1.6L轿车用消声器设计与性能分析摘要GT-Power是GT-Suite系列软件中的一部分，涵盖了发动机本体、驱动系统、冷却系统、燃油供给系
统、曲轴机构、配气机构六个方面。该软件采用有限体积法进行流体的计算，计算步长自动可调，有强大的辅助建模前处理工具，自带有丰富的燃烧
模型，具有丰富的控制功能，能与三维的CFD软件进行耦合计算，自带有优化设计功能，能进行直接优化、DOE设计/优化，能进行进、排气系
统噪音分析，能对进、排气系统的消音元件进行优化设计。根据消声器相关理论设计出三款1.6L消声器，并应用GT-Power软件及其Mu
ffler模块建立相应的消声器模型，然后用GT-Power后处理模块建立分析消声器传声损失的模型并运行模型，根据三款消声器的运行结
果选出消声效果较好的消声器，最后选出的消声器在保证压力损失不大22kPa的设计要求下，消声器的传声损失达到31.5 dB(A)以上
，较好地满足了消声器的消声性能指标。关键词：GT-Power，消声器，优化设计，传声损失目 录前 言3第1章 消声器基本理论与评价
指标61.1 声学基本理论61.1.1 声速61.1.2 声压61.1.3 声压级61.1.4 声强71.1.5 声功率71.1.
6 声阻抗率71.2 消声器的分类81.2.1 阻性消声器81.2.2 抗性消声器81.3 消声性能评价指标111.3.1 声学性
能指标:111.3.2 空气动力学性能111.3.3 机械与材料性能121.3.4 经济性121.4 分析流程121.5 本章小结
12第2章 消声器结构对消声器性能的影响142.1 扩张比对消声性能的影响142.2 扩张腔长度对消声性能的影响142.3 扩张腔
形状不同对消声性能的影响152.4 插入管长度对消声性能的影响152.5 穿孔管消声器分析162.5.1 结构形式162.5.2
直通穿孔管消声器传递损失分析162.5.3 穿孔管结构对直通穿孔管消声器的影响162.6 结构对赫姆霍兹共振腔的影响172.6.1
连接管截面积对消声性能的影响172.6.2 连接管长度对消声性能的影响172.6.3 主管截面积对消声性能的影响172.6.4
串·并联对传递损失的影响182.7 本章小结18第3章汽车排气消声器设计193.1 引言193.2 消声器结构类型的确定193.3
扩张腔尺寸参数的确定193.4 进、出气管内径的确定203.5 容积的确定213.6 扩张比的确定223.7 截面形状及外形尺
寸的确定233.8 消声器腔数量的确定243.9 各腔长度的确定243.10 消声器各腔连接方式的确定303.11 穿孔管共振腔结
构参数的确定31第4章 利用GT-power对所设计消声器进行性能分析334.1 GT-power介绍334.2 利用GT-po
wer前处理建立设计消声器模型334.3 转换模型为GT-ise处理的格式414.4 Gt-power传递损失计算分析424.4
.1 理论知识424.4.2 计算模块说明424.3 传递损失计算444.4 运行模型454.5本章小结48结论49附 录49前
言1.1课题提出的背景和意义??目前，随着中国经济的高速发展，日益繁荣的汽车工业和极大改善的人们生活水平，使得我国汽车保有量迅速增
长，随之带来日益显著的汽车噪声问题，尤为注意的是私家轿车保有量增长更为迅速，在大多数城市市中心，面临的汽车噪声污染问题愈加严峻。汽
车噪声污染的危害性是多方面的，轻微的噪声污染会影响到人们的休息与睡眠，打乱人们正常的作息习惯，严重的噪声污染会损害人们的听力，容易
使人产生烦躁、失眠等情况、诱发各类疾病甚至影响到人们的心理健康。近日，一份德国柏林环境署的研究报告中指出，在平均70分贝的噪声环境
中可使，尤其是在夜间受扰，发病率则更高。在极强烈的噪声环境中，如高达140分贝噪声环境下，则会导致听觉器官产生急性外伤，特殊的噪声
还会损坏建筑物和仪器设备等[1]。?统计资料表明，在城市噪声中，各类影响城市环境的噪声来源，工业噪声占8％~10％，建筑施工噪声占
5％，交通噪声占30％，社会生活噪声占47％，由此可见交通噪声是城市噪声的最主要来源之一[2]。我国大中城市区域，环境噪声总体处于
中等污染水平，因此相当重要的是对交通工具的噪声控制。从1979年开始，我国就已认识到了噪声污染问题的严重性，从而开始进行汽车噪声控
制工作，相继制定了机动车辆、内燃机、消声器等的噪声测试标准与规范。?相比我国，国外特别是欧美日等发达国家早在上世纪60年代就对车辆
噪声有了足够的重视并制定了相关的法律法规进行管理和控制。汽车的噪声是一个包含了各种不同性质噪声的综合性噪声源，汽车噪声源主要来源是
发动机噪声和底盘噪声。发动机噪声是汽车噪声源的主要部分。发动机噪声再细分是由空气动力性噪声、燃烧噪声和机械噪声组成。其中空气动力性
噪声主要包括进、排气和风扇噪声，而其中，发动机最大的噪声源是排气噪声，进气噪声次之，由于提高噪声控制标准，目前日益突出的问题是发动
机噪声的处理，国内外都十分重视减少汽车发动机噪声污染问题。因此，我国汽车噪声水平的降低，主要目标是应控制发动机动力噪声问题，把握住
问题的关键，再从其它方面辅助更有效率的降低汽车噪声水平。??1.2国内外研究现状??在对消声器研究和发展的历史进程中，无源消声器是
首先出现的，阻性消声器、抗性消声器、阻抗复合型消声器是主要的几种类型。从二十世纪四十年代开始，消声器的研究是一个高速发展的时期，现
在所称的有源消声器是由德国物理学家研究并制造出了一种不同于无源消声器的消声器。在汽车工程应用领域，安装无源消声器是排气噪声的控制主
要?方法，这种噪声控制方法的广泛应用所带来的经济效益又使无源消声器的研究起到促进作用，这也促进无源消声器的技术越来越成熟[2]。在
上世纪早期，国外的汽车厂商就开始进行汽车消声器的研究。但因为汽车消声器涉及到众多学科，包括传热学、流体力学、发动机学、声学，研究难
度相当大，再加上当时技术条件的落后，因此依靠经验是早期汽车排气消声器的研究设计主要方法,这种方法采用实验研究的方式,在整车或发动机
台架上做大量反复的试验来开发消声器,满足实际需求者即是满足要求的消声器。但是这种方法的缺点是具有一定的盲目性,成功率低,还浪费了大
量的人力和物力。然而，随着高速发展的计算机技术以及近年来出现的一些大型CFD模拟仿真软件，汽车消声器的设计研究出现新的方法和思路。
