机械消声

机械消声（共5篇）

机械消声 篇1

内燃机排气消声器通常具有比较复杂的内部结构, 当频率较高时, 其内部声场是三维的。为精确预测其声学性能需要使用三维数值方法。内燃机消声器具有很强的代表性, 现在我们能够通过一些已知的数据直接测定对消声器传递损失的影响, 同时内燃机的内部基本结构又能够为我们提供一些提高消声器性能的措施, 为更加复杂的消声器提供一些参考。

1 关于消声器

1.1 消声器的作用

所谓的消声器, 顾名思义就是为了降低声音的传播所制作的机械。消声器的应用很广泛, 在一些内燃机, 汽车发动机, 冰箱里等都能会出现, 因为这些机器在运作的时候往往会产生很大的噪音, 这些噪音直接或者间接地影响到了人们的生活质量。我们知道噪音对我们的身体危害是比较大的, 长期处于一个嘈杂的环境很可能会导致耳聋等。消声器的出现就能够在很大程度上解决噪音太多的问题了, 一台机械在内部附加有消声器的话那该机器在运作时产生的噪音就大大地降低了, 既保持了机械的正常运作又使得噪音降低了分贝, 从而使得人们听见的噪音大大地降低了, 保障了人们的生活质量, 这就是消声器的作用。

1.2 消声器的基本原理

消声器的是通过自身而降低机械本身产生的噪音而产生的一中机器, 它分成很多种类, 有带孔的和不带孔的。带穿孔管消声器的消声原理为:当气流通过穿孔时, 小孔孔径中的气体在声压作用下像活塞一样做往复运动, 使声波与孔径壁面相互摩擦, 使一部分声能转化为热能, 达到衰减噪声的目的。采用这种结构设计, 不论在改善消声器流体动力性能方面还是在提高消声器消声性能方面都具有很好的优越性。还有一种消声器是不带孔的, 运用在一些震动比较大产生噪音的机械上, 这种的基本原理就是控制噪音的传播途径, 在噪音源进行隔离达到降低噪音的效果, 靠生源越近, 隔离的效果就越好, 使得噪音的传播后的声音就越小。

1.3 消声器的发展

消声器在很久之前是很少或者说是没有的, 比如在大跃进的那个年代。后来随着科技的不断发展, 社会也不断进步, 人们逐渐愈来愈加重视生活质量, 在使用机器的同时又希望不会有噪音, 就出于这样的想法, 消声器就慢慢地诞生了。随后, 汽车已成为城市的主要噪声污染源, 其中发动机排气噪声是汽车最主要的噪声源之一, 而控制排气噪声的主要方法就是加装消声器, 这就更加促进了消声器的发展, 从此广泛地运用于汽车的噪音控制中, 但是由于消音器的种类繁多, 因此在各个领域的运用也有所不同, 但是都是出于同一个目的:降低噪音。像现在, 消声器的发展以及基本成熟了, 能够在很大程度上对一些产生噪音的机械加以控制, 达到很好地消声效果。

2 消声器的优缺点分析

2.1 当代消声器的优点

随着消声器的不断发展, 当代的消声器的优点变得越来越多, 现在的消声器采用多级消声, 消声量较大, 排汽消声能消声35至40分贝以上, 在具有良好的消声效果的同时, 这些消声器还具有体积小, 重量轻, 安装简便的特点, 与此同时, 当代的消声器还易于维护。更多的是, 现代的消声器采用了优质不锈钢, 具有足够高的强度很耐腐蚀性, 在使用的时候不需要太过加以保护, 而且, 这些消声器还能够单独固定, 吸收排汽管道的垂直及水平热位移, 使排汽管道不因消声器的安装而受到额外的荷载, 保障排汽管道在热能工作下的安全性。

2.2 当代消声器的缺点

消声器的发展固然已经是得到了肯定, 但是一些消声器同样存在着很多缺点, 比如说一些消声器的结构过于复杂, 在其本身出现了很多不必要的结构。还有一些则重量太大, 在操作时不利于进行。高温氧化吸声填料, 高速气流冲击吸声填料, 这些原因就可能会导致消声器的性能得到限制, 而现在的消声器有一部分不能够有效地解决这类问题, 这就直接影响到了消声器的工作性能, 造成消声效果差, 使用周期变短的情况。另一方面, 现在的消声器固然有很好的消声效果, 但是其成本也是很高的, 制造一个消声器的材料耗费比较高, 同时在制造过程中还会有污染物产生, 这也是消声器的局限性所在。

2.3 如何提高消声器质量

消声器的使用已经十分普遍了, 但是消声器的质量还有待更进一步的提高, 如何提高消声器的质量已经是一个消声器行业的热门话题。提高消声器的质量可以从多方面入手, 比如在材质上, 带孔的消声器就采用高强度的材料, 充分利用其耐热耐温的特点。对于不带孔的消声器则要使用隔音效果好的材料, 使其能够对声音的传播有效地加以控制, 提高消声质量。与此同时, 消声器的重量方面还可以加以减轻, 去除一些不必要的结构, 让消声器在安装的时候能够简便一些;在体积上消声器还有待减小, 一些比较大型的机械使用的消声器一般体积比较大, 这样是不可避免的, 但是我们可以通过现在的技术去尽可能地减小消声器的体积。从这些方面都能够对消声器的质量加以很大程度上的提高, 从而跟上日益增长的科技的步伐。

