《用流体动力学计算模型进行汽车消声器尾管噪音预测试验的研究.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《用流体动力学计算模型进行汽车消声器尾管噪音预测试验的研究.doc（17页珍藏版）》请在三一文库上搜索。
1、用流体动力学计算模型进行汽车消声器尾管噪音预测试验的研究摘要：目前研究的是，在节气门全开加速工况下，商务汽车消声器排气尾管噪音的实验数值。在暖机工况下发动机从2000r/min加速到12000r/min。排气消声器的瞬态声学特征由一维计算流体动力学预测。为验证模拟结果，根据日本标准（日本工业标准D1616），排气消声器的瞬态声学特征在消声室中测量。研究发现，模拟结果与2秩序发动机转动频率有很大联系。发动机高转速工况下，在高转速范围内（4秩序从5000rpm到6000rpm和6秩序从4200rpm到6000rpm）。根据这些结果，差异是由流动噪声所引起的，而这些流动噪声在模拟中是不考虑在内的。根
2、据一维差价合约模型理论，一个可以提供一个合意准确性，节约超过90%执行时间的简化模型与标准模型相比，简化模型更能满足优化设计的要求而且能够及时切入生产。关键字：消声器 排气尾管噪声 优化设计 瞬态声学性能1 导言排气消声器广泛用于发动机机体发出的噪声和汽车上其他主要噪声来源。一般，消声器设计要满足以下两个方面的要求：（1）高噪音衰减表现 这是消声器的一个根本要求。一个排气消声器将抑制增益频率范围，尤其低频波段，因为众所周知大部分的噪音被发动机转动频率和它开始的几个秩序限制。（2）最低限度背压 在废气流量的限制中，背压代表由安装在发动机上的消声器施加的额外静压力。这需要保持一个最低限度，因为一个
3、大背压会导致容积效率的降低和具体燃油消耗率的减小。对于一个消声器而言，这两个重要设计的要求常常是矛盾的。一个特定的发动机，消声器的噪音衰减表现可以从排气尾管噪音角度来进行实验性的评估，噪声的声压级为距离排气尾管500毫米远，而且是一个关于轴向45角的尾管。背压可以由一个压力传感器容易地检测出来。近几十年来，传递矩阵法，有限元素法（FEM），边界单元法（BEM）和流体动力学计算（CFD）都广泛应用于排气尾管噪声的预测。最常见的计算方法是传递矩阵法（或称四极理论）1.这种方法是根据线性一维波在管中的传播和单独元素（例如：管道，不连续区域和分支）的转换矩阵公式，这种方法被比喻为电滤波器理论。简单消声
4、器的噪音衰减可以用这种方法在频域范围内计算。然而，这种方法有几个缺点：（1）它只能是在线性波传播的假设下应用；（2）用这种方法很难计算出背压；（3）它不能预测出消声器的瞬态声学特性。在文献中2，3和4，边界单元法用于预测具有几何尺寸的化学消声器的声衰减表现，这种方法明确地不再局限于平面波治疗。在Ji et al.的书 5,6和7中，边界单元法应用于一些和实验关联很大的消声器组态的预测并且获得了三维立体分析结果。在Middelberg et al.的书8中，3D流体动力学计算不仅能成功的应用于评估平均流量，还能应用于评估膨胀室消声器的声学表现，膨胀消声器具有包括隔板和进排气管的各种修正。3D流体
5、动力学计算和3D边界单元法的组合应用于Yumex Corporationde 作品9来预测商业消声器的噪声。Barbieri and Barbieri的作品10中用有限元素法来预测消声器的声学性能。虽然有限元素法（FEM），边界单元法（BEM）和流体动力学计算（CFD）能得到高精确结果，但是它们以执行时间为代价，执行时间通常限制用户从而使他们尝试各种其他的可行的设计选择。在心理学11和12领域范围内，清晰度、响度、粗糙度、波动强度常常被用来评价音质的好坏。在汽车工业不仅这些参数需要考虑在内，而且13和14中的加速性能也需考虑在内。例如，当发动机加速，排气管噪音将同发动机转速呈现线的平滑的变化这
