双模式消声器消声特性仿真分析和实验研究
发布时间：2021-11-07 07:32
排气噪声在整车总噪声中占比较大,会对车内人员的舒适性产生不良影响。消声器是控制排气噪声的重要零部件,然而消声器在工作时会产生压力损失,对发动机燃油经济性和瞬时功率产生不利影响。双模式消声器相比传统消声器增加了一个扭转弹簧控制的蝶形阀门,阀门可以在不同的发动机工况下关闭或打开一定角度,使双模式消声器有更优的声学性能和更小的压力损失。但目前还需要对双模式消声器的性能进行深入研究。本文基于声学有限元法分析了扩张腔和插入式扩张腔、亥姆霍兹共振腔、泄露式共振腔、两颈部共振腔的声学特性。实验验证了两颈部共振腔的峰值消声频率随第二颈部直径的变化关系。在此基础上分析了双模式消声器的低频声学特性,双模式消声器的低频峰值消声频率随阀门开度的增大而增大,可以控制排气噪声总声压级处于较低水平,并且调节阶次占比,获得更优的声品质。建立了发动机转速和阀门开度的理想匹配曲线。还讨论了结构参数对双模式消声器低频声学特性的影响。本文仿真分析了双模式消声器的流场特性,讨论了双模式消声器内部流动情况和压力损失的来源。双模式消声器在阀门打开后从小孔流出的质量流量占比降低,小孔附近产生的局部损失降低,因此双模式消声器相比传统消...
【文章来源】：重庆大学重庆市 211工程院校 985工程院校 教育部直属院校
【文章页数】：87 页
【学位级别】：硕士
【部分图文】：
扩张式结构示意图
重庆大学硕士学位论文18由上式可知，扩张比m越大，传递损失值越大。当kLn（n=0,1,2…）时，sinkL0，传递损失为0，对应频率即为通过频率，此时2ncfL。式中，f为通过频率。可以验证，当L=200mm时，通过频率为850Hz，1700Hz，2550Hz…与图3.2结果吻合。通过频率与扩张腔长度负相关，扩张腔长度越长，通过频率越小，使得一定频段内通过频率次数增加。以上结果与有限元方法结果吻合。观察图3.2发现，到一定频率后传递损失不再周期性变化。这是因为理论推导是基于平面波假设的，而平面波假设在管道频率上升到一定值后就会失效，平面波假设的失效条件如下式1.22cfd止（3.10）式中，c为声速，d为管道直径，对于方形管取边长。可以得出，管道直径越大则失效频率越低，可以验证当管道直径取150mm时失效频率为2765Hz，与有限元计算结果基本吻合。3.1.2内插管式结构的声学特性内插管结构是将入口管和出口管伸入到扩张腔内部，通过内插管结构可以有效解决扩张腔存在通过频率的问题。内插管具体结构如图3.3，图中1L为入口管插入扩张腔内的长度，2L为出口管插入扩张腔内的长度。图3.3插入式结构示意图Fig.3.3Schematicdiagramofplug-inexpansionstructure为了解入口管插入扩张腔长度1L和出口管插入扩张腔长度2L对传递损失的影响，保持其它参数不变，分别改变1L和2L，具体参数如表3.3和表3.4。用有限元方法计算传递损失。结果如图3.4。
重庆大学硕士学位论文203.1.3亥姆霍兹共振腔结构的声学特性亥姆霍兹共振腔是在管道上旁接一个密闭腔体，当管道中的声波频率等于共振腔的固有频率时会引起系统共振，共振腔颈部的空气会剧烈振动并消耗声能量，起到消声的作用。亥姆霍兹共振腔结构示意图如图3.5。图3.5亥姆霍兹共振腔结构示意图Fig.3.5SchematicdiagramofHelmholtzresonatorstructure管道中声波自左向右传播，旁接密闭的空腔，空腔的体积为V，颈部的直径为d，颈部的长度为L。现代科学中动态类比是将具有相同微分方程的现象进行类比，将已知学科的内容推导到未知学科，下面将力学系统的共振与声学系统进行类比分析共振腔声学特性。图3.6一维线性振动系统Fig.3.6One-dimensionallinearvibrationsystem根据牛顿第二定律可以写出以上系统的运动方程22()()()()dxtdxtmckxtftdtdt（3.11）根据声学类比得到亥姆霍兹共振腔的声学方程1()duMRuudtftdtC（3.12）