3 复杂消声器的通用结构分析

3.1 微穿孔式

微穿孔消声器综合了最合理的消声原理解决了消声器的许多软肋, 微穿孔消声器不适用任何阻性吸声填料, 采用微穿小孔多空腔结构, 高压气流在消声器内经多次控流进入空腔体内, 逐级改变原气流的频率, 工作时不怕起尘, 不怕油雾, 耐高温而且耐高速气流冲击。微穿孔式消声器具有良好的性能, 因此其运用十分广泛。

3.2 阻性式

阻性式消声器是利用多孔吸声材料来降低噪音的。把吸声材料固定在气流通道的内壁上或者按照一定方式在管道中排列, 这就构成了阻性消声器。当声波进入阻性消声器时, 一部分声音能够在多孔材料的缝隙中摩擦而转化成热能消耗掉, 使得通过消声器的声波变弱。阻性消声器的吸声材料类似于电阻, 对于噪音的传播有着很好地阻碍作用。

3.3 抗性式

抗性式消声器是由突变界面和室组合而成的, 好像是一个声学滤波器, 与电学滤波器相似, 每一个带管的小室是滤波器的一个网孔, 管中的空气质量相当于电学上的电感和电阻, 称为声质量和声阻。小室内的空气体积相当于电学上的电容, 称为声顺。与电学滤波器相类似, 每一个带管的小室都有着自己的固有频率。选取适当的管和室组合, 就可以滤掉某些频率成分的噪音, 从而达到消声的目的。抗性消声器适用于一些低频噪音。

4 结语

在我们的日常生活中消声器的运用已经相当普遍了, 尤其是在汽车行业消声器更是层出不穷, 消声器的发展比较快, 在消声器的发展中我们要重视消声器的基本原理, 从消声器的基本结构出发, 优化消声器的结构, 从而实现良好的消声效果。虽然现在我国的消声器的发展比较完善, 但是还有很多地方值得我们去注意, 在机械化的现在让噪音不再成为我们的烦恼, 努力提高人们的生活质量。

摘要：由于复杂结构消声器的内部声场比较复杂, 平面波理论无法准确预测其分布, 为了计算复杂结构消声器的消声特性, 并进一步提高消声器的声学性能, 在基本假设的前提下, 合理处理进出口及壁面的边界条件, 建立消声器内部声场的三维有限元模型, 计算消声器的传递损失。机械消声器的通用结构一般比较复杂, 在操作起来一般不会太过简单, 本文就机械消声器的一些基本原理进行讨论。

关键词：机械消声,通用结构,分析

参考文献

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工程机械排气消声器的设计 篇2

1 消声器评价标准

消声器的评价主要包括声学性能和空气动力性能。声学性能主要通过传递损失和插入损失来评价, 传递损失或插入损失越大说明消声效果越好。空气动力性能主要通过排气背压评价, 排气背压越小说明发动机的功率损失越小。这两者在设计中通常是相互冲突的, 因此理想的消声器应该同时兼顾声学性能和空气动力性能。

1.1 传递损失

传递损失是指消声器入口和出口处声功率级之差[1]。设Lin和Lout分别为消声器输入端和输出端的声功率级, 则传递损失可表示为

如果进出口管截面积相同的话, 其传递损失的表达式可以表示为

式中:pin、pout分别为输入端和输出端的声压级。

1.2 插入损失

插入损失是指系统安装消声器之前和之后, 在同一测点处得到的声功率级之差[2]。设La为安装消声器前某测点的声功率级, Lb为安装消声器后相同测点的声功率级, 则插入损失可表示为

式中:pa、pb分别为安装消声器前后同一测点的声压级。

由插入损失的定义可以得出, 插入损失不仅与消声器的结构有关, 还与声源的阻抗特性有关, 而传递损失只与消声器的结构有关, 然而二者具有关联性, 在关注的频段内传递损失比较高, 插入损失也会较高。因此在进行研发时一般用传递损失来评价消声器的声学特性。

2 消声器研发流程

消声器研发时既要保证其具有良好的声学性能又要保证空气动力性能。确保在取得较好的消声效果的同时, 减小发动机的功率损失。传统的工程机械消声器研发一般依赖于工程师的经验, 理论依据较少、研发周期长且传承性较差, 近年来随着CAE和CFD技术的兴起, 工程机械排气消声器开始采用人工经验与计算机仿真相结合的方式进行研发, 这样既可以有效利用老工程师的经验, 又可以做到有理有据, 使得开发过程周期短效果佳且传承性较好。

利用声学CAE及计算流体力学CFD软件进行研发时大致遵循以下流程: (1) 测试发动机排气频谱, 确定消声频率; (2) 制定改进目标; (3) 根据管道声学知识及排气频谱, 初步完成改进结构设计; (4) 利用声学CAE软件对原装消声器结构与经优化设计后结构进行模拟仿真, 并比较关注频率内的传递损失, 如不满足声学性能要求则重新设计结构直至满足; (5) 满足声学性能后, 利用CFD软件对选定的结构方案进行排气背压模拟, 如与原消声器背压相当则认为满足设计要求, 否则重新设计直至满足空气动力性能要求; (6) 对既满足声学性能又满足空气动力性能的方案出图加工并装机试验测试验证分析的正确性。