6、将使司机感觉车辆加速，噪声变化顺利。因此，在设计过程中评价消声器的瞬态声学性能是十分必要的。这篇文章的目的就是利用一维流体动力学计算和试验方法研究典型商业消声器的瞬态声学性能，然后开发一种具有相当精确度并能满足优化设计要求而且能够及时切入生产的简单模型。2.基本理论2.1.流量问题的基本方程式在这个研究中，流量问题利用一维流体动力学计算方法解决。让包括发动机系统的整个系统分离为一些容量，这些容量由单独容量来表现每一个的流量分离；并且每管被分为由边界连接的一个或多个量。假设标定变量(压力，温度，质量，密度，内部能量，焓，种类浓度)相互之间是相同的。向量变量(质量流量，速度，质量分率变动)根据每个
7、量的边界而计算。流量模型涉及连续的联立解、能源、动量方程(同(4)。这些方程只有一维能够解决，这说明通过流动方向的所有量都是平均的。主要解的变量是质量流量，密度和总内部能量。应当注意排气系统气体温度大致上随距离发动机的远近而变化。因此，排气系统中的气体温度不是常量。当我们计算气体的温度时，气体和气流之间的热交换以及气流和周围环境的热交换都应在能量守恒方程和焓方程中考虑。(1)连续性方程：能量守恒方程（2）焓方程（3）动量守恒方程（4） where are boundary 质量流进容积, 容量质量, 容积, 压力, 气体密度,流通面积 (流通断面), 传热表面积, 内部总能量 (内能加动能)
8、每单元质量, 总焓, 热传递系数, 气体温度, 缸壁温度, 临界速度, 表面摩擦系数, 压力损失系数, 当量直径, 在流量方向的质量元素的长度(离散长度), 根据dx变化的压力差 , 各自的. It should be noted that m equals to Au and H equals to e+p/2.2. 排气尾管噪声根据公式. (1), (2), (3)and(4), 在排气管的出口，消声器的背压和气体流动速度可以计算出来。关于排气尾管噪音，没有一个精密公式计算它。但在一个自由场，来自于排气尾管的气体体积在排气尾管中可以看作是变量。因此，排气尾管噪声用单级公式是可以计算出来的。
9、我们应该注意的是，这种方法只在是自由场声压级时有效，根据15和16，普遍接受的自由场是距离排气尾管几倍直径的地方。因此，在自由场作为一个简单脉动单极天线的麦克风，它的录音声压可以计算出来，因为根据公式17，在自由场的任意位置，单极天线所感受的速度可以转换成压力。（5）P, , A, r, u, c, t分别为压力，气体密度，排气尾管的截面，麦克风距离排气尾管的距离，排气尾管出口的瞬态气流速度，自由场的声速，时间。3.实验步骤和方法由图1我们可以看到这个实验方案的纲要。在这个试验中要用到一台体积1500cc直列4缸发动机和一个测量发动机负荷的测功机。驱动发动机的条件由控制系统控制。气体温度、管壁
10、温度和沿排气系统的气体压力分别由温度传感器和压力传感器测量，由一个电子手簿记录。为避免回声波和设备噪声的不利影响，消声室中只有一个麦克风和样本消声器。所有其他实验设备都被放置在消声室外面。根据日本标本（JIS D 1616）18，在排气尾管轴向45角距离4冲程发动机500mm的位置，用一个麦克风（B&K Type 4190）测试排气尾管噪声。4冲程发动机在暖机和高于节气门全开的工况下发动，并从1200rpm/min（怠速）加速到12000rpm/min。因为当额外频率高于第六次转动频率19时排气尾管的噪音声压级非常低，只记录2秩序、4秩序、6秩序的排气尾管噪声。图一：实验装置的示意图4.利用一
11、维量纲理论模拟排气尾管噪声在目前研究中，用一维量纲理论来进行管理标准商务消声器排气管噪声的模拟。图2是一个商业消声器的结构原理图。这消声器由三个排气尾管和由两个贴板隔开的三个室。为了正确的建立消声器模型，需要充分了解消声器每个声学部件的功能。在这个消声器有几个声学部件，相应的是分流孔、扩面管共振器、吸收材料、膨胀室，亥姆霍兹共振腔1和20。图二：样本消声器的结构示意图 视图图片缩略图制作在图二中，1室中的管1中有一个很大的分流孔，设计它是为了在工作频率范围内能打破排气管的谐振状态。排气管一的穿孔用于导流，防止流量分离和在流程中由于急剧的间断产生的过度涡流，从而穿孔管用于减少流量产生的噪声和压力