CFX、SYSNOISE、GT-Power等是国外应用在消声器设计上的主要软件。有限元分析软件CFX是其中较为强大的一款软件，主要
内容包括三个部分:前处理模块、后处理模块和分析计算模块。其中一个强大的实体建模及网格划分工具是由前处理模块提供，可以使用户方便地构
造有限元模型。流体动力学分析和声场分析等可以由分析计算模块进行。对有复杂结构的消声器进行二维或三维的有限元分析可以应用CFX。目前
一款大型的声学计算分析软件是SYSNOISE，它在声学计算分析领域中占据领先地位。有限元技术和边界元技术为一身是它的主要特点，同时
对结构复杂的消声器讲行数值计算也是它的功能之一。GT-Power是一款基于一维流体动力学假设的软件。绘图的处理程序的提供，使用户便
于设计复杂的消声器。绘图程序用提供的消声器基本元件库使用户创建复杂消声器模型更加轻松。对发动机及消声器进行模拟可以应用计算机，这样
不仅有利于消声器特性的预测，还能对不同结构消声器对发动机性能的影响做出反应。我国对消声器研究起步较晚，最近三十年才进入大规模的研究
，但是许多科技工作者做了大量工作，取得了可喜成果。在高温高速的脉动气流中工作是内燃机排气消声器的原理，较大的排气噪声由高速脉动气流
能产生。考虑到影响消声器性能的气流速度、温度，计及气流和温度变化的传递矩阵计算公式由黄其柏等人提出，使传递损失的理论计算结果更为接
近试验结果，但凭经验设定来确定其中速度、温度。采用二维坐标将声压作为未知参数是由董正身等人提出的，通过对汽车内燃机排气消声器内二维
声场的分析，计算的插入损失更为接近实测结果，表明了分析排气消声器的有效方法是二维有限元模型，并且具有较高的精度。对一抗性消声器做了
一些合理假设是由王耀前、陆森林提出的，该消声器的数学模型的建立，接下来CFX软件强大的前、后处理功能的充分利用，消声器的有限元模型
的建立，在这个基础上，施加声压载荷在消声器的入口端，该消声器出口端的声压通过计算获得，进而求得该消声器的传递损失。利用ANSYS为
消声器建模由李丰等建立的模型，通过进行网格的划分，然后利用SYSNOISE强大的声场分析能力，计算消声器的传递损失。利用GT-Po
wer对发动机及消声器进行模拟是由谢田峰等人提出，不仅能预测消声器特性，还能反映出不同结构消声器对发动机性能的影响。?1.3本文研
究的主要内容?在早期的消声器研究中，人为因素起到主要作用，消声器设计的水平主要依靠研究人员水平的高低。这种方法存在很多不足，首先，
设计人员的技术水平将直接影响消声器的设计生产；其次，这种方法耗费大量的人力、物力、财力；最后，这种设计周期长，资源的利用效率较低。
从上世纪末期开始，由于汽车工业的迅猛发展导致这种设计模式跟不上时代的发展，所以提高自主研发能力是汽车厂商要解决的首要难题。本文旨在
通过研究某轿车消声器的声学性能，分析出其中存在的问题，通过改进消声器的内部结构，以达到提高消声性能，应用于实际的思想。? 第1章
消声器基本理论与评价指标1.1 声学基本理论 ?1.1.1 声速?声速C表示空气中声音速度的大小 （）
(1-1)式中，K——弹性模量（） ——空气密度的大小（）一般情况下，声音在不同的介质中传播的速度是不同的，传播速度最大是
在固体介质中，本次研究的介质为空气，并且声音传播速度受温度影响也很大。1.1.2 声压?当传播介质为空气时，压强会随着空气形成的压
缩形式的变化而增大，随着介质空气膨胀形式的变化而变小，压强在压缩和膨胀两个状态之间的变化量与静压强之间的差值定义为声压，从压缩和膨
胀的对称性可以看出：声压变化幅度为零，工程上所研究的声压一般为：瞬时声压，峰值声压和有效声压（简称声压）。由于人对声音分辨能力的限
制，凭肉耳很难分辨出声压的变化，一般人直观感受到的声学量为：有效声压。即? (1-2)式中，——瞬时声压 （）； T——压缩周期
（s）。1.1.3 声压级声压级是指声音的声压P和听闻声压比值的常用对数的20倍，单位为分贝，即 （1-3）1.1.4 声强声
强势单位时间内通过垂直于声波传播方向的单位面积的声能，I=W/s。其中，w为声功率，S为面积，声强的单位是。平面波的声强是固定值，
平面波的声强是，r为球面半径。在一定的时间里，声源辐射的声能量是固定的，距离声源越远，辐射的总面积越大，单位面积上获得的声能量越小
，声强也正比变化。1.1.5 声功率声源在单位时间内向外散发的全部声能量为声功率，单位时间内垂直于声波传播方向面积为s的声能量的大
小，定义为平均声功率。，单位是瓦，能够表示声源属性的相关物理量是声功率的大小。它是由声源本身的决定的，与传播的介质和计算增量的位置
无关。通过计算可获得声功率的多少，不能够被直接测量获得，不受反射声波的影响，通过测量声强和声压的数值然后并通过计算即可得到声功率的
数值，在非自由声场内，通过测量声强的大小能计算得到声功率。1.1.6 声阻抗率所测量得到的声压值P在任意位置处除以该测量点处质点速
度大小所得到的值，定义为测量点的声阻抗率，数学表达式为，计算自由声场中的正弦平面波可以得到: （1-4） （1-5）上述两个
式子可知，这表明，在平面波的声场中，可以用一个共同的表示在不同点处的声阻抗率，随温度和介质压强的变化而变化，其表示为传播介质的特性
阻抗，一般来说，,相位不同，声阻抗率用两个物理量的复数比值表示即可。测量点处声压的大小和测量点体积速度的比值为声阻抗，声导纳为对声
阻抗取倒数即可。1.2 消声器的分类允许气流通过并阻止声音传播的一种器件即为消声器，是安装在空气动力设备的气流通道上或进、排气系统
中用以降低噪声。消声器能够阻挡声波传播，允许气流通过，是降低空气动力噪声的有效工具。一个合理匹配的消声器，可使气流噪声减小20-4
0dB，与此同时响度噪声降低75%~93%。因此，消声器在控制噪声方面得到了广泛的应用。消声器通常分为有源消声器和无源消声器两大种
。不同原理的消声器结构不同，下面介绍几种常见的消声器。常用的消声器结构有很多种，根据消声原理的不同，一般可以分为以下4种，阻性消声
器、抗性消声器、阻抗复合式消声器和微穿孔板消声器。1.2.1 阻性消声器阻性消声器的消声原理和抗性消声器完全不同，它是利用内部的吸
声材料或吸收结构的吸声特性来消声。一般情况下不是在所有频率内阻性消声器都有很好的声学特性，各个频率段的噪声被吸收的多少差别很多。当
声波从入口传递进入消声器管道，因为空气运动产生产生的摩擦热作用，声能量主要以热能的形式散发出去，以此来达到消除噪声的目的，也因为阻