如图1所示为某款工程机械产品用消声器。使用过程中发现其低频消声效果较差, 需要进行整改。首先对发动机进行了排气频谱测试, 测试时发动机转速为2 200RPM, 传声器位置为与管口直线呈45°, 距离为1m处, 测试后得到的排气频谱如图2所示。从排气频谱中可以看出其主要的排气噪声集中在100~300Hz。原装消声器的传递损失仿真曲线如图3所示, 其在100~300Hz的平均传递损失只有6d B, 消声效果较差。结合管道声学理论和实际经验将其改为如图4所示结构, 利用声学CAE软件仿真可得其传递损失曲线为如图5所示。可见改进后在100~300Hz低频段的声学性能得到了交大的改善。声学性能满足后, 利用CFD软件对其排气背压进行计算器改进前和改进后的值分别为4 064Pa和4 906Pa, 对于排气损失的贡献相当, 满足空气动力性的要求。因此, 此次研发流程结束。

3 消声原件

消声器研发时应熟悉消声原件的声学和空气动力性能。消声原件主要包括扩张腔、穿孔管、插入管等。

1) 扩张腔其结构如图6所示, 且及传递损失可按下式进行计算

式中:m为扩张比即进气管和腔体的横截面积比;c为消声器所处环境条件下的声速;f为消声频率;l为扩张腔长度。由公式可看出扩张腔具有明显的通过频率, 即对于某些频率无消声效果。因此, 一般不单独使用以避免产生通过频率。

2) 穿孔管穿孔管的结构如图7所示, 其消声特性与扩张腔一致, 但是由于小孔与腔体形成共振结构, 可对某一频率有很好的消声效果, 且由于进口管与出口管通过穿孔部分相连能很好地降低排气背压。共振频率的计算公式

式中: 为传导率;V为腔体体积d为小孔直径;t为穿孔处板料厚度。

3) 插入管插入管的结构如图8所示, 由于有一部分管道插入到腔体中, 形成共振结构, 因此能够在很宽的频率范围内改善其声学性能, 并能够抑制通过频率的产生, 通过调节插入管进入腔体的长度可以调节其声学性能提高的频率范围, 对于工程机械中常见的低频噪声一般采用此种结构来消除。其传递损失可按下式进行计算。b为插入管在腔体内的长度

除此之外, 工程机械消声器设计时经常在进口和出口处采用如图9所示的穿孔结构, 这是由于工程机械排气量较大, 利用此结构可以有效降低空气中的速度脉动, 从而减少气流再生噪声。采用此结构时为了减小排气背压, 一般其穿孔率为30%以上。

消声器研发时应根据所确定的消声频率以及各消声元件的特点进行组合使用。

4 消声器设计注意事项

由于工程机械自身的特点, 因此在消声器研发时还需要注意以下事项。

1) 工程机械由于工作负荷大, 要求排气系统在满足声学要求的同时, 应尽量减小排气背压, 降低额外的功率损失。因此, 工程机械消声器设计时多采用两腔设计来增加动力性。

2) 排气温度会改变气体介质的密度以及声速, 从而对消声器的消声频率范围有较大的影响, 仿真计算时应充分考虑此方面的影响。

3) 对于排气噪声的低频噪声一般采用抗性结构来消除, 对于中高频噪声应采用吸声材料消除, 吸音材料在使用时应注意材质、容重以及包裹方式使得吸音材料能够可靠有效地消除中高频噪声。

摘要：介绍了工程机械排气系统声学和空气动力性能方面的评价指标及计算方法, 结合某款工程机械排气消声器的开发过程, 总结出了高性能消声器利用CAE手段研发的流程。介绍了消声器研发时基本消声元件的特性, 并结合笔者实际工作中的经验给出了消声器开发过程中的注意事项。对于NVH工程师降低工程机械排气噪声具有很好的理论和指导意义。

关键词：工程机械,发动机,消声器,排气噪声

参考文献

[1]何琳, 朱海潮, 邱小军, 等.声学理论与工程应用[M].北京:科学出版社, 2006.

机械消声 篇3

对于传统消声结构的性能分析是在一维平面理论基础上建立公式, 模拟消声器内部性能。对于排气消声器而言, 由于排气噪声中高频成分居多, 使平面波的假设很难成立。随着计算机的计算速度和存储能力的提高, 三维数值计算方法在消声器设计中得到快速应用, 尤其是有限元法和边界元法应用广泛, 并取得较好的效果[1,2]。但目前对消声器进行三维声学模拟时, 往往忽略气流的影响, 这与排气消声器的实际状况仍然有较大差别。研究结果表明:消声器的消声量值随着气流速度的增加呈递减性, 当气流速度达到临界速度时变成负值, 此时噪声反而增大, 消声器成了噪声放大器[3];随后产生了基于改善发动机高速气流再生噪声的双模型消声器[4,5], 即半主动消声器, 其工作原理是通过自动调节不同条件下气流通道面积以达到发动机低速时减少低频噪声、高速时降低背压和气流再生噪声。目前有关半主动消声器的工作原理、消声性能和内部流场分布还鲜有报道。在该类消声器设计过程中, 分析并预测工作性能, 对降低气流再生噪声、提高动态条件下的消声量均有较大的帮助。本文介绍了半主动消声器的工作原理, 并采用三维有限元法对发动机低速时的消声性能进行了分析, 高速时利用流场分析方法对消声器内部速度分布和压力分布进行数值分析, 考察内部高速气流对消声性能的影响。

