南理工大學(xué)，2015.

12 王昌，張杰，郭文亮，等.小孔噴注復(fù)合式消聲器綜合性能仿真與優(yōu)化.中國(guó)農(nóng)機(jī)化學(xué)報(bào)，2016，37（5）：164～167.

13 祁照崗，陳江平，胡偉.汽車空調(diào)風(fēng)道系統(tǒng)CFD研究與優(yōu)化.汽車工程，2005，27（1）：103～106.

14 趙松齡.噪聲的降低與隔離.上海：同濟(jì)大學(xué)出版社，1989.

（責(zé)任編輯 斛 畔）

修改稿收到日期為2017年1月12日。

Tailpipe Noise Optimization of A Vehicle at Idle Speed Using Muffler with Cross-Flow Perforated Tube

Wu Jie,Wang Mingliang,Luo Yutao
（South China University of Technology,Guangzhou 510641）

For tailpipe noise of a new vehicle model exceeding the manufacture’s standard limits at idle speed, internal flow field velocity and pressure of a cross-flow perforated muffler are simulated using the Computational Fluid Dynamics(CFD)method.The simulation results showed how the perforation form,the perforation position and the perforation rate affect the pressure loss of the muffler.According to the distribution of the internal flow fields of the vehicle’s front muffler,the optimization scheme was given.The real vehicle test results indicated that the tailpipe noise with the optimized muffler decreases by 2.6 dB（A）and 2.1 dB（A）respectively at the cases AC Off and On,which meet the required standard limits noise.

Cross-flow perforated tube,CFD,Tailpipe idle noise,Muffler

橫流穿孔管 計(jì)算流體力學(xué) 怠速尾管噪聲 消聲器

U464.149

A

1000-3703（2017）05-0024-06

教育部新世紀(jì)人才計(jì)劃項(xiàng)目（NCET-11-0157）；廣東省自然科學(xué)基金項(xiàng)目（2016A030313463）。