性消声器的小声性能主要是因为摩擦产生的热能量所以阻性消声器在高频范围内消声能力号，低频范围的声学性能比较差。1.2.2 抗性消声器
抗性消声器主要是利用不同形式的结构具有不同的声学特性这一特征来消声的。此种消声器式是是利用声音在消声器内部传播时遇到阻碍使声波发生
反射的结构。由此可见，这种靠声波发生反射的消声器本身没有直接吸收声波的功能，并且阻性消声器与抗性消声器的声学特性完全异同，抗性消声
器主要用于中、低频段。抗性消声器在不同频段有不同的消声特性，其决定因素是本身的结构参数。抗性消声器内部安装能够吸声的玻璃棉等材料。
全部采用金属的制造方式，所以抗性消声器一般用于在温度较高的地方。同时，全金属结构还具有以下优点:抗腐蚀能力大、生产成品低，在控制汽
车排气噪声方面应用广泛。一般分为扩张式，共振式等类型。1.扩张室消声器扩张室消声器因为其结构简单、消声性能良好式抗性消声器最常使用
的结构形式。这种消声器最基本的形式是单节扩张室消声器，如图1.1所示。 图1.1 扩张室消声器如图1.1所示，此种消声器主要由两截
扩张腔截面积之比决定最大消声量，而消声器的通过频率则是由扩张腔的长度决定的，图上所示消声器消声量的计算常用下面的式子计算: （
1-6）式中，m一一扩张比;K一一波数，不同k值相当于不同的波数; L一一扩张式消声器的长度。 从公式1-6就可以看出这种消声器
每隔一定的频率就会出现一个消声低谷，即通过频率，可以看出很快消声器就会出现上限截止频率，所以为了克服在消声性能上的弊端问题，通常是
通过将几节长度不一样的扩张腔消声器串联，长度的不同消声器它的通过频率也是不一样的，消声器长度不同，通过频率出现频率也不同，长度不同
的消声器串联在一起，第一节的通过频率处设计为第二节的消声量最大处，就样的条件下获得的消声量就比较大，消声器各个频段的消声量大小是每
一节的叠加值。2.共振式消声器共振式消声器最的结构最简单的是单腔共振消声器，它是由管道上的开孔和外侧密闭空间腔相通而组成的，见图1
.2。当声波波长比共振腔消声器的最大尺寸的3倍还大时，其共振吸收频为 （1-7）式中，c为声速(m/s) ; V为空腔体积()
; G为传导率，是一个具有长度量纲的物理量，其值为: (1-8) 图1.2 共振式消声器式中，为孔颈截面积(); d为小孔
直径(m); t为小孔颈长(m)。3 阻抗复合式消声器阻抗消声器式在前面两个消声器的基础上发展起来不同于阻性消声器和抗性消声器的
一种新的类型消声器。阻抗消声器就是消声器既有阻性又具有抗性消声器的特点消。它受阻抗消声器的结构影响。阻抗消声器在低频和高频都表现较
好。从内部结构看，阻抗消声器是其内部填充的阻性材料，使之在高频有良好的消声能力，内部的单节扩张室结构或者共振结构决定抗性消声器的消
声能力，所以在中低频消声能力也不错。4 微穿孔消声器微穿孔板消声器是由较薄的金属板制成的，薄板上较小的孔，形成对高频率阻尼的吸声元
件。穿孔板的消声性能和单节扩张式消声器消声特性是不同的。在中频段有一个共振频率，并有一个较大的消声值。穿孔率、穿孔得厚度、小孔直径
的大小等因素都会影响消声器的消声性能，具体参数对消声性能的影响在第三章有具体分析。1.3 消声性能评价指标消声器性能的评价指标有以
下几个方面，下面分别详细介绍四个方面的评价指标。1.3.1 声学性能指标:插入损失(Insertion loss ):在给定测点处
，在消声器前后测得的声音压强的差值。 （1-9）传递损失(Transmission loss):消声器在入口处的声功率级与在出口
处的透射声功率级差值。 （1-10）噪声衰减量(Noise reduction )： （1-11）1.3.2 空气动力学
性能 阻力损失:消声器的气流总压在前端与末端之差。 功率损失:安装消声器前后，发动机的功率变化值。1.3.3 机械与材料性能 强度
:足够的强度，承受振动，耐疲劳。 腐蚀:耐腐蚀，满足车厂要求的质保期。1.3.4 经济性 成本:指材料的加工与生产工艺耗费。 寿命
:使用寿命长，质保期内不需要赔偿。 消声器的消声特性主要表现在两个方面:第一，消声器的实际消声量的大小;第二，消声器能够在什么频段
消声效果好。消声器的设计要以噪声源的特点为根据，使得消声器能够尽可能满足设计要求，即在噪声所在的频率内最大可能减小噪声。消声器的消
声频率通常是说在有较大消声量的频率段的范围，此时消声器对很宽频带范围内都能很好的降低噪声，最重要的是消除的是人耳最容易听到的那个频
率范围，这就可以很好的降低人们听到的噪声。通常所说的消声器的消声量的大小一般就是指消声器的传递损失。1.4 分析流程经过对前人消声
器分析改进的经验总结，根据实际情况，我制定了下列方案设计并改进轿车消声器:用GT-power软件对消声器进行声学性能分析，具体流程
如下:先用muffer模块画出消声器模型，清楚表示出结构参数，然后将模型生成.dat文件，再将上一步生成文件导入GT-power软
件中GT-ise模块中，在软件生成离散文件，建立声学分析模型。然后运行模型计算结果。在GT-post中查看计算结果，分析结果。1.
5 本章小结本章主要介绍了开展本文工作需要的一些基本概念与理论，并且介绍了关于消声研究的有限元方法，主要包括了声学的基本概念，声学
中涉及的一些名称的概念。声波传播涉所用到的声波方程，然后介绍了有限元方法理论模型。再介绍了关于消声器的一些知识，第三节介绍了消声器
的分类以及各种消声器本身的消声原理和消声特性。第四节介绍了消声器的性能，最后交代了消声器怎样进行声学性能仿真分析的。第2章 消声器
结构对消声器性能的影响2.1 扩张比对消声性能的影响消声器的扩张比是指消声器扩张腔截面积的比值，消声器的降噪能力随着扩张比的增大而
有不同程度的增大，所以在满足其制造和安装等一般要求的条件下尽可能选用比较大的扩张比，在最大程度上提高消声降噪能力。关于消声器的扩张
比，存在如下结论:扩张比决定简单扩张腔的最大消声量，当扩张比较小时，传递损失也较小，随着扩张比的增大，消声量的大小也变大，因此在准
许的条件下尽可能选取大的扩张比来满足较大消声量的需求。在扩张比增长到一定程度即m>13时，消声量的增长率速度降低，在消声器的实际安
装中由于空间的限制，所以一般情况下扩张比不会取的太大，一般情况下扩张比取在9到16之间，最大不超过20，最小不小于5。 消声器在中
低频范围内具有较好的消声效果，且消声量是变化是周期性变化的，消声器最大峰值对应频率和通过频率仅和扩张腔长度有关。消声器的最大消声量