1 工作原理

为了增加消声器的消声量并减少背压, 日本Sango有限公司发展了半主动消声器[4], 主要应用于大功率发动机 (如V6/3L) 。半主动消声器采用一个阀门来控制气流通道, 排气在发动机低速时通过消声器腔内小内管, 高速时通过大内管;这对发动机低速时减少大量噪声, 高速时降低背压有效果[4]。图1为半主动消声器的基本结构简图。该结构主要包括进口管、小内管、中膨胀腔B、左膨胀腔A、出口管、右膨胀腔C、大内管、阀门及其控制调节机构、腔A和中腔B之间挡板、腔B和腔C之间挡板、壳体等。其中, 进口管上有与腔A和腔B连通的小孔;阀门调节机构主要包括蝶形板、遮盖物、轴、衬垫和内置弹簧等。发动机低速时, 阀门是关闭的, 气流一部分通过进口管上的小孔进入腔A, 另一部分通过进口管上的小孔进入腔B, 再通过小内管进入腔A, 最后全部进入出口管。发动机达到中等速度时, 腔C的压力变高, 阀门利用压力推动内置弹簧渐渐打开, 气流主要通过大内管进入腔A, 最后进入出口管。这样, 在低速时, 腔C形成了共振腔, 共振腔能降低低频噪声, 并且噪声也通过进口管上小孔进入腔B, 再经小内管进入腔A, 获得好的消声特性;中速或高速时, 阀门打开, 气流通过较大截面的大内管, 能够减小气流速度, 改善气流再生噪声和降低背压。

2 半主动消声器低频消声性能

2.1 简单模型三维数值计算的试验验证

图2为插入管简单膨胀式消声器的结构简图。该模型的主要结构参数为:膨胀腔总长度和直径分别为l=282 mm、d=153 mm;两端插入管长度分别为l1=80 mm、l3=40 mm;进、出口管直径分别为d1=49 mm、d2=49 mm。在进行有限元法 (FEM) 数值计算前, 首先根据结构简图建立物理模型, 然后对物理模型进行网格划分, 网格单元大小的设定是根据需要计算频率范围的最高频率来确定, 即每1波长至少包含6个单元。在不考虑壁面吸收的情况下, 消声器壁面可看成是刚性壁面。边界条件的施加:在设置完成气体特性后, 分别在消声器进口面施加单位振动速度和出口面施加大小为ρc的阻抗值 (ρ、c分别为空气密度和声音在空气介质中的传播速度) 。

运用消声器传声损失三点法, 采用有限元法FEM对消声器声场进行计算, 并与试验结果进行对比, 如图3所示。结果表明:三维有限元法计算结果与试验值有很好的吻合;采用三维有限元法对消声器无气流或低流速气流条件下预测消声性能是合适的。

2.2 半主动消声器低频消声性能

发动机低速时, 半主动消声器内部阀门关闭, 根据双模型消声器结构简图建立了物理模型, 如图4所示。采用有限元法对模型进行网格划分, 单元长度为10 mm, 单元总数量为186 202个。在不考虑壁面吸收的情况下, 消声器壁面可看成是刚性壁面。边界条件的施加:在设置完成气体特性后, 分别在进口施加单位振动速度和出口施加ρc大小的阻抗值。

图5为通过计算得到的消声器传声损失。结果显示在200 Hz以下有2个消声共振峰值。为了明确这2个峰值的数值, 在10×200 Hz范围内进行了频率分辨率为1 Hz的计算, 如图6所示。由图6可见:在频率为43 Hz时有共振峰值44 dB, 在频率为135 Hz时有共振峰值35 dB。计算结果表明:该类半主动消声器具有共振腔的共振消声特性, 能进行基频为43 Hz及其3倍频的低频消声。

当消声器阀门关闭时, 腔C形成共振腔, 低频共振频率计算的方法[4]为:

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式中, S1、S2分别为进口管和大内管横截面积;D1、D2分别为进口管和大内管直径;c为声速;V为腔C的容积;L1、L2分别为进口管尾端面到第二排孔的距离、大内管总长度。

将参数c=340 m/s, D1=D2=0.052 m, L1=0.315 m, L2=0.287 m, S1=S2=0.002 1 m2, V=0.010 5 m3代入方程 (1) ～ (3) , 可得f=43.4 Hz。这与三维有限元法的计算结果一致, 从而在理论上也验证了该类消声器具有共振腔消声特性, 在发动机低速时能很好地进行低频消声。

3 高速时消声器内部流场分布

考虑发动机高速工作的工况, 消声器内部阀门完全打开。由于气流速度对消声器性能有重要影响, 需要对双模型消声器内部流场进行深入分析, 采用的是双模型消声器物理模型 (图4) 。