【参考文献】：
期刊论文
[1]燃料电池车用可调频微穿孔消声器试验研究[J]. 周大为,左曙光,刘敬芳,吴旭东. 汽车工程. 2019(01)
[2]基于湍流分布特征系数的消声器压力损失模型[J]. 赵海军,李洪亮,张玉书,宋伟志,周辉,梁凯. 内燃机学报. 2018(03)
[3]双模态消声器低频消声特性分析及应用[J]. 刘海涛,徐志龙. 噪声与振动控制. 2018(S1)
[4]共振式消声器气流再生噪声分析[J]. 朱福,郭辉,王岩松,魏民祥,吴江. 噪声与振动控制. 2018(01)
[5]基于RANS和LES方法的管道消声器二次噪声特性研究方法[J]. 王红建,张锐,罗望. 西北工业大学学报. 2017(06)
[6]一种进气消声器设计及其在拖拉机中的应用[J]. 谭延峥,李舜酩,程春,张宗振. 噪声与振动控制. 2017(03)
[7]带有过渡管的消声器传递损失误差分析及修正[J]. 李政,王攀. 噪声与振动控制. 2017(03)
[8]声品质排气消声器的正向设计方法[J]. 刘志恩,郭彩祎,颜伏伍,杜松泽,肖生浩,郭金. 噪声与振动控制. 2017(02)
[9]运动型汽车排气系统消声器的研究[J]. 叶盛勇,姚菁琳. 应用声学. 2017(01)
[10]基于计算流体力学计算结果的穿孔管消声器声学性能研究[J]. 郭立新,范威. 机械工程学报. 2017(01)
博士论文
[1]车内声品质主客观评价与控制方法研究[D]. 苏丽俐.吉林大学 2012
[2]内燃机消声器气流再生噪声研究[D]. 赵海军.重庆大学 2010
硕士论文
[1]双模式消声器特性的试验与仿真研究[D]. 田思波.清华大学 2015
[2]排气消声器多场性能分析研究[D]. 曹倩倩.南京航空航天大学 2015
[3]基于Virtual.Lab Acoustics汽车排气消声器声学性能的研究[D]. 唐博.江苏科技大学 2014
[4]基于Virtual.Lab的汽车排气消声器性能仿真研究[D]. 袁启慧.重庆交通大学 2013
[5]发动机辅助制动性能仿真研究[D]. 颜胜.湖南大学 2013
[6]自调节双模式排气消声器声学与流场特性研究[D]. 苏胜利.哈尔滨工程大学 2008
本文编号：3481439
【文章来源】：重庆大学重庆市 211工程院校 985工程院校 教育部直属院校
【文章页数】：87 页
【学位级别】：硕士
【部分图文】：
扩张式结构示意图
重庆大学硕士学位论文18由上式可知，扩张比m越大，传递损失值越大。当kLn（n=0,1,2…）时，sinkL0，传递损失为0，对应频率即为通过频率，此时2ncfL。式中，f为通过频率。可以验证，当L=200mm时，通过频率为850Hz，1700Hz，2550Hz…与图3.2结果吻合。通过频率与扩张腔长度负相关，扩张腔长度越长，通过频率越小，使得一定频段内通过频率次数增加。以上结果与有限元方法结果吻合。观察图3.2发现，到一定频率后传递损失不再周期性变化。这是因为理论推导是基于平面波假设的，而平面波假设在管道频率上升到一定值后就会失效，平面波假设的失效条件如下式1.22cfd止（3.10）式中，c为声速，d为管道直径，对于方形管取边长。可以得出，管道直径越大则失效频率越低，可以验证当管道直径取150mm时失效频率为2765Hz，与有限元计算结果基本吻合。3.1.2内插管式结构的声学特性内插管结构是将入口管和出口管伸入到扩张腔内部，通过内插管结构可以有效解决扩张腔存在通过频率的问题。内插管具体结构如图3.3，图中1L为入口管插入扩张腔内的长度，2L为出口管插入扩张腔内的长度。图3.3插入式结构示意图Fig.3.3Schematicdiagramofplug-inexpansionstructure为了解入口管插入扩张腔长度1L和出口管插入扩张腔长度2L对传递损失的影响，保持其它参数不变，分别改变1L和2L，具体参数如表3.3和表3.4。用有限元方法计算传递损失。结果如图3.4。