由扩张比决定，扩张比太大会使得截止频率变的很低，由公式: （2-1）也可以看出扩张腔直径越大消声器截止频率越低，出现高频失效现象
的频率也越小。2.2 扩张腔长度对消声性能的影响扩张腔的不同长度对消声性能的影响主要体现在:1.从传递损失曲线的变化可以得出随着腔
体长度的增加，消声器的通过频率段变多，周期变小。2.消声器的最大消声量和扩张腔长度无关，仅与扩张比有关。同时从个个扩张腔长度消声器
的传声损失线可以看出，虽然理论上每个峰值的大小应该一样，实际计算显示随着频率的增加，消声器的峰值会有很微小的增加，即高频处的消声峰
值略高于低频处的消声峰值。2.3 扩张腔形状不同对消声性能的影响由于布置形式和外形要求等原因，往往将消声器做成各种形状，常见的有圆
形截面，椭圆形截面等。根据平面波理论，既使扩张比一样，不同截面的消声器性能是一样的，实际上消声器的截面形状的不同都会对消声器性能存
在一定的影响，而且主要显现在高频段。扩张腔形状不同对消声性能的影响主要体现在:1.三种消声器结果对比，圆形的高频段消声性能最好，三
种消声器在中低频的消声器的效果几乎一样，频率较小时消声器的消声能力仅与扩张比有关，此时的声波也是按照一维的方式向前传播的。2.只有
扩张比决定中低频处扩张式消声器的消声能力，当频率逐渐变大时，由于告辞谐波的影响，在扩张比相同的条件下，不同截面形状的消声器的消声能
力发生了显著的变化。从不一样截面的消声器的传声损失曲线可以得出，总体说来，圆形截面的消声器有最佳的声学性能;最差的是椭圆形截面。消
声器的形状越是扁平性能就越差。因此，在进行消声器设计时，应该在不影响消声器的安装使用前提下尽量使用趋向于圆形的消声器。2.4 插入
管长度对消声性能的影响内插管式消声器的传递损失可用下面公式计算： （2-2）假设只有入口端有插入管，即，上式经过处理: （2-3
）式中，代表入口管处内插管的长度，代表出口管处内插管长度。内插管的长度主要在以下几个方面影响着消声器的性能:1.内插管的安装，使得
共振峰出现在消声器内。插入管长度不同，共振峰的数量也不一样，通常情况下，随着插管的增长消声器的共振峰就越多共振频率就越低。插管布置
的地方不一样时的传声损失曲线可以得出结论:当插管的长度固定时，不管是布置在进口还是出口的位置，对消声器传声损失都没有影响，消声器的
声学性能只和插管的长度有关系。2.随着插管长度的增加，消声峰值的数量有所增加，通过频率的数量减少。3. 四分之一膨胀腔长度的插管安
装在消声器一端，另外一端安装二分之一长度的插管，消声器的声学性能得到明显改善，声学性能相当于分别安装两者的叠加。2.5 穿孔管消声
器分析2.5.1 结构形式在各种薄板板后设置空气层和板上打孔，这一穿孔板结构即为许多并联在赫姆霍兹共振器，如果在穿孔板后放置多孔材
料增加声阻会使结构吸收频率加宽。2.5.2 直通穿孔管消声器传递损失分析在频率较低范围内和简单的扩张式消声器的传递损失曲线相似，说
明穿孔管对低频噪声效果不明显，同时可以看出穿孔管式和简单扩张腔式消声器相似都存在通过频率，通过计算知通过频率都是处。和简单扩张腔消
声器相比，它们在低频段具有相似的降噪性能，穿孔管消声器在高频区域要比简单扩张腔消声器消声性能要好。一般穿孔管的穿孔率不大于25%，
因为穿孔率超过25%就会起不到共振作用。在现实运用中，穿孔管的穿孔率一般不会高于25%，这样可以使穿孔管起到共振腔的作用。2.5.
3 穿孔管结构对直通穿孔管消声器的影响1.穿孔率对消声性能的影响若穿孔率增加，消声器的高频消声性能变好，当穿孔率增加到大于25%时
，小孔结构的共振作用消失，此时消声器就恢复为简单扩张式消声器。2.小孔大小对消声性能的影响在低频段小孔大小的不同对传递损失造成的影
响可以忽略不计，而小孔直径越小共振频率中心有向高频转移的趋势，小孔大小的变化对消声器总体消声性能的影响不大。3.穿孔管壁厚对消声性
能的影响穿孔壁厚越薄，消声器的共振频率比较大时，在高频的消声性能就越好，并且壁厚的改变对低频的影响很小，传递曲线在1000Hz以下
的范围内几乎重合。2.6 结构对赫姆霍兹共振腔的影响赫姆霍兹共震器的消声峰值随容积的增加向左偏移，改变基础对比模型共振腔直径传递损
失线表示在共振腔随着频率的增大共振频率向左偏移，并且消声峰值变化没有规律。2.6.1 连接管截面积对消声性能的影响连接管道的直径发
生变化时，消声峰值所处的频率也发生变化，直径增加时，动。分别改变对照模型连接管道的直径，可以得到如下结论:赫姆霍兹共振腔的共随着连
接管道面积的增大而增大，表现出曲线峰值向右偏移的趋势。2.6.2 连接管长度对消声性能的影响分别改变对比参照模型连接管道的长度，其
余尺寸不变，计算可以看出，共振频率岁这连接管长度的增加而向左偏移，即共振频率随着管道长度的增加减小。2.6.3 主管截面积对消声性
能的影响分别减小和增大主管道直径，其余尺寸不变，分析计算并绘出传递损失曲线，可以看出主截面面积的变化对消声器的消声峰值产生一定的影
响，直径越小消声峰值越大。2.6.4 串·并联对传递损失的影响共振消声器的并联可以产生多个频率处的共振峰，或者显声量，通过连接管的
并联，可以调节共振消声器的消声频带，加而向高频方向移动。共振消声器的串联可以消除多个频率处噪声值，通过在共加腔体数量，可以增加共振
消声器的消声频带及共振频率。2.7 本章小结本章对不同结构消声单元进行声学性能分析。第一节分析了扩张比、扩张腔长度和扩张腔形状以及
插入管长度和插入管偏置对进出口声学性能的影响，第二节分析了穿孔管的穿孔率，孔的直径以及壁厚对消声性能的影响，而在第三节分析了结构参
数对赫姆霍兹共振腔的影响，主要涉及容积、连接管截面积、连接管长度、主管截面积和串并联等因素对共振腔的影响。第3章汽车排气消声器设计
3.1 引言这一章节对汽车尾气造成的噪音合计了一种专用消声器，运用了第3章介绍的声场有限元法和有限容积法对其进行了声场、流场及温度
场分析，试验了所设计的消声器的降噪性能以及空气流畅性能，为后面的消声器消声特性的改进提供了有力依据。汽车排气系统中发动机参数：4缸
，1.6L排量，怠速转速为675rpm,额定转速为5800rpm；标定排气温度1100K；排气总管直径40mm。3.2 消声器结构
类型的确定根据消声器的消声原理不同，可将汽车消声器分为阻性消声器、抗性消声器和阻抗复合式消声器三大类。第一种阻性消声器的消声原理主