12、下降。由排气管一的一部分和3室形成的亥姆霍兹共振腔用来减少频率噪声。它充当声波滤波器并且可以衰减发动机低频噪声。亥姆霍兹共振腔向声源反射声波，防止声音沿排气管传送。膨胀室（室2）是为了降低加速噪声21。在消声器横截面积处引进的突变使膨胀室反射声波。亥姆霍兹共振器没有高衰减度，但当一半声波长等同腔的长度时，它有宽带频率特性。膨胀室使急剧压力脉冲平缓，在出口减少单个脉冲声音。当进气声音流量扩大或缩小成设定好的不同大小以取消规定的频率噪声时，创建扩面管共振器。在这个标本消声器中，管2和固定盘形成二扩面管谐振器。在安排中，入口声音由固定盘反射，朝相反的方向返回以破坏性的干扰入口声音。吸收元件(管3)来
13、防止流量噪声、电磁噪声、排气粗暴噪音。它包含多孔吸音材料，在摆动的气体粒子和吸声材料(在目前研究，玻璃棉)空隙中所形成的摩擦，使声能转化为热能，因而衰减了噪声。这个元件的主要优点是在高频带内衰减度好，但它在低频时表现不佳。表1列举了消声器的说明书。表1：消声器的说明书室1的长度 140室2的长度150室3的长度160管1的长度400管1的直径45管2的长度200管2的直径45管3的长度400管3的直径40穿孔数量 300穿孔直径 3室的直径 200分流孔直径15全部尺寸表发动机模型由许多评估给定消声器性能的实验数据证实。在这个研究中，只有样本消声器模型给予详细解释。图3是标本消声器标准模型。为
14、获得高计算精度，消声器离散到小的基本流量部件。下面是标准消声器模型的两种离散方法。一种是将室分成许多不同的部件，例如一些管子和流量分叉管。另一种是将一长管离散成一些小的部件。室被设计成单独的容积。这些单独室的体积是常数，但是室1的单独室同室2和室3有不一样的容量。水管1被分为一个穿孔管，二条直管。管1被分成一根穿孔管和两根直线管。一根直线管由一个分流孔连接室一，分流孔设计为空连接。穿孔管设计成单独容积，这些单独容积由一些室2的一些空连接室2。 设计穿孔是为了连接穿孔管和室2。具有吸收材料的套管相当于单独容积，这些单独容积有额外的参数来描述一个标本消声器，其内部使用如羊毛的吸收材料。图3：标准消
15、声器模型 视图图片缩略图制作目前的模拟假设环境的热容量无限，即环境的温度不会在整个模拟中变化。根据实验条件，发动机模型在节气门全开工况下工作，转速由1200rpm/min（怠速）9加速到12000rpm/min。整个模拟都在瞬态下进行。在模拟中用到了GT-Power Ver.6.2商业软件。表2列出了模拟条件。表二：模拟条件5.结果与讨论图4列出了标准模型的实验结果。在图4a中我们可以发现在发动机2秩序转动频率时实验结果和模拟结果具有很高的一致性。但是对于高秩序，尤其在高发动机转速，实验结果和模拟结果不同。这些不同主要是由流量噪声造成的。应当注意的是流量噪声没在模拟中考虑。当废气通过连接的在部
16、分4描述的消声元件，然后废气从尾管高速喷射出来，产生一个很大的涡流，这个涡流使自身产生的噪声加大。因此消声器本身就表现为一个噪声源，有时它的噪声声压级可以比得上发动机噪声16的声压级。即使有几个声学元件用于降低流量噪声，从图4b可以看到，在5000-6000rpm时，流量噪声可以比得上发动机的噪声。在图4c中，当转动频率秩序提高，流量噪声可以在4000-6000rpm大范围内观察。图4：排气尾管噪声的实验结果和模拟结果。模拟结果是从消声器的标准模型中计算而来。视图图片缩略图制作在图3中，消声器模型被离散成许多单独的容积，这些单独的容积用来表示室的容积。管和室的连接位置由连接表示。标准模型有高精
17、度，但以执行时间为代价。从图3中可以看出标准模型的消声器室消耗了大量计算时间。像事先提到的那样，即使一维标准模型计算时间比三维流体动力学计算模型和有限元素模型短，它仍旧不能满足发动机设计的需要。这个标准模型将用80min来计算尾管噪声和背压。根据我们的经验，在优化设计中要计算800设计。因此，一个优化设计将会花费130多天，这并不能满足新兴汽车的市场时间要求。为了降低总的计算时间，需要简化这个模型。而且，在未来的优化设计中，如果管的尺寸和与其他元件的位置关系是修正的，再改变整个模型消声器是非常浪费时间的。为解决这些问题，研发一种简化模型是非常必要的，这种简化模型可以灵活修正并且提供可接受的准确
