基于GT-power的消声器优化设计-厦门大学学报自然科学版.DOC

基于GT-power的消声器优化设计 林森泉1，侯亮1*，黄伟1，钱尧一1，郭涛2，连成堃2 (1.厦门大学物理与机电工程学院,福建 厦门 361005;2.厦门厦工机械股份有限公司,福建 厦门 361023) 摘要：为了寻求一种更简单有效的消声器设计方法，以某一型号发动机为例，将传统的消声器设计理论与GT-power仿真软件结合起来，构建了基于GT-power的消声器优化设计流程，利用GT-power软件的声学和流体仿真功能对各消声器结构方案进行仿真分析，通过比较消声器的插入损失和压力损失，得出较优方案，然后再对特定方案正交试验参数中图分类号： 文献标识码：GT-power等数值模拟软件的应用，给消声器的设计和开发提供了新途径。GT-power软件提供了对消声器消声性能的仿真功能。侯献军等[]运用GT-power声学仿真功能对几种消声器方案进行分析与优化，达到了消声量要求；谢田峰等[]运用GT-ower对发动机及消声器进行模拟，不仅能预测消声器特性，还能反应出不同结构消声器对发动机性能的影响；张永波等[]通过对并联内插管双室扩张式消声器插入损失研究，验证了GT-ower在较宽频带范围内具有良好的拟合度 消声器评价指标 (a)结构1 (b)结构2 图1 两种消声器结构及参数 Fig.1 The structure and parameters of two kinds of mufflers 下面以结构2为例进行理论计算，计算各腔室的传递损失： ①振室1： 传递损失：[6] 其中，共振腔的总体积=3532500，穿孔的总面积=5887.5，小孔长度=1.89，排气管道截面积=1962.5，共振频率： ②共振室2： 传递损失 其中，共振腔的总体积=7065000，穿孔的总面积=5887.5，小孔长度=2.8，排气管道截面积=1962.5，共振频率： ③扩张室： 该扩张室可等效看成是两个内插管式扩张室的串联，其传递损失也为两个扩张室的叠加，所以有： 传递损失：[6] ， 其中，=100，=20，=20，=16。 由以上计算可知，共振室1的共振频率为1607Hz，共振室2的共振频率为934Hz，而共振式消声器在共振频率处传递损失最大，即该消声器在900Hz~1700Hz中低频范围内消声效果较好。以上的计算主要是要确定两个共振室的共振频率，我们期望两个共振室的共振频率不在同一个区间内，这样获得的消声频率范围就会比较宽。然而消声器的消声效果主要是以插入损失和压力损失来进行评价的，所以以下的仿真计算主要是发动机与消声器耦合仿真来确定插入损失和压力损失。 3 基于GT-power的模拟正交试验 3.1 两款消声器的建模 根据两款消声器的结构尺寸，简化并建立其消声器三维模型，图2为结构1和结构2的消声器模型。 (a)结构1 (b)结构2 图2 两种结构的消声器模型 Fig.5 The Muffler model of two kinds of structures 3.2发动机与消声器的耦合仿真计算 根据建立的消声器模型，在消声器与发动机耦合仿真模型中求解消声器在不同转速下的插入损失和压力损失。图3、图4为GT-power仿真求解到的两款消声器结构的插入损失和压力损失曲线。图3是两款消声器结构的插入损失曲线比较，结构2在小于1500rpm的低速区表现不佳，在大于2200rpm高速区，其插入损失比结构1略差，而在1500~2200rpm中速区，其插入损失结构1要高，最大差值可以达到4dB。图4为两款消声器结构关于发动机转速的压力损失曲线，在1500~2200rpm转速范围内，结构2的压力损失高于结构1，而在高于2200rpm转速下，结构2的压力损失低于结构1。 图3 两种消声器结构的插入损失曲线 图4 两种消声器结构的压力损失曲线 Fig.3 The insertion loss curve of two kinds of muffler structure Fig.4 The pressure loss curve of two kinds of muffler structure 在消声器的评价指标中，插入损失越大越好，压力损失越小越好，因此，从插入损失和压力损失综合来看，结构1在小于1500rpm的低速区和大于2200rpm的高速区效果比较好，结构2在1500~2200rpm中速区效果比较好，综合考虑该型号发动机低速区与高速区噪声较大的事实以及考虑到发动