要利用吸声材料增大声阻来消声，具有良好的中、高频消声效果；抗性消声器则是利用管道截面突变、旁支管和共振腔等造成声传播时阻抗失配(主
要是声抗)，从而达到消声的目的，具有良好的低、中频消声效果；阻抗复合型消声器是综合上述两种消声器的特点制成的,即将扩张室、共振腔和
吸声材料组合在一起构成消声器，兼有阻性和抗性的作用，在很宽的频率范围内都有良好的消声性能[13]。汽车消声器的技术要求是降噪效果要
好、质量要轻、结构简单、耐腐蚀性强等，综合上述特点采用抗性消声器最合适，抗性消声器是全金属结构，，制作工艺简单，耐高温、腐蚀，寿命
较长。因为抗性消声器的高频消声效果较差，因此需要采用穿孔板组合来加强高频消声效果。本次设计的消声器为扩张式和共振式组合的抗性消声器
。3.3 扩张腔尺寸参数的确定消声器的设计应该满足我国法律所规定的消声技术标准，衡量消声器质量高低的主要标准有：消声器的容积、进出
气管的直径、消声器腔数、消声器扩张比、消声器各腔的长度以及各腔的连接方式等。3.4 进、出气管内径的确定消声器的进气管和出气管的
直径大小对尾气气流的流动速度、消声器的扩张比、以及功率损失等有很大的影响，消声器的进出口直径必须要比内燃机排气口径大，否则会在排气
中使废气倒流，不但影响内燃机的正常燃烧，还会降低排气压力使排气变得困难，而回流的气体又会再次产生噪音，从而影响实际消声效果。然而，
排气口的直径也不能太大，这样会使扩张比太小而降低消声器的消声质量。一般汽车消声器前面的排气流的速度为v=60~90m/s[16]，
初步选择发动机标定工况下，消声器平均进气流速V=60m/s，根据公式（3-1）确定排气管截面积S0。 （3-1）式中，为排气流速
；取决于排气温度的系数，通常取1~2之间；为内燃机转速；为内燃机总排量；为冲程数；为排气管截面积。确定排气管截面积后由公式（3-2
）确定进排气管的直。 （3-2）消声器进、出气管直径计算结果与发动机排气总管直径很接近，将消声器进、出气管直径初步设计为发动机排
气总管直径40mm。由公式（3-1）和（3-2）确定消声器进、出气管直径40mm时，各转速下对应的进气流速如表3.1所示。表3.1
各转速下对应的进气流速发动机转速n（rpm）6751000200030004000450050005800进气流速m/s7.161
0.6121.2231.8342.4447.7553.0561.54以上表格中各转速数值下对应的进气流速满足消声器的气流速度要求，
并且消声器的进出口直径不小于内燃机排气口的直径，不会使排气倒流入气缸，对燃烧造成影响，并且，在这种情况下还可以得到较大的扩张比，从
而得到较大的消声量。3.5 容积的确定消声器容积的设计应该在空间合适的条件下尽可能增大容积量。大的容积量可以降低低频率消声范围的失
效几率，并且可以减小排气阻力损失，对排气增大缓冲性能。如果容积太小内燃机活塞的阻力太大，做工损失变大，有用功减少，消声效果也会下降
很多。现在发动机排气管尺寸的选取一般是根据发动机排量的大小来确定的，目前一般是根据发动机排量的大小来确定其尺寸[13]。为了估算消
声器容积Ve的大小。一般有以下三种计算公式。1）L.H.Billey推荐的四冲程内燃机消声器容积计算公式（3-3）： （3-3）
式中，K为常数，用于城市及公路货车，K=35000，用于客车及轿车，K=50000；Vh为内燃机排量；n为内燃机标定转速(rpm
)，N为内燃机气缸数。2）美国Ne1Son公司推荐的经验公式（3.4）： （3-4）式中，为发动机排量(L)；n为发动机额定功率
转速(rpm)；T为发动机冲程数；N为发动机气缸数；Q为常数，根据不同的消声要求可取5~63）消声器容积： （3-5）式中C为经验
常数，根据消声器所要达到的指标而定：A类消声器 消声量≥10dB(A) C=2~3B类消声器 消声量≥15dB(A) C=4~
5C类消声器 消声量≥20dB(A) C=7~8D类消声器 消声量≥25dB(A) C=10~13为气缸修正值，；为气缸数；为
内燃机冲程数修正系数，四冲程 =1，二冲程 =2；为消声器应用于不同类型内燃机的修正系数，非增压柴油机，非增汽油增压内燃机，为增压
比；为内燃机转速修正系数，（为标定转速）；为内燃机压缩比修正系数,汽油机，柴油机 (ε为压缩比)；为发动机排量(L)。根据资料[2
6]中实例分析，得出结论，公式（3-3）的应用范围为四冲程内燃机，公式（3-4）的应用范围为汽车排气消声器。本文根据经验公式（3-
4），取Q=6计算的到：V=13.92L。初步确定消声器的容积V为13.92L。3.6 扩张比的确定所设计的消声器的扩张比的决定因
素有进排气管的直径大小、消声器外壳直径等。越大的消声器笑声量也越大，所以消声器的效率比较高。但是，消声器的扩张比大也会造成消声器外
形尺寸的变大，由于受到安装位置的限制，消声器的外形尺寸不能太大，形状也要和安装位置相同。且消声器外壳直径增大时，也降低消声器的上限
失效频率，故消声器的外形尺寸D不宜过大。扩张比m一般根据预期消声量由公式（3-6）确定，针对我国汽车噪声的现状，可根据表3.2所列
各类消声器推荐设计指标选择预期消声量。 （3-6） 表3.2 各类消声器推荐设计指标车辆类型插入损失IL．dB(A)功率损失比．％
摩托车20~25<5载重汽车20~25<5工程车辆15~30<5大中型客车25~30<5小轿车30~40<5本文初步确定消声器扩张
腔的预期最大消声量，由公式（3-6）初步确定m=19.953.7 截面形状及外形尺寸的确定由于安装位置和形状受到限制，所以消声器常
常做成不同的形状，最常见的消声器截面有：圆形、椭圆形等。依据一维平面波理论，只要扩张比相同，不同形状的消声器性能是一样的，但实际上
，由于高次谐波的存在，不仅消声器的形状，而且进出气管的位置等对消声器性能都有一定的影响。通过用有限元法对不同形状的消声器性能进行数
值模拟，在频率较低的平面波范围内，消声器的性能仅与扩张比有关，而与截面形状无关，而当频率较高时，由高次谐波的影响，在扩张比相同的条
件下，不同截面形状的消声器的性能是不一样的。在各种不同的截面形状中，截面为圆形的消声器性能最优。在截面积相同的条件下，消声器越是扁
平，其性能越差。因此，设计消声器时在不影响安装空间尺寸的前提下，截面形状应尽量取圆形，本文将消声器截面形状初步设计为圆形截面。消声
器容积Ve和扩张比m确定之后，消声器的直径和长度也就可以确定。对于圆形截面的消声器可由公式（3-7）确定，消声器扩张腔D=178.