3.1 模型处理及边界条件的施加

网格的划分受到计算精度和结构形状的影响, 若网格过密, 将影响网格的划分速度, 并且极大地降低控制方程的求解速度;若网格过稀, 将会影响控制方程的求解精度。对消声器内部流场模型而言, 进口管上小孔结构突变, 进口管出口处、大内管进口处和出口管进口处有导流的过渡倒角, 因此, 为了保证精度, 应该在小孔以及过渡倒角结构处采用更小尺寸的网格进行网格细化;为了保证计算速度, 应该尽量使用规则网格进行单元的划分[7]。设单元长度为4 mm, 对小孔以及过渡倒角结构处进行网格细化, 模型采用4面体单元, 阀门关闭时, 单元总数为732 579个;为了进行对比, 也计算在其他边界条件不变、阀门关闭时的情况, 此时单元总数为751 408个。

消声器的边界条件根据发动机的标定工况予以确定[7]如下:

(1) 进口。由于考虑最严重的工况, 根据发动机最大转速和消声器进口管直径等参数确定进口流速, 在此取流速为70 m/s;表示压力、质量流速矢量方向的确定方法以及参考面可设为默认值。

(2) 出口。出口压力设相对压力参考值为0, 其余的设定保持默认值不变。

(3) 壁面。由于消声器外壳选用的材料是钢板, 所以消声器外壳设定为非渗透性的壁面, 流速为0, 且是绝热的。

为了简化问题进行了假设:消声器固体区和流体区的物理性能参数均为常数;流动为定常流动中的湍流;不考虑重力的影响;消声器入口速度为匀速, 没有脉冲影响。

本文所选计算模型为湍流模型, 确定材料属性、计算步长和收敛条件, 设定进口、出口和壁面等边界条件, 最后进行模型计算, 并进入后处理过程。

3.2 压力分布

在给定气流速度条件下, 分别求出消声器进口截面平均全压和出口截面平均全压, 由于进出管截面相等, 动压近似相等, 可用全压代替静压。因此, 可通过消声器两端平均全压的降低量求出压力损失。图7为阀门打开时消声器中心平面处压力分布图。按压力从大到小基本上可分为4个区域:进口管内和C腔部分中间区域;C腔部分边界区域、B腔及大内管内部部分;A腔及出口管内进气口附近区域;出口管内除了进气口附近区域外的其他区域。

图8为阀门关闭时消声器中心平面处压力分布图。B腔内和C腔内压力基本一致, 但与A腔内压力有明显差别, 基本上所有气流仅从几个小孔通过, 造成背压过大, 形成喷射气流。

两种压力的损失对比如表1所示, 阀门关闭时消声器压力损失大约是阀门打开时的压力损失的6倍。因此, 当消声器进口气流较高时, 阀门应打开, 有利于降低背压, 减少压力损失。

3.3 流速分布对消声性能的影响

气流对消声性能的影响表现为两方面:气流的存在会引起声传播和声衰减规律的变化;气流可以产生再生噪声。气流改变了声波传播规律, 这主要是因为运动介质可以改变声波的波长。当声波传播方向和气流运动方向一致时, 声波在消声器中的衰减系数下降, 降噪量减少;当声波传播方向和气流运动方向相反时, 消声器的衰减系数增加, 降噪量增加[7]。在设计消声器时应充分利用气流与声波流的逆向作用, 以提高消声效果。阀门完全打开时, 消声器中心平面速度等高线如图9所示。在消声器入口段, C腔内进口管末端、A腔内大内管端面附近及A腔内出口管进气口端面附近均有湍流产生, 由于这种噪声的声功率和气流速度的6次方成正比[8], 因而气流速度较高时, 将会产生很强的再生噪声。由图9 可见:湍流处气流速度较低, 仅为10 m/s左右, 因此产生的再生噪声较小。为了对比, 当边界条件相同、阀门关闭时, 消声器中心平面速度等高线如图10所示。当气流速度高到一定程度时, 还会产生喷气噪声, 其声功率和气流速度的8次方成正比[7]。由图10可见:消声器内气流流速急剧上升, 尤其进口管在A腔内的小孔附近和小内管的进出口附近, 流速最高约达246 m/s, 会产生强烈的喷气噪声。因此, 当消声器进口气流速度较大时, 阀门应打开, 以增大流通面积, 减少消声器内气流流速, 这样就降低了喷气噪声产生的条件, 也改善由湍流产生的气流再生噪声, 提高动态消声性能。

4 结论

(1) 发动机低速时共振频率理论和三维有限元法计算结果表明:

半主动消声器对发动机基频为43 Hz和3倍频均有良好的消声效果。

(2) 高速时三维流场数值计算结果表明:

气体推动阀门打开有利于降低背压, 与阀门关闭时压力损失相比减少了约6倍;同时, 消声器内部气流流速整体下降, 湍流速度和喷气速度减小, 有利于降低喷气噪声和湍流噪声等气流再生噪声, 提高了半主动消声器动态消声性能。

摘要：低速气流时, 分别进行了半主动消声器的消声性能理论计算和三维有限元法数值计算。计算结果表明:阀门关闭, 半主动消声器能很好地进行低频消声, 尤其能进行发动机基频为43 Hz及其3倍频的消声。高速气流时, 消声器的内部流场分析表明:阀门打开, 增大了流通面积, 降低了气流速度, 压力损失减少了约6倍, 从而有效降低了喷气噪声和湍流噪声。

