基于ANSYS的几种不同消声器的数值仿真

唐公明，刘红光，陆森林，沈钰贵

（江苏大学汽车与交通工程学院，江苏镇江 212013）

基于ANSYS的几种不同消声器的数值仿真

唐公明，刘红光，陆森林，沈钰贵

（江苏大学汽车与交通工程学院，江苏镇江 212013）

设计了一种由旁支管和扩张式消声器组合而成的消声器，利用ANSYS的动力学及声学模块，对其进行模态分析和声学分析，得到该组合消声器的固有频率和消声插入损失曲线。对旁支管和扩张式消声器分别进行声学分析，得到它们的消声插入损失曲线。仿真分析发现:组合消声器在发动机基频排气噪声及低频谐次波处有很好的消声效果，与单独的旁支管和抗性消声器相比，其消声效果有明显提高，达到了设计要求。该仿真结果可用于预测消声器的性能，并判断其结构设计是否符合要求。

模态分析;声学分析;插入损失

噪声污染已经成为一个世界性的问题，它与空气污染、水污染及固体废物污染一起被列为当今社会的四大公害。噪声对人的危害主要表现在听觉和非听觉两个方面。听觉方面是直接影响人的正常交谈，正常休息等，若长期暴露在强噪声环境中，容易使人出现耳聋;非听觉方面则是间接影响人的神经系统、消化系统、呼吸系统等。现代社会，人们对于环境噪声的要求越来越高，所以对于环境噪声控制很有必要［1］。

随着国民经济的日益繁荣，城市建设和城市交通得到迅速发展，而由各种汽车产生的交通噪声也变得尤为突出，所以城市交通发展和降低车辆噪声的矛盾日益尖锐，降低车辆噪声以减轻城市环境噪声势在必行。发动机噪声是汽车的主要噪声源，对汽车的NVH影响十分明显，而排气噪声又是发机最大的噪声源，目前最主要的手段是采用消声器来控制排气噪声。国内消声器研究较为落后，主要采用根据相关样品和设计者的经验［2］试制成消声器成品。这种方法往往误差较大，而且需要大量实验的支持，因此利用ANSYS进行消声器的仿真［3］设计，既可以较为准确的预知消声器的消声性能，又能节约时间。

1 消声器设计

1.1 材料属性

消声器材料选取Q235钢，弹性模量为210 GPa，泊松比 μ =0.3，密度为 7 800 kg/m3，屈服强度为235 MPa。

1.2 消声器的结构模型

当声音同时沿着通道长度差为声波半波长的奇数倍的主、旁管中传播时，声波在管路的下游汇合处会因干涉现象而减弱或消失［4］。因此，笔者提出了一种能够有效控制低频噪声的旁支管消声器，与扩张式消声器串联，构成组合消声器。然后运用ANSYS软件分别建立这3种消声器的实体模型，进行声学仿真，并结合MATLAB进行结果曲线拟合，从而得到组合消声器、旁支管消声器和扩张式消声器内部声场分布及插入损失。

组合消声器的设计要求主要是为了满足消除发动机排气噪声中的基频和其低频谐次波。该组合消声器的具体结构如图1。

图1 组合消声器结构Fig.1 Structure map of the combined muffler

2 ANSYS的数值仿真

2.1 消声器模型的模态分析

由于消声器需要与发动机排气系统相耦合，所以要受到发动机振动激励的影响，产生激振从而辐射噪声。因内燃机的周期性振动和车体振动可能会引起消声器的共振［5］，所以有必要计算消声器的固有频率。发动机激振频率［6］按式（1）计算:

式中:e为发动机冲程数;n为发动机转速，r/min;z为气缸数，个。

消声器实体模型采用shell63单元，其厚度常数h=2 mm，进气口端的位移约束为ALL DOF，采用modal分析模式，Block Lanczos求解器，应用模态分析模块得到该组合消声器前10阶固有频率，见表1。

本文涉及的内燃机额定工况转速为2 550 r/min，气缸数为8个，发动机冲程数为4。根据公式（1）计算出内燃机激振频率f=170 Hz，而发动机排气噪声的峰值一般出现在基频、2次和3次谐波处，通过测试，该货车车体的固有频率介于1.8～20 Hz之间。对照表1可以发现，该消声器的固有频率都避开了这些可能的激励频率。

表1 消声器的结构模态Table 1 The structure modal of the muffler

2.2 ANSYS的声学分析

消声器声学分析需要衡量参数，如插入损失和传递损失等。插入损失是指未安装消声器与安装消声器时的消声器出口端声压级之差，按式（2）计算［7］:

式中:IL为插入损失，dB;p'为未安装消声器时的出口端声压，Pa;p为安装消声器后的出口端声压，Pa。

应用ANSYS模拟仿真，求得该组合消声器的插入损失。由于需要安装消声器后和未安装消声器时的出口端声压，所以需要分别建立它们的声腔模型，如图2和图3。其中未安装消声器时，需要采用一个等长的直管来模拟当时的声学环境。它们所选用的声学材料参数如下:声速V=340 m/s，空气密度ρ=1.225 kg/m3。

消声器内部声腔和1/4球体为FLUID30声学单元，1/4球外表面为FLUID130单元。由于划分网格的要求，消声器的最小波长范围内至少要有6个单元，综合分析可选择声学单元长度为0.02 m。

图2 消声器内部声腔模型Fig.2 The inner acoustic chamber model of the muffler

图3 未安装消声器的声学模型Fig.3 The acoustic model without muffler

选择Harmonic分析模式，求解方法为FULL，频率范围为50～1 000 Hz，载荷步长为2 Hz。因为只需求出该组合消声器进出口声压的比值，所以对于消声器的入口端节点施加压力1 Pa，通过仿真求解出口端声压p'和p的值，利用公式（2）可求得插入损失。部分频率下的出口端声压和插入损失如表2。

表2 部分频率下出口端声压及插入损失Table 2 The exit end sound pressure at some frequency

利用ANSYS通用后处理器，可以得到各个频率下的声压等值线，如图4。

图4 1 000 Hz下声压等值线Fig.4 Contour line of sound pressure in 1，000 Hz

根据各频率插入损失值，通过MATLAB拟合曲线可得到该组合消声器的插入损失曲线［8］，及旁支管消声器与扩张式消声器的插入损失曲线。图5反映了3种消声器消声插入损失的特点。

图5 组合消声器、旁支管消声器和扩张式消声器插入损失曲线Fig.5 The insert loss curve of combined muffler，collateral muffler＆expansion-chamber muffler

从图5可以看出，该组合消声器插入损失的仿真结果比旁支管消声器提高了很多，且低频段消声效果优于扩张式消声器。

该旁支管消声器主、旁管道路径差为1 m，根据声波干涉原理可得:

即当f=170（2N-1）Hz时，该消声器的消声效果最好，图5的仿真结果恰好验证了这一理论，此时的频率包含发动机的基频和3阶谐次波，对于2阶谐次波的处理，主要是应用扩张式消声器来完成的。这样就完成了对于内燃机发动机基频及其2阶、3阶谐次波最大程度的降噪。

3 结论

1）组合消声器的消声性能优于旁支管消声器和扩张式消声器，大幅减小了内燃机排气基频及其谐次波所产生的噪声。

2）组合消声器综合了旁支管消声器和扩张式消声器的优点，反映了不同消声器的组合具有不错的发展前景。

3）仿真分析结果与理论分析趋于一致。

4）最终的实验［9］数据与仿真结果相比较，大致吻合。这说明应用ANSYS进行仿真计算对于预测内燃机排气消声器的消声性能具有一定意义。

（References）:

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Chai Dalin.The Research on Fluid Mechanics and Acoustic Property of Expansion-Chamber Muffler Structure of Car［D］.Tianjin:Tianjin University，2005.

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Fang Zhongpu，Liu Zhengshi.The Numerical Analysis for Exhaust Muffler of Vehicle［D］.Hefei:Hefei University of Technology，2006.

［3］ 张朝晖.ANSYS 11.0结构分析工程应用实例解析［M］.北京:机械工业出版社，2008:170-209.

Zhang Chaohui.ANSYS11.0 Structure Analysis Engineering Application and Case Analysis［M］.Beijing:China Machine Press，2008:170-209.

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Zhu Min，Liu Xueguang.The Research on the Semi-Active Control of Engine Exhaust Noise［D］.Harbin:Harbin Engineering University，2010.

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Zhang Zhenliang，Zheng Zhaoxiang.Study on Engine Intake Silencer［D］.Chongqing:Chongqing University，2003.

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［7］ 贺启环.环境噪声控制工程［M］.北京:清华大学出版社，2011:199-238.

He Qihuan.Environment Noise Control Engineering［M］.Beijing:Tsinghua University Press，2011:199-238.

［8］ 陈杰.MATLAB宝典［M］.北京:电子工业出版社，2007:309-312.

Chen Jie.MATLAB Dictionary［M］.Beijing:Electronic Industry Press，2007:309-312.

［9］ 刘勇强，左承基，黎幸荣.发动机排气噪声测量方法的实验研究［J］.噪声与振动控制，2011，31（1）:179-183.

Liu Yongqiang，Zuo Chengji，Li Xingrong.The experiment research of the measuring method of the engine exhaust noise［J］.Noise and Vibration Control，2011，31（1）:179-183.

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，江苏徐州人，硕士研究生，主要从事噪声与振动控制方面的研究。E-mail:010619517@163.com。