7mm。 （3-7）式中,S1为进、出口截面积；S2为消声器扩张腔横截面面积，d为消声器进、出气直径，D为消声器扩张腔直径。 消
声器容积和扩张腔直径确定后，实际上就已确定了消声器的长度，根据消声器体积公式（3-8）确定消声器长度L=555mm。 （3-8）
消声器的纵横比L/D=3.1满足消声器的纵横比L/D=1.5~5，且在取值范围中间，说明消声量，及消声频率范围都比较式中，及高、低
频都有一定的消声量，中频消声效果最佳。3.8 消声器腔数量的确定消声器腔数n越多，从理论上讲，最大衰减量为消声量越大，高频消声效果
好，而低频消声效果差。但腔数多，制造材料消耗和加工时间增多，成本增加。因此，消声器分隔腔数n的多少，应与消声特性和消声量相配合。一
般，可根据消声量，按照下列经验公式（3-9）确定消声器的腔数n。A类消声器 消声量≥10 dB(A) n=2~3B类消声器 消声量
≥15 dB(A) n=3~4 （3-9）C类消声器 消声量≥20 dB(A) n≥4本
文设计消声器的预期消声量为20dB，选择B类消声器，消声器腔数n确定为3腔。3.9 各腔长度的确定当消声器的容积、纵横比L/D以及
腔数n确定之后，如何分配各腔的长度，尤其是第一腔长度的L1十分重要，它承担着消声器的主要消声性能和缓冲高温高速脉动气流的任务。一般
第一腔的容积不应小于内燃机排量的1～3倍。当内燃机标定转速n≤3000 rpm时，第一腔长度L1主要应考虑消除内燃机燃烧过程和进、
排气门开闭时所产生的冲击噪声，其基频及其谐波频率： （3-10）式中，N为内燃机主轴转速；为气缸数；k为谐波序数；为冲程系数，
对于二冲程，四冲程。当内燃机在标定转速n>3000 rpm时，第一腔长度L1主要应考虑中低频成分中最突出的噪声频率。即对发动机直管
噪声的分析，根据直管排气噪声频谱合理选择第一腔对应的中心频率。第一腔的长度L1应取其中心频率波长的1/4，即 （3-11）式中，C
为膨胀腔内声速(m/s)。由公式（3-11）计算的发动机不同的常用转速下脉动噪声的前八倍频的频率分部情况如表3.3所示：表3.3
不同的常用转速下频率（Hz）分布倍频数转速（rpm)12345678100033.366.7100133.3166.7200233
.3266.7200066.7133.3200266.7333.3400466.7533.33000100200300400500
6007008004000133.3266.7400533.3666.7800933.31066.75000166.7333.35
00666.7833.310001166.71333.3本次设计的内燃机标定转速大于3000 rpm，第一腔长度L1主要应考虑中低
频成分中最突出的噪声频率。故还应分析直管排气噪声频谱，以合理分配各腔对应的中心频率值，再由公式（3-11）确定各腔的长度，使整个噪
声频段内都有一定的消声。观察分析各转速下的直管噪声频谱图3.1~3.8可知：发动机的直管噪声在1000rpm转速下的主要突出噪声频
率分布在4、6、7倍频，2000rpm转速下的主要突出噪声频率分布在2、3、4倍频，3000rpm转速下的主要突出噪声频率分布在1
、2、4倍频，4000rpm、5000rpm、6000rpm等高转速下的主要突出噪声频率分布在1、2、3倍频，故在转速较高工况下便
可通过计算其1、2、3倍频的频率分布情况来估计其主要突出噪声频率；发动机不同转速下的主要突出噪声集中在100~600Hz频带内。发
动机排气系统各转速下的直管噪声仿真频谱图： 图3.1各转速下直管噪声 图3.2 6000rpm下直管噪声图3.3 5000rpm下
直管噪声 图3.4 4000rpm下直管噪声图3.5 3000rpm下直管噪声图3.6 2000rpm下直管噪声图3.7 1000
rpm下直管噪声 图3.8 各转速下最大噪声由于发动机主要是为了满足车外加速噪声试验要求，因此要分析车外加速噪声试验出线转速的工况
下的噪声频谱。根据国标《汽车加速行驶车外噪声测量》要求由公式（3-11）得到车外加速出线时转速在4000~5000 rpm，取n=
4500rpm。 （3-12）发动机噪声分析同时还应考虑到怠速工况657rpm，额定工况5800rpm两个特定工况下的噪声分布情
况。故本文计算了怠速工况657rpm，额定工况5800rpm以及车外加速出现时的工况4500rpm下的低频脉动噪声前8倍频率分布见
表3.4。表3.4 不同工况下低频脉动噪声的频率分布倍频数转速（rpm)123456767522.54567.590112.513
5157.55800193.3386.7580773.3966.711601353.34500150300450600750900
1050根据车外加速噪声限值标准确定消声器各腔的中心消声频率，由于车外加速出线转速4500rpm为高速工况，故认为1、2、3倍频的
频率为主要突出噪声频率。取2倍300Hz为第一腔的中心消声频率，由公式（3-10）得到L1=286.7mm。为了实现消除低、中、高
频噪声的全频消声效果，在第一腔长度L1确定后,可有L2=L1/2，L3=L2/2相继确定第二腔长度L2、第三腔长度L3。计算结:L
2=143.3，L3=95.6。消声器的各腔长度之和L=L1+L2+L3=525.6小于由消声器容积和扩张比确定的消声器外形尺寸L
=555mm，故满足设计要求。因此可以最终确定 m=19.95，D=178.7mm，L1=286.7mm ，L2=143.3,L3
=95.6。确定消声器各尺寸参数后，根据公式（3-11）和（3-12）确定消声器消声频率的的上下限，。 （3-13） （3-14）
式中，c为扩张腔内声速(m/s）；D为扩张室截面特征尺寸(m)；f0为消声器共振频率；s为扩张腔的横截面，L为消声器各腔的长度，V
为消声器各腔对应的容积。3.10 消声器各腔连接方式的确定由于简单扩张腔存在通过频率，可以通过采用插入管及多节扩张腔串联，来减少甚
至消除通过频率[18]。消声器内各腔的长度确定之后，腔与腔之间可用管子或开小孔连通，只要流通面积一定，本质上无多大差别。采用插入管
连接时，插入管的长度为L/2可以消除偶数倍通过频率，而插入管长度为L/4可以消除奇数倍通过频率，故插入管连接时，其插入管长度可用L
/2和L/4相互匹配，实际应用时，插入管长度可比计算长度减少(0.3～0.4)d[20]（其中d为插入管内径）。本文设计的消声器各
腔之间通过插入管连接，且为了消除扩张腔的通过频率， 插入管的长度分别为各腔长度的1/4和1/2相互匹配。具体插入管长度分布为：进气
管插入第二腔的1/4，中间连接管分别插入第一腔的1/2和第二腔的1/4，出气管插入第一腔的1/4。试验证明，中心对正插入管的性能差
些，插入深度越大，阻力系数越大，性能下降越多。随着两插入管的接近，高速脉动气流越不能在消声器中得到充分膨胀，排出气体仍以脉动形式从
排气管中排出，出入口处排气产生的涡流越强，因而在某些频率形成再生噪声。为了避免消声器出现通过频率的缺点，使气流在消声器内得到充分的
膨胀，实现较好的消声性能本消声器设计中采用错开式内插管。3.11 穿孔管共振腔结构参数的确定由于扩张腔结构的低频消声效果不是很理想
，故本文设计消声器时设计了带穿孔管的共振腔结构以弥补扩张腔低频消声量不足的缺陷。共振腔消声器是由一段开有若干小孔的管道和管外一个密
闭的空腔所组成。小孔和空腔组成一个弹性振动系统，当气流的声波频率和共振腔振动系统的固有频率相同时，这个振动系统就发生共振，孔颈中具
有一定质量的空气柱运动速度加快，摩擦阻力增大，大量声能转化为热能而消耗掉，从而达到消声的目的。穿孔管共振腔结构的主要消声频率是针对
发动机基频排气噪声。由表3.3和表3.5可知各工况下发动机排气噪声基频分布如表3.5所示。表3.5 各工况下发动机排气噪声基频分布
转速rpm6751000200030004000450050005800基频Hz22.533.366.7100133.315016
6.7193.3分析各工况下发动机排气噪声基频分布及直管噪声的频谱图，确定穿孔管共振结构对应的共振频率为100Hz。由共振腔消声器
的共振频率计算公式（3-13）、（3-14）共振腔消声器的共振频率见公式（3-15） （3-15）式中，C为声速；V为共振腔体积；
G为传导率，是一个以长度为单位的物理量由公式（3-16）确定。 （3-16）式中，d为孔径；t为板厚。工程设计中,穿孔管的消声量可
按公式（3-17）计算。 （3-17）式中，k为与共振腔消声器消声性能有关的无量纲常数。 （3-18）式中，S为消声通道截面积。穿
孔管的消声性能除与穿孔直径有关，还有与穿孔管的穿孔段位置及穿孔率有关。穿孔段位置远离中心位置则共振腔共振频率移向低频，移动量与移动
距离有关，与移动方向无关。共振峰频率和总消声量与小孔数量有关。小孔数量增多，共振峰频率升高，总吸声量变大。共振峰频率向高频的移动并
不是无限制的，当小孔数增至一定量时，传声损失曲线已接近扩张腔（截去穿孔段）状态。实际上当穿孔率达到25%以上时，穿孔管已起不到共振
吸声作用，只等同于扩张腔两截内插管的连接管。穿孔管小孔直径和数量对共振腔消声特性影响最大，在小孔直径和数量一定时，可以通过移动穿孔
段位置来调节共振腔的共振峰频率，使其消声频段满足噪声控制的要求。 第4章 利用GT-power对所设计消声器进行性能分析4.1
GT-power介绍这次课程设计中，我使用了GT-power这个软件完成了整个设计、计算及所有的后处理过程。GT-power是一款
由Gamma Technologies公司开发的具有发动机工业标准的模拟仿真工具GT-Power是GT-Suite系列软件