关键词：内燃机,半主动消声器,流场,共振频率,气流再生噪声

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机械消声 篇4

随着汽车品质的提高,对消声器的性能也提出了更高的要求。传统的抗性消声结构往往都不能同时兼顾消声器的声学性能和气流再生噪声。所以,如何兼顾声学性能与气流再生噪声成为消声器设计的重要课题。锥管结构因其具有良好的空气动力性能和声学性能,越来越多的应用到消声器的设计中。然而锥管对消声器性能的影响还缺乏规律性的了解,设计中存在盲目性,降低了消声器的开发效率。为此已有学者开始了这方面的研究,Allam[1]等研究了锥形进出口在柴油机后处理设备中的应用及对气流再生噪声的影响。姜鹏明[2]等研究发现锥管对低频噪声有明显抑制作用,且能有效减小气流再噪声。司斌[3]等研究发现锥管运用于扩张式消声器中对传声损失曲线具有移频、降幅、改善通过频率处消声性能的作用。

本文应用声学有限元法和流体力学方法通过数值计算与联合仿真,对如图1所示内插锥管结构的扩张室消声器,建立声学有限元模型和消声器流场模型,对其进行传声损失与气流再生噪声的仿真分析,归纳出内插锥管结构参数对消声性能的影响关系,为提高内插锥管在消声器中的消声效果提供参考与指导。

1 气流再生噪声的计算方法

一般假设声源区的尺度远小于声波波长,即所谓的紧致声源[4],这样就可以不考虑各声源的距离不同,只从单个声源考虑其辐射特性。

根据Lighthill声类比方程如式(1):

其中, 为密度;c0为声速,xi,xj为坐标分量;即Lighthill应力张量。

等式的左边为声传播项,右边流体声源项。引入格林函数等经过进一步推导得到了FW-H声类比方程:

等式(2)中:等号右边三项为由低速气流表面加速度引起单极子声源项;由表面脉动压力引起的声源偶极子声源;高速流体紊流所产生的四极子声源。

由于消声器内部的气流流速在一般在30m/s~50m/s[6],属于低马赫数范围。同时消声器管道与腔室截面的变化,壁面与气流相互作用引起涡流而发声[7],所以在计算消声器中的气流再生噪声时主要考虑偶极子噪声。

2 仿真模型

如图1所示,本文以内插锥管扩张室消声器模型。在扩张室结构参数保持不变的条件下,内插锥管的主要结构参数为锥度和锥管长度。

本文应运Virtual.Lab Acoustic建立声学有限元模型(如图2所示),用于研究消声器传声损失与气流再生噪声的传播。声场网格的划分网格大小将直接影响分析结果的误差。对于线性有限元和边界元模型,通常要求最大单元的边长要小于最短波长的1/6。声音在某流体介质中传播速度是c,某个线性单元的长度是L,那么这个单元计算到的最大频率为[5]:

本文计算的最高频率为5000Hz,声速为340m/s,则单元长度不应大于0.0113m。而本次计算声学网格的最大边长为6mm,网格量为132895,在满足要求的同时也保证了计算精度。

通过对消声器内部流畅的分析,将得到气流再生噪声的声源。所以建立了如图3所示的流场模型。网格类型为四面体非结构网格,单元大小设为4mm,网格量为289232。在进行气动噪声计算时湍流模型选为大涡模拟,所以通过y+理论,边界层第一层的厚度为0.01mm。

3 锥管结构参数对消声器传声损失的影响

计算中流体介质采用空气,声速c取340m/s,空气密度ρ取1.225kg/m3。入口边界条件在入口平面施加单位速度激励,实部为-1m/s,虚部为0;出口边界条件定义为全吸声边界,取声阻抗实部416.5kg/(m2s),虚部为0。计算步长取20Hz,频率范围为20Hz~5000Hz。

3.1 正反流内插锥管的影响

如图4所示为锥度分别为0、10/14、30/14,锥管长度为14mm的传声损失曲线与进出口互换后的传声损失曲线。由图可见,正反流内插锥管的传声损失基本是一致的,说明在扩张室消声器中内插锥管的方向并不会影响传声损失,与文献[3]的结论相同。由文献[6]扩张室消声器的高频截止频率为:,其中c为声速,S为扩张室横截面面积。本文声速为340m/s,扩张室截面面积为0.02m2,高频截止频率为2933Hz。在高频截止频率以下,传声损失与直内插管(锥度为0)扩张室消声器是一致的。在高频截止频率以上,扩张室消声器的消声效果受到限制。由图可见,因为内插锥管的存在,高频截止频率在小范围内发生变化。随着锥度的增加,高频截止频率处的传声损失减小。

3.2 反流内插锥管长度的影响

由上节结论可知锥管具有双向传声特性,而消声器中锥管的使用主要为反流插入,所以下面主要分析反流锥管插入。如图所示,锥度保持不变,椎管长度为24mm的传声损失。由图5可见,锥管长度的增加,在通过频率800Hz与1800Hz处的传声损失增加,与直内插管改善扩张室消声器部分通过频率的理论分析是一致的,而锥度为20/28的内插管扩张室消声与直内插管消声器的传声损失基本相同。但从图可知大锥度管口60/24使内插管扩张室消声器在通过频率1800Hz处的消声效果变差。

小锥度内插管与直内插管相比并没有对扩张室消声器的传声损失有很大改变,而大锥度内插管还会使内插管消除部分通过频率的效果变差。鉴于锥形管的对扩展室消声器传声损失影响有限,所以下面将对锥管在再生气流噪声中的影响进行分析。

