ANSYS有限元分析在抗性消声器设计中的应用

摘要:本文讨论了运用ansys分析软件对抗性消声器性能进行三维有限元计算的方法，在静态条件下建立了简单的抗性消声器有限元模型，并分析了三种不同扩张比下该消声结构的消声性能和规律，以期对以后消声器的设计和性能预测提供理论依据和设计计算作参考。

关键词:抗性消声器；ANSYS；有限元

Abstract: this paper discussed using ANSYS analysis software confrontational muffler performance on the 3 d finite element calculation method, in static condition established a simple the resistance of the muffler finite element model, and analyses three different than the expansion reduction structure of the attenuation performance and law, so as to the muffler design and after performance prediction to provide the theory basis and the design and calculation for reference.

Keywords: resistance muffler; ANSYS; Finite element

中图分类号： TU112.59+7文献标识码：A 文章编号：

1. 前言

内燃机排气系统噪声是汽车最主要的噪声源之一[1]。随着内燃机转速和强化程度的提高，排气系统内气流速度加大，排气噪声也随之增大，从而使车辆整车噪声增大。而目前降低内燃机排气噪声最有效的方法就是使用排气消声器，因此，研究开发具有良好性能的消声器就成为噪声控制工程中一项重要课题。

随着现代汽车技术的飞速发展，按照以往的经验或一些简单的计算公式，己经不能满足环保对噪声的要求，从而发展并完善消声器的理论显得愈来愈重要。而且随着计算机软件技术的迅猛发展及其在工程中的广泛应用，发动机性能仿真技术也得到了快速发展并日渐成熟。在消声器的实际设计中，创建实用的数值计算模型对优化消声器的结构和性能是一种有效途径[2]。

本文采用ANSYS有限元软件对抗性消声器进行研究，建立简单扩张室抗性消声器的有限元三维计算模型，并且对三个不同扩张比的扩张室抗性消声器进行了计算和分析，以期能对发动机排气消声器的设计提供理论分析和设计计算参考。

2. 简单扩张式消声器有限元模型的建立及求解

因为本文只是对有限元程序在消声器设计中的应用进行研究，而并没有根据某一型号发动机排气频谱和相应的噪声控制法规，制定所需消声量的频谱图并设计一消声器，所以仅建立了如图1（图中单位mm）所示的单腔扩张室抗性消声器结构的有限元三维计算模型，并且通过改变扩张室直径（图中扩张室直径分别取120、140、160mm）进行了计算，以分析扩张比对消声器性能的影响。

2.1 有限元模型的建立

由于流固耦合作用的复杂性，因此为了建模和网格划分的方便，仅对消声器腔内的流体进行建模，本文并不考虑消声器腔内流体和消声器壳体的耦合作用，这对本文所做的分析并没有很大的影响。

利用ANSYS前处理程序PREP7，通过单元类型选择、添加实体常数、材料参数确定、几何建模、单元生成等一系列步骤建立图1所示抗性消声器声场分析的有限元模型。

考虑到所用消声器的轴对称特性，为降低所耗计算机机时，只建立了模型的二分之一，这并不会对其结果产生任何不利影响。图2为用ANSYS建成的实体模型。图3中消声器出口处的半圆球表示消声器的出口边界条件，即消声器无限远处声场的界面。圆球半径大小至少为[3]：

式中：

―消声器扩张室直径―声波中的主要波长（）

在对实体模型进行单元划分时，所采用的是计算精度较高的六面体单元，并用映射网格的方法划分，从而既降低了单元数量、结省了计算时间，又保证了计算精度。图3即为单元划分后的有限元模型。图中与消声器壳体相接触的单元采用具有约束的“FLUID30”单元，而与壳体无接触的内部单元则采用无约束的“FLUID30”单元。在半圆球圆周面上采用“FLUID130”单元进行覆盖，以保证声波以最小的反射吸收到流体域内。