中的一部分，涵盖了发动机本体、驱动系统、冷却系统、燃油供给系统、曲轴机构、配气机构六个方面。该软件采用有限体积法进行流体的计算，计
算步长自动可调，有强大的辅助建模前处理工具，自带有丰富的燃烧模型，具有丰富的控制功能，能与SIMULINK进行耦合求解，能与三维的
CFD软件进行耦合计算，自带有优化设计功能，能进行直接优化、DOE设计/优化，能进行进、排气系统噪音分析，能对进、排气系统的消音元
件进行优化设计。GT-Power功能很强大,但对专业背景要求高一些,要求设置一些较为深入的参数.比如,它的涡轮增压器模型就挺复杂,
通常做发动机工作过程计算时对涡轮增压器只要知道总效率、当量面积、流量系数，采用喷管模型就可以了，而GT-Power中没有简单的喷管
模型，一定要给出涡轮、压气机各个曲线。4.2 利用GT-power前处理建立设计消声器模型Gt-Power是一款很方便的的软件，在
消声器设计分析应用中从模型图的建立，运行，到数据的后处理，GT-Power的操作都是在GT-ise中进行的，使用方法简便，高效。我
们打开GT-Power在GT-ISE界面下的工具栏中选择“Muffler"。打开消声器前处理程序。依次点击File一一New。选择
参数如下图4.1所示。 图4.1新建模型下面的窗口用来定义消声器外壳两端的形状及坐标位。 图4.2 定义外壳下面的窗口用来定义外壳
的钢板厚度Cwall thicknesa}、温度C temperature)和初始状态(initial state object)
。还可以点击“Discretizaton Lengths”来预设管件(pipe)和壳体(shell)的离散长度C Discret
izaton Lengths ) 。 图4.3 设置外壳厚度现在编辑消声器两端尺寸如图4.4， 4.5。 图4.4 编辑两端尺寸
图4.5 设置两端尺寸可以通过在壳体的任何位置点击右键，然后选择“VolumeShell "。程序将白动算出整个腔体的容积如图4
.6。 图4.6 消声器容积消声器容积符合设计尺寸。Creating Pipes(创建管件)这一部分，我们来添加管件到消声器中。
点击工具栏中的“Horizontal Pipe”来编辑。放置鼠标指针在适当的位置，作为管件的左端位置，然后拖动鼠标到适当的位置作为
右端。如图4.7所示。 图4.7 设置管件参数同样根据各管件尺寸添加所有管件到消声器中。Creating Perforated P
ipe Sections(创建穿孔管)点击工具栏中的“Pipe Perforated”来创建穿孔管。上部的管了的适当位置点击鼠标，
然后拖动其去创建。然后双击其创建如图4.8，4.9所示参数。 图4.8设置穿孔管参数 图4.9设置穿孔小孔尺寸采用同样方式把所用穿
孔管建立完成Adding Baffles(添加隔板) 图4.10创建隔板消声器壳体可以通过添加隔板被分成不同的腔(differe
ntchambers ) 。 通过点击工具栏中的“B affle "，然后点击水平面上需要添加隔板的位置，放置其在合适的位置。然后
双击其，进行如图4.10的属性编辑。现在完整的消声器设计，完整的消声器结构如图所示 图4.11消声器二维图用gt-power前处理
模块，用同样的方法对所设计的的3款消声器分别建立完整的消声器结构如图4.12，4.13，4.14所示。 图4.12 消声器1 图4
.13 消声器2 图4.14消声器3它们对应的的三维模型如图4.15，4.16，4.17所示。 图4.15消声器1 图4.16 消
声器2 图4.17 消声器34.3 转换模型为GT-ise处理的格式最后一步是转换模型为可以输入到GT-ISE的格式.dat。点
击工具栏中的“Create .dat file"。将出现一个对话框，意思是:.dat文件已经创建完毕。点击OK将关闭这个窗口。打
开GT-ISE，选择“Tools/Import Data File... "。将白动GT-power的map图，模型图中还将白动创
建装配图连接，此对于连接组件到更长的模型中非常有用。保存文件为.gtm格式。4.4 Gt-power传递损失计算分析4.4.1
理论知识传递损失定义：声音经过消音元件后声音能量的衰减，传递损失用TL（Transmission Loss）表示：式中：——升功率
传递损失； ——消声器入口和出口的升功率级； W1、W2——消声器入口处和出口处的升功率，W； p1、p2——消声器入口处和
出口处的声压，Pa；传递损失特点：①没有包括声源和管道终结端的声学特性，②在评价单个消声元件的消声效果或初步评估系统的消声性能时，
③传递损失是评价消声元件消声效果最简单的一种方法。4.4.2 计算模块说明使用GT-Power软件计算TL需要以下几个模块：“En
dFlowSpeaker”模块：从最小频率到最大频率的各个声波叠加，产生一个随机的白噪声，作为分析消声器的声源。Mean velo
city：平均速度，也就是流体流动的情况，一般如果是声学测试都在静态进行，那么设为0或者很小数值即可。Velocity ampli
tude：推荐为mean velocity的1/5。Temperature：定义流体温度。Composition：定义流体的组成。
Maximum frequency：定义生成白噪声源的最大频率。对GT-Power而言，1000-1200Hz以内的计算结果比较准
确。最大为3150Hz，可根据计算需要选择合适的数值。Driver object（gives base frequency）：定义
生成白噪声源的最小频率。Rational speed的单位改为Hz，在GT-Power中，默认所能计算的最大谐次为500，即max
imum frequency/rational speed<=500。对于最大谐次，可通过output setup中other o
utput栏的maximum number of harmonics stored进行修改。“pipe”模块：设置管路。Diame
ter：管路内径，其值同与其连接的消声器管路内径相同。Length：管路长度，设为100mm。“Sensor”模块：定义麦克风相对
于管路的放置位置，进口处为0，出口处为1。 “AcoustTransloss”模块：通过4个外置麦克风之间的自相关谱和互相关谱得到
声功率级之差，计算传递损失。具体来讲，根据Chung，J.Y.和D.A. Blaser在1980年9月发表的“Transfer F
unction Method of Measuring In-Duct Acoustic Properties, Part 1 T
hrory”所介绍的方法，通过把每一个测量点的压力波动信号分解成向前的入射波河向后的入射波两部分，根据声波传播的波动方程，分别在系
统的两个位置：一个在消声元件的上游，一个在消声元件的下游都进行这种分解，这样就可以求解出上游的入射声压和下游的投射声压，在根据自相
关和互相关谱得到声功率级之差。上游和下游的两组麦克风必须距离很近，大约距离1～2离散长度，并且麦克风必须与消声元件的进口和出口很近
，这样讲摩擦和热传递度传递损失的影响降到最低。其原理如图4.18所图4.18 传递损失模拟计算原理图Maximum frequen
cy：传递损失分析的最大频率，要求不大于在“EndFlowSpeaker”模块中的maiximum frequency项设置。Hi
gh frequency filter：推荐选择24，更多知识可参考Acoustic.pdf中1.3的介绍。Base freque
ncy driver：与在“EndFlowSpeaker”模块中的Driver object项一致。Distance betwee
n upstream microphone：上游两个麦克风的距离，设为50mm。管子长尾100mm，麦克风分别放置在管子的1/4和
3/4处，因此，麦克风距离为100（3/4-1/4）=50mm。Distance between downstream micr
ophone：上游两个麦克风的距离，设为50mm。“EndFlowAnechoic”模块：使用GT-Power默认4.3 传递损失
计算传递损失是对立于发动机，用来表征消声器性能的重要参数。我们将使用如图4.19生成的消声器map图来进行仿真分析。 图4.19
消声器map图打开gtm文件，删除两端的装配连接模块(Sub-assembly connection)。打开模板数据库(templ
ate library。拖拽Flow下的模板“EndFlowSpeaker”和“EndFlowAnechoic”下实体“def''，
到模型中。拖拽Analysis下的模板“AcoustTransLoss"，拖拽Control下的“SensorConn”的实体"
def”到模型中双击模型管理区中的“EndFlowSpeaker"，根据要求设置各个实体参数。这里额外添加的管件，是为了预留足够的
长度来放置四个麦克风。这些管件与连接管具有相同的直径，是为了防止产生额外的压力损失(pressure loss)。设计管件的长度为
100mm，有利于计算麦克风之问的距离。在map图中放置两个管件，一个在消声器的入口处(inlet，另一个在消声器的出口处(out
let )。 图4.20 完整map图放置"EndFlowSpeaker”下的实体“noise”在紧邻入口管(inlet pipe
)的位置，"Endl lowAnechoic"下的实体“def''，在紧邻出口管(outlet pipe)的位置。连接完成后如图4.