4 锥度对消声器气流再生噪声的影响

排气噪声主要产生于发动机排气门产生的周期性压力波。但是消声器进出口连接处截面的突然扩大或缩小,引起空气涡流会产生的气流再生噪声。随着发动机转速的提高,气流再生噪声的影响也会凸显[8]。而扩张室消声器中,锥管的应用必将改变扩张室消声器的内部流场进而影响气流再生噪声。

4.1 不同锥度内插管扩张室消声器的气流再生噪声

如图6所示为锥度0、10/14、20/14、30/14反流内插锥管扩张室消声器在入口流速为50m/s时的气流再生噪声。从图中可以看出,锥管的存在大大降低了扩张室消声器在中高频的宽频气流噪声,但锥度为10/14与30/14的锥管在1900Hz左右气流再生噪声出现一个小的峰值,说明锥度过大或过小都会不利于中高频的消声效果。

4.2 不同气流速度对气流再生噪声的影响

图7分别为锥度0、10/14、20/14、30/14反流锥管插入扩张室消声器在不同进口流速v(40m/s、50m/s和60m/s)情况下的气流再生噪声。

从图7(a)中可以看出,直内插扩张室在入口为40m/s与50m/s气流速度下,气流再生噪声在800Hz以上几乎一样,而60m/s的流速的气流再生噪声则比50m/s的气流再生噪声大8d B左右。说明直管扩张室消声器对低流速的气流再生噪声影响较小,而对高流速的气流再生噪声较敏感。

从图7(b)中可以看出,锥度为10/14的锥管口扩张室在入口为50m/s与60m/s气流速度下,气流再生噪声在几乎一样,而40m/s的流速的气流再生噪声则比50m/s的气流再生噪声小8d B左右。说明小锥度的锥管口扩张室对高流速的气流再生噪声影响较小,而对低流速的气流再生噪声较敏感。

图7(c)为锥度20/14的内插锥管扩展室消声器的气流再生噪声,从图中可以看出,气流的变化对气流再生噪声影响较小。说明该锥度的锥管口对气流敏感度较低。

图7(d)为锥度30/14的锥管口消声器的气流再生噪声,从图中可以看出,气流的变化对气流再生噪声影响较大。说明该锥度的锥管口对气流敏感度较高。

5 结论

1)内插锥管的方向并不会影响声学传声损失,锥管具有双向传声特性。

2)锥管长度不变,随着锥度的增大,扩张室消声器截止频率处的传声损失减小。

3)锥度不变,锥管长度增大,大锥度锥管长度将影响内插管对扩张室消声器消除部分通过频率的效果。

4)反流内插锥管有利于降低扩张室消声器的气流再生噪声,内插锥管比直内插管扩张室的气流再生噪声平均小10d B左右。

消声器的设计改进 篇5

关键词：消声器,设计,改进

1 引言

噪声来源于交通运输、工业生产、建筑施工及社会生活,这些噪音令人烦燥,损害着人的健康。特别是工业生产中的噪音,气动力性噪音、各种强烈机械噪音及振动等,是社会工业发展中产生的必然结果,人们为了生存,既不想忍受,又要忍耐着承受这一切。这些噪音量能令受者感到心动过速,心律不齐、心情烦躁。严重时还会内耳发生器质性病变,给人带来连锁反应的各种疾病。

噪音对人的听力危害与噪音的强度、频率及暴露时间有关。本文对噪音进行分析,以噪音源和噪音的强度、频率及产生时间长短之间的关系为依据,采用各种有效的改进消声器设计理念,逐步将噪音降低或消失。

2 噪声源产生的原因

工业现场的噪声从产生的机理上分析主要有两大类:一类是机械结构振动性噪声,是机械结构件产生强烈振动而辐射的噪声;另一类空气动力性噪声,是由压缩空气在工作中存在的非稳定过程、湍流或其它压力脉动、气体与管壁或其它物体相互作用而产生的管内噪声或进排气口处的辐射噪声。

在本单位空气动力性噪声已严重影响工人健康,它产生于气动元件(如气缸、气动阀、气动电机、三元件等)工作时气体直接从大型气缸(型号380)的阀体中排出,较高的气压差使气体体积急剧膨胀,产生涡流,引起气体的振动,发出强烈的噪声。通常利用吸声材料、阻性消声器来降低噪声。方法是在气体流动的管道口接一个有固定吸声材料阻性消声器,当气流排出时一部分噪声能被吸声材料吸收,起到消声作用。结构如图1所示。

它存在一个缺点:阻性消声器中容积过小,向外扩散排气时速度过慢,减慢了气缸或其它气动性设备工作周期。影响了生产控制速度和可靠性,也降低了生产率。但如果不采用这阻性消声器,工作环境周围会产生高频噪声经测定约在120dB。跟据医学上分析噪声大小对人健康危害声界定,压级低于75dB不会影响人的听力[3]。如果长期暴露在85dB以上的噪声环境中,疲劳的听觉不但不能恢复,可能会造成永久性的听力损失[3]。可见,工作环境噪声量已严重影响人的健康。