图2 消声器的实体模型图3 消声器的有限元模型

2.2 有限元模型的求解

利用ANSYS求解程序SOLUTION，通过定义分析类型（只能是谐分析）和选择项、约束与加载、定义载荷步及激活有限单元求解器进行求解。

在定义约束时，先定义了与消声器壳体相接触的单元的材料特性MU=0。此处MU表示材料对声波的吸收程度，称为边界吸收系数，MU=0表示无吸收，MU=1表示全部吸收，部分吸收情况介于0～1之间，需通过实验确定。本文中为了方便讨论，设定了MU=0，即消声器壳体无吸收，这同时也保证了消声器壳体的声学边界条件。

考虑到关心的是消声器出口管处的声压与入口管处的声压的比值，故在消声器的入口端加载声压值1。接着选择求解的频率范围为20～3000Hz，载荷步增加量为10Hz。定义完成后便可进行求解。

3. 消声器出口声压随频率的变化分析

首先进入时间历程后处理器POST26，通过一系列菜单操作定义消声器出口处的变量后，便可对消声器出口处的变量值（声压）随频率的关系进行列表显示或以图表形式绘出。此处，消声器出口处的声压值既可以以复数形式列出，也可以以振幅和相位形式列出。

为了进一步说明问题，对20～3000Hz频率范围内消声器出口端的声压变量进行了图形绘制。如图4所示为不同扩张室直径下消声器出口端频率-声压幅值关系图。

从图中可以看出在几个频率段范围内，三种不同扩张室直径消声结构都具有很好的消声效果。

大概在1550Hz和1800Hz附近，三种扩张室直径的消声结构都出现了远大于单位压力的压力峰值，这可能是在此频率内声波间的干涉最强，压力得到加强的原因。

三种扩张室直径的消声结构当频率小于2500Hz时，在出口端声压变化曲线大致相同，这是因为所分析的三个简单扩张室消声器具有相同的扩张室长度，从一维声波理论得到的消声器传递损失计算公式可知，传递损失的频率特性取决于消声器扩张室的长度。

图4 消声器出口端频率-声压幅值关系

当频率大于2500Hz时，直径为120mm的消声结构还具有一定的消声能力，但直径为140mm和160mm的消声结构却明显的出现了压力波动，这是因为扩张室截面面积增大时，较高频率的声波在扩张室内不再保持为近似平面波，也就是说，从入口管进入扩张室的声波将集中在扩张室中部以窄声束通过，经出口管直接传播出去，使扩张室不能充分发挥其消声作用，从而使得消声效果明显下降，这就是在消声器中存在的高频失效现象。

4、结论

从本文以上的分析可知，在设计消声器时不能为获得较大消声量而一味地增大扩张室截面面积，还必须要考虑扩张室截面尺寸对消声上、下限频率的影响，使上、下限频率在实际需要的、能有效消声的频率范围之外。如在实际应用中，为了改善中、高频噪声的消声效果，通常采用以下两种措施：一是把消声器通道分割成若干个并联的小通道，相对应的扩张室就只有比较小的截面面积，从而可使消声上限频率提高；二是使进、出口管的轴线互相错开，使声波不能直接穿过扩张室[4]。此外，消声器的外形尺寸还将受到安装位置的限制，也不能过大。因此，在单扩张腔的实际应用上，需合理的处理好消声量、消声带宽、安装尺寸三者之间的关系。

从本文可知，利用ANSYS有限元分析软件来计算抗性消声器腔内的声压分布情况是完全可能的，在一定条件下（不考虑气流作用的影响时），这种方法不仅简单，而且具有较高的精度。

参考文献

[1]、黎志勤，黎苏．汽车排气系统噪声与消声器设计．中国环境科学出版社，1991.12

[2]、刘杰．汽车排气系统数值分析方法的研究（研究报告）．上海：同济大学

[3]、Release 10.0 Documentation for ANSYS

[4]、徐兀编译．汽车振动和噪声控制[M]．北京:人民交通出版社，1987