汽车阶次噪声和气流噪声控制技术

某一款车的排气噪声中的四阶噪声声压级，在 1 800～3 700 r/min转速较高，超出了标准控制线。在此转速下，其对应的频率范围为120～247 Hz。拟采用带阀消声结构对其进行阶次噪声控制，带阀消声器的基本的设计结构如图4.21所示。

图4.21　带阀消声器的基本设计结构示意

如图4.21所示，带阀消声器采用双腔设计。在发动机低转速时，阀门关闭，气体主要通过穿孔和阀门间隙通过；在发动机中高转速时，气流将阀门打开，气流从阀门开口中通过，从而降低中高转速的排气背压。此结构的设计关键在于谐振腔体C2的结构参数设计。同时，为了降低排气消声器产生的风阻，提高底盘空间的利用率以及外壳的强度，拟将外壳做成不规则的近似球形的结构。如图4.4所示，消声器内部的阀体结构为统一的标准件，因而可变的结构参数为腔体的体积V、入口管的长度L1和直径DIN。

要针对的阶次噪声频率范围为120～247 Hz，因而选取200 Hz作为谐振腔C2的共振频率进行设计。采用4.2.1节中提出的集总参数模型对腔体C2的参数进行计算，综合考虑汽车底盘空间的限制以及排气管路的衔接布置，确定的设计尺寸参数，见表4.1。

然后按照表4.1中的几何尺寸参数，结合汽车底盘空间大小，确定带阀消声器的外壳尺寸以及内部结构的尺寸，然后建立消声器的三维几何数模，如图4.22所示。

表4.1　谐振腔C2的尺寸参数

图4.22　带阀消声器的三维数模图

清理消声器内部复杂的工艺结构，然后通过布尔运算获取带阀消声器的空气域几何模型。再将几何模型导入 Hypermesh中进行网格划分，生成有限元计算网格模型，如图4.23所示。

图4.23　带阀消声器有限元网格模型(www.xing528.com)

图4.23中的有限元网格模型同样对穿孔和缝隙等小尺寸结构处进行了网格加密处理，最大网格尺寸在11 mm左右。入口设置振速激励边界uΓ，壁面设置刚性壁面边界Γr，出口设计无反射导纳边界ΓA。然后进行三维有限元迭代计算，计算得到的传递损失如图4.24所示。

图4.24　集总参数模型和有限元模型计算结果对比（开度0°）

从图4.24可以看出，设计的腔体C2共振频率刚好在200 Hz左右。另外，集总声学参数模型计算结果与有限元模型吻合良好，充分证明了本文中建立的集总声学参数模型对带阀消声结构计算分析的准确性。另外，阀体结构较复杂，在阀片和阀壳之间留有间隙，如图4.25所示。

图4.25　阀体结构示意

间隙在工艺上可以防止阀片与阀壳卡住，留下受热膨胀的余量，而间隙在声学上可能会影响腔体C2的消声特性，需要对其进行研究，以指导阀体结构的设计。下面采用集总参数模型和有限元模型对其进行分析。当阀门没有间隙时，阀门在声学上相当于刚性壁面，则其声质量抗ZM1无穷大。由式（4.19）可知，ZM1无穷大时，总声质量抗ZM的值等于ZM2。利用集总参数模型进行无间隙阀体结构的计算，与有限元结果的对比如图4.26所示。

图4.26　阀体有无间隙情况下传递损失对比

从图4.26可以看出，当阀体无间隙的时候，共振频率远远低于阀体有间隙的情况，频率差值超过 100 Hz。图中两种方法对有无阀体间隙的情况的传递损失计算结果具有一致性，充分说明本书中提出的集总声学参数模型分析的准确性。另一方面，间隙在带阀消声器的共振腔体结构中发挥着重要的声学作用，因而对于阀体结构的设计，需要充分考虑间隙对消声器的消声特性的影响。