14所示。然后从模型库中拖拽“FPropGas”下的实体“n2-vap", "o2-vap”“FPropMixtureCombus
t”下的实体“air"到工程图(project map)中。从模型库中拖拽“HeatCMaterials”下的实体“Carbon-
steel”到工程图中，拖拽“HeatCComps”到工程图中。最后设置计算运行和输出。4.4 运行模型如图4.15。 图4.21
运行模型在GT-post中查看结果 图4.22 消声器1传声损失用同样地方法分别对所设计的三个消声器进行声学分析，结果如图4
.22，4.23，4.24所示。 图4.23 消声器2传声损失 图4.24 消声器3传声损失从GT-post查看结果后，把
三个消声器传声损失计算结果数据导出通过Excel对数据做进一步处理，结果如图4.25。 图4.25 分析结果 4.5本章小结本章使
用仿真分析，先行根据第三章理论基础总结，设计了三款三腔室的抗性消声器，结构形式有扩张腔、穿孔管、插入管等。然后对这三款消声器进行了
声学性能分析，探讨并针对其中存在的不足，提出改进方案并建立模型，模拟实验分析，通过对初步设计的三个消声器的声学性能分析，我们可以从
上图看出消声器3在各个频段的消声效果都比较好，在高频段上的消声效果稍微不如消声器1，所以我们在实际生产中可以在消声器内加入消声材料
来弥补消声器3在高频段消声效果不足的缺点，综上所述，本次1.6L轿车用消声器的结构设计采用消声器3。结论 本文通过使用有限元法，对
汽车排气消声器进行声学性能仿真分析，对实际产品的设计和结构优化有一定的参考价值。现将全文总结如下：（1）本文首先简述了消声器的研究
现状，研究的目的与意义，为本文研究的可行性和实用性提供依据。（2）本文总结了声学基础理论，排气噪声的产生和控制方法，详细介绍了消声
器的分类，性能评价指标，阐述了研究消声器基础理论及所使用的研究方法，为消声器声学有限元分析提供理论支持。（3）探讨了消声器的扩张比
、插管结构、扩张腔等因素对扩张式消声器消声性能的影响，探讨了典型共振式消声结构直通穿孔管消声结构和赫姆霍兹共振腔的消声性能以及结构
参数对其消声性能的影响，为汽车消声器性能的分析计算奠定了理论基础。（4）通过声学模拟软件GT-POWER计算某汽车消声器的传递损失
，对其进行分析，为实际消声器的设计、改进做出理论上的指导。附 录 GT-power计算插入损失计算数据频率消声器1消声器2消声器
3频率消声器1消声器2消声器3105.5487155.14015113.6582446019.7142614.4551634.33
288201.8129976.8060987.52788547017.2799914.6229928.29515308.42890
610.12125.99652948014.5233214.7693423.63233409.09564215.010763.40
653849012.126614.8407927.47387505.91497713.994350.88713750011.017
2814.8942935.17921607.1594617.8074486.50858551011.4650915.0062239
.70564709.0047942.77566115.1053452013.2007515.1176741.581038011.7
65075.36659321.4779453015.0679315.1862243.145349019.8266711.09553
0.7295554016.3755715.2403443.5636610028.382217.96902438.037995501
7.1064115.3080447.1550311033.746972.29720436.233156017.2900515.40
25254.5739612039.160470.4700931.3874157017.3769315.4031153.312881
3045.402640.38402127.5909958017.1772415.3489946.2241714044.361691
.70247324.1868559016.3907815.4301445.7894415036.26023.13551421.0782260015.0296815.3951443.052216034.054494.53548818.85861012.8132815.0127335.9520517042.398225.61430319.174366208.97786914.9157638.7811118047.652396.2364721.468496305.29795215.5610346.5111119043.462387.07473124.217156406.41310115.9305548.0584420038.826977.9824826.8278665011.4913415.4901746.3363321037.422768.65346129.6478866016.0550415.1671445.6876622036.630349.37211431.8830667019.4572115.2474245.8241823035.8110410.0462633.3429368022.1175715.1097447.0099324036.1824510.4467135.3102669023.9394214.0575750.9966725036.4868810.8272837.1558570025.6540613.2093752.8683226036.3901311.0492538.2199371027.0939113.7643949.4530227036.5389811.3715338.9503972027.9077713.711545.7826328035.9507312.3628939.2871873029.3282712.3834443.3112729035.2379213.5559839.2578174031.0474411.1505544.0907230035.8603113.9185739.6253475031.109949.71680747.5093131035.9365213.6662740.3625276030.752488.77356946.1360132034.7806713.7860641.0227277032.634168.43665941.3815733033.9063214.1856841.5940378035.308586.86503438.9845734032.9194314.199742.0029679035.41994.46459338.007435032.1300913.7755642.3777980033.593082.52183138.0142136031.5977313.6192942.6818181032.548262.77961838.4676637030.9066214.0030542.8353682033.335776.7211635.3673738030.2363714.4205642.9674883036.2314314.4067630.2131239029.5852214.5800542.9870584038.6209222.3928626.4154140028.8356314.4722342.528385037.2048524.538822.3472341027.7472914.3734341.7466586033.5513321.7644616.2345442026.4919914.473541.2850387033.4469617.971798.98268843025.1362814.4342240.6163688040.1684414.063384.43519444023.5397914.3381239.0300789042.5756410.944476.29352145021.7767514.3650237.1000190037.231727.6695211.71267第3章 错误！未找到引用源。第3章 标题第1章 标题 摘要30IIV46863 |
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