3 噪音源分析

在生产现场压缩空气压力约为6~8MPa,供给气缸设备工作,产生噪音过程如图2和图3所示。

当压缩空气要驱使气缸向左移动,在控制信号作用下,压缩空气将由P口进入并与B口接通,压缩空气进入气缸右腔,推动气缸向左动作。同时,气缸左腔的压缩空气要经A口,通过O1口急促地排出。因排泄急促,内外压力差非常大,产生大的冲击和摩擦,发出刺耳噪音。同理,当气缸向右移动时也会发出高尖锐响声。可见,高束气流从高压的气缸腔中向外排泄时在排气口处产生的间歇性尖锐响声。最大流速可达80m/s以上,噪音达110分贝以上[2]。

4 噪声控制过程分析

这些噪声问题可以归纳为三个环节:即声源———传播路径———受者。经过对噪声源本身的测量和分析,我们设定了三种消音的方法。

(1)在噪声源上采取有效控制

提出对声源采用控制的四种方案:1)选用更换为安静型气体换向阀;2)采用动力吸振器,减少气体与阀体的撞击和摩擦,改变撞击力的过程,在接触表面采用软材料以延长力的作用时间,减少摩擦;3)将阀体的排气口改为开孔板或金属网格,使高压气流分流排出;4)改变排气口结构。

(2)对传播路径的控制

也设想过在传播过程中对噪声进行隔离、吸收、阻挡或衰减,主要的方法归纳为三种有:1)改变声源位置;2)吸声;3)隔声装置。

(3)对受者采用安全防护劳动用品

对受者(现场作业工人)采取的防止噪声危害的措施有二种方法:1)减少噪声暴露时间;2)戴耳塞、耳罩或头盔。

主要从客观上及经济上综合考虑,结合本单位的实际情况。采取的防护措施是以消声为主,采用重新计设改进消声设备控制措施,在排气口噪音源处进行消声处理。设计中采用微穿孔板消声,阻力损失小,再生噪声低,在这种高速气流场所,能有效减小设备消声结构尺寸,降低了造价,节省了安装空间,同时它能耐高温,不怕潮湿和蒸气,耐腐蚀,清洁空气,不会污染环境,

5 降低噪声措施

如图2所示,在电磁换向阀O1、O2排气口联接上金属软管,将气流(噪音源)引致一个自行设计改进的消声器中,消声器(如图4所示)开有许多孔板及内置有网格,使高压气流分流排出,使气流在消声器内的管道里膨胀、扩散、反射,相互干涉,将噪音源消除。消声器设备如图4所示。

消声器结构组成:它是共振腔和吸振相互作用为一体的消声器,密封的空腔经过内管上的小孔与气流通道相连通,小孔径将集中的强气流分散排出,而空腔中的网格的毛毯则起到声弹簧作用,既有阻性吸声材料,又有抗性消声器的干涉等作用。

6 降低噪声过程的分析

(1)第一级消声量确定。本身这种消声器本身并不吸收声能,它的作用是借助管道截面突变,降低激励力幅值。在内部建立一个单节空腔,在消声器中称为扩张室,如图5所示。

从消声器消声原理可知,消声量。可见,消声量大小取决于扩张比m,即是扩张室截面积与入气口截面积之比。消声频率特性则由扩张室长度L决定,sinkL为周期函数,消声量随频率作周期性变化,如图6所示[3]。

从消声量频率图来分析,如果采用了扩张比m=100,周期值取1.0~2.0,消声量达30dB以上,能达到最好的效果。

(2)第二级消声量确定。气流从电磁阀排气口进入第一级扩张室并向各小孔分散排出,分散过程就是降低强气流的撞击。根据亥姆霍兹共振原理,可以确定共振的频率f0为:

c为声速(m/s);V为共振腔容积m3:G为小孔的传导率;G=ns0/(t+0.8d)(m),其中n为孔数;s0为每个小孔面积,t为穿孔板厚度(m),d为小孔直径(m)。这些小孔可以看作为许多亥姆霍兹共振腔并联。当孔的数量达到了各孔心距为孔径5倍以上时,可以认为各孔之间声辐射互不相干涉,当声波频率与共振腔f0一致时系统发生共振,能达到最大消声量。经过现场测试,双层微穿孔板消声能达到25~30dB范围的消声量。

(3)第三级消声量确定。气流从密封的空腔经过内管上的小孔排出,分散和降低强气流的撞击;在中间层接触表面镶上一层网格毛毯材料形成非金属网格,以延长力的作用力时间,降低了气流的正面撞击。改变结构固有频率,防止共振;形成扩张室及吸振腔共同消除高频啸叫声。使其消声量更进一步降低。

从上可得;扩张室与空腔内管上的小孔消声量之和达65dB,而中间层接触表面镶上一层毛毯材料形成非金属网格,降低了气流的正面撞击。经测试,设计改进的消声器能将工业现场中气动设备的噪声控制在50dB以下(45分贝时相当于人比较小声说话的声响),各性能达到设计改造的要求。

7 结论

设计改进的消声器经过生产和试用,产生环境噪声污染的达到《中华人民共和国环境噪声污染防治法》中规定第三类标准65分贝~55分贝[3]。这种有效措施,减轻噪声对周围工作环境的影响。

参考文献

[1]中华人民共和国环境噪声污染防治法[EB/OL].百度文库.

[2]左健民.液压与气压传动[M].北京:机械工业出版社,1998.