18、性。图5中展示了在目前研究中的简化模型。在这个简化模型中，每个室设计成一个球形的流量破裂，其和室具有相同的容积。而且管和其他部件的位置关系由一些流量破裂和孔表示。它的模拟状态和标准模型是相同的。图6展示了简单模型的结果。从图6中我们可以看出，当发动机小于4200rpm时，模拟结果和实验结果具有很好的一致性。当发动机转速大于4200rpm，即使实验结果和摸您结果之间有些差异，但这些结果相比于它的执行时间具有相当大的准确度。图5：消声器的简化流体动力学计算模型视图图片缩略图制作图6：简化模型的实验结果和模拟结果的对比模拟结果由在瞬态工况的简化模型计算。视图图片缩略图制作一般来说，当发动机系统在节气
19、门全开工况运行时，排气系统的模拟结果由瞬态模拟来进行模拟，同时发动机转速不断增加。根据GT-Power23的使用手册，不管是瞬态工况还是稳定工况，执行者要用相同的方法计算模拟结果。因此，在稳定工况节气门全开的工况下，可以计算排气管噪声。在GT-Pwer使用手册中，对于同一种模型，瞬态模拟比稳定模拟花费更多时间，因为瞬态模拟可以计算并且储存整个加速阶段所有的循环结果。在目前的研究中，每隔发动机固定转速500rpm获得一系列的稳态模拟用于模拟全加速阶段来确保在发动机转轴有足够的转动能力。图7展示了它的结果。从这幅图中，在发动机低转速范围内（1000-2000rpm），我们可以看到模拟结果和实验结果
20、的差异。因为在废气中声速随废气温度的变化急剧变化，气体温度对排气管声压级具有重要影响。因此，这些差异可能是由排气温度中实验结果和模拟结果的差异引起的，图8展示了这些结果。图7排气尾管出口处声压级。在稳态状态下，模拟结果由简化模型计算，汽缸壁温度由稳态传热器计算。视图图片缩略图制作图8：消声器入口气体温度 在稳态工况下，表现气体温度的模拟结果由简化模型计算，汽缸壁温度由稳态传热器计算。视图图片缩略图制作在上述稳定模拟中，排气管温度根据内部热转化（气体和排气管之间）、外部热转化（排气管与外部环境之间）、壁热电容和壁初始温度来计算。从能量公式（公式2）和焓公式（公式3）我们可以看出排气壁温度可以在每
21、消耗时间的步骤中计算出来。根据我们的经验，在小型排气系统中内壁温度尤其和排气系统的冷电位端相同。因为实验时间短（30s），所以在排气和排气管之间的热交换不能在短时间内完全完成。而且，金属中的热传导速度非常快。因此，一部分的壁温大约是定值。根据上面的分析，排气系统的壁温多为固定的一些常量来存储计算时间和实验中得到的常量。至于这些常量的计算方法，在当前的研究中为保证排气温度的模拟结果与实验结果相同，内壁温度应为常量。图9和图10分别展示了排气温度的实验结果和声压级的实验结果。图9展示了从与实验结果相近的模拟结果中得到的气体温度。而且，这个修正值可以提高排气管噪声分析精确度，尤其在低转速范围内，这是
22、评估消声器声学性能的最重要的方面。图9：消声器入口气体温度。模拟结果S显示出排气温度由稳态工况下的简单模型计算出，并且内室温度由稳态传热器计算得出。模拟结果ST显示出排气温度由稳态状态下的简单模型经计算得出，并且内室温度是一个定值。图10：排气管出口处的声压级。S的模拟结果由在稳态状态下的简化模型计算，壁温由稳态下的传热器计算。ST的模拟是由稳态下简易模型计算的，并且壁温保持一定值。视图图片缩略图制作图11展示了不同计算模型执行时间的对比。我们可以看出最后简化模型的执行时间是标准模型的1/16。图12展示了最后简化模型的计算结果和实验结果的对比。秩序2的最后简易模型的计算精度是可以接受的。图1
23、1：四种模型执行时间的对比视图图片缩略图制作图12：实验结果和简化模型的模拟结果的对比。模拟结果由在稳态下的简化模型计算，壁温为一固定值。视图图片缩略图制作6.总结排气管消声器的排气管噪声由一维流体动力学计算模型计算，并且计算结果由实验验证。我们可以看出2秩序的发动机旋转频率的实验结果和模拟结果很相近，即使发动机在高秩序，不在模拟结果中考虑的流体噪声也会引起差异。利用一维标准流体动力学计算模型，在这个研究中用了一个简单模型，这个简单模型可以提供可接受的准确度并且相比标准模型可以节约90%的执行时间。简化模型可以使工程师试图设计更多消声器内部结构的优化。在实验和生产消声器之前，标准模型可以适用验证优化设计。