重庆大学硕士学位论文203.1.3亥姆霍兹共振腔结构的声学特性亥姆霍兹共振腔是在管道上旁接一个密闭腔体，当管道中的声波频率等于共振腔的固有频率时会引起系统共振，共振腔颈部的空气会剧烈振动并消耗声能量，起到消声的作用。亥姆霍兹共振腔结构示意图如图3.5。图3.5亥姆霍兹共振腔结构示意图Fig.3.5SchematicdiagramofHelmholtzresonatorstructure管道中声波自左向右传播，旁接密闭的空腔，空腔的体积为V，颈部的直径为d，颈部的长度为L。现代科学中动态类比是将具有相同微分方程的现象进行类比，将已知学科的内容推导到未知学科，下面将力学系统的共振与声学系统进行类比分析共振腔声学特性。图3.6一维线性振动系统Fig.3.6One-dimensionallinearvibrationsystem根据牛顿第二定律可以写出以上系统的运动方程22()()()()dxtdxtmckxtftdtdt（3.11）根据声学类比得到亥姆霍兹共振腔的声学方程1()duMRuudtftdtC（3.12）
【参考文献】：
期刊论文
[1]燃料电池车用可调频微穿孔消声器试验研究[J]. 周大为,左曙光,刘敬芳,吴旭东. 汽车工程. 2019(01)
[2]基于湍流分布特征系数的消声器压力损失模型[J]. 赵海军,李洪亮,张玉书,宋伟志,周辉,梁凯. 内燃机学报. 2018(03)
[3]双模态消声器低频消声特性分析及应用[J]. 刘海涛,徐志龙. 噪声与振动控制. 2018(S1)
[4]共振式消声器气流再生噪声分析[J]. 朱福,郭辉,王岩松,魏民祥,吴江. 噪声与振动控制. 2018(01)
[5]基于RANS和LES方法的管道消声器二次噪声特性研究方法[J]. 王红建,张锐,罗望. 西北工业大学学报. 2017(06)
[6]一种进气消声器设计及其在拖拉机中的应用[J]. 谭延峥,李舜酩,程春,张宗振. 噪声与振动控制. 2017(03)
[7]带有过渡管的消声器传递损失误差分析及修正[J]. 李政,王攀. 噪声与振动控制. 2017(03)
[8]声品质排气消声器的正向设计方法[J]. 刘志恩,郭彩祎,颜伏伍,杜松泽,肖生浩,郭金. 噪声与振动控制. 2017(02)
[9]运动型汽车排气系统消声器的研究[J]. 叶盛勇,姚菁琳. 应用声学. 2017(01)
[10]基于计算流体力学计算结果的穿孔管消声器声学性能研究[J]. 郭立新,范威. 机械工程学报. 2017(01)
博士论文
[1]车内声品质主客观评价与控制方法研究[D]. 苏丽俐.吉林大学 2012
[2]内燃机消声器气流再生噪声研究[D]. 赵海军.重庆大学 2010
硕士论文
[1]双模式消声器特性的试验与仿真研究[D]. 田思波.清华大学 2015
[2]排气消声器多场性能分析研究[D]. 曹倩倩.南京航空航天大学 2015
[3]基于Virtual.Lab Acoustics汽车排气消声器声学性能的研究[D]. 唐博.江苏科技大学 2014
[4]基于Virtual.Lab的汽车排气消声器性能仿真研究[D]. 袁启慧.重庆交通大学 2013
[5]发动机辅助制动性能仿真研究[D]. 颜胜.湖南大学 2013
[6]自调节双模式排气消声器声学与流场特性研究[D]. 苏胜利.哈尔滨工程大学 2008
本文编号：3481439
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