柴油發電機排氣消聲器的聲學性能研究

楊志杰，張 杰，姚新改，鮑海鵬

（太原理工大學 機械工程學院，山西 太原 030024）

1 引言

柴油發電機組的噪聲主要包括柴油機的燃燒噪聲、結構振動噪聲、電磁噪聲以及進、排氣噪聲[1]。由于柴油發電機處組于發電機房內，排氣噪聲是發電機房對外界環境的影響最主要的因素，因此發電機房的噪聲治理關鍵在排氣噪聲治理。在排氣系統中安裝消聲器是降低排氣噪聲最重要、最有效的途徑[2]。柴油發電機組的排量相對較大，因此根據其排量設計的消聲器容積也較大。消聲器的聲學性能用消聲量（包括計權聲級和各頻帶聲壓級的消聲量）來表征。消聲量的量度主要有傳聲損失、末端減噪量、插入損失和聲衰減量[3]。傳聲損失不依賴于消聲器的工作環境，是消聲器特有的參數，通常情況下都被用作消聲器評價的基本參數[4]。由于消聲器的結構較大且壁面較薄，因此聲場與結構的耦合作用較為明顯，這會影響消聲器傳聲損失的計算。學者在研究消聲器聲學性能時，主要針對汽車、輪船等移動設備的發動機進行研究，有學者針對汽車排氣消聲器進行了多物理場的耦合分析，但對于聲固耦合的分析，并未針對消聲器各階結構模態分析其傳聲損失；對處于發電機房中的柴油發電機組的消聲器研究較少，尤其是對于消聲器聲固耦合的研究也較少[5]。針對為某237kW中型柴油發電機組設計的排氣消聲器的第一腔，使用Virtual.Lab分析其結構模態，依據結構模態對其結構及施加與結構的約束進行優化；對優化后的結構在有無氣流速度影響情況下分析其傳遞損失并對比結果，在有無聲固耦合影響下分析其傳遞損失并對比結果。

2 模型介紹

柴油發電機組的參數如下：柴油機為六缸四沖程、轉速為1500 r/min、額定功率為 237kW，缸數×行程為（125×147），壓縮比為15.0：1，排量為10.8L。據此設計的消聲器第一腔結構尺寸，如表1所示。廢氣在排氣管內流動的平均速度計算[6]，如式（1）所示。消聲器內氣流平均速度為21.9m/s。

式中：v—廢氣平均速度，m/s；D—排氣管直徑，mm；n—曲軸轉速，r/min；L—發動機排量，mm3。

表1 消聲器第一腔結構尺寸Tab.1 Size of the First Cavity of the Muffler

3 結構模態分析

消聲器是針對該柴油發電機組設計的，所以消聲器的結構模態應避開柴油發電機組排氣噪聲的基頻，以避免消聲器結構發生共振而產生較大的噪聲甚至破壞消聲器結構。該柴油發電機組的排氣排氣噪聲基頻為：

式中：i—諧波次數 i=1，2，3，…；n—主軸轉速 r/min；z—發動機氣缸數；τ—行程系數，四行程的τ=2。

消聲器結構的模型網格劃分，如圖1所示。約束定義為約束消聲器前后壁面的突起處垂直于消聲器長度方向的面上水平方向和豎直方向的移動自由度。經仿真計算得其結構模態前五階模態頻率數值，如表2所示。

圖1 消聲器結構網格劃分Fig.1 Mesh of Muffler Structure

表2 結構模態前五階頻率Tab.2 Structural Modal First Five Order Frequency

一階模態為剛體模態。從表2可以看出彈性殼體模態第一階，也就是第二階模態為67.947Hz，距離排氣噪聲基頻75Hz較近，若柴油發電機處于不穩定工作狀態，則極有可能引起消聲器結構共振，從而使消聲器本身產生較大的噪聲，甚至破壞消聲器結構。消聲器結構第二階模態，如圖2所示。從圖2中可以看出消聲器第二階振型主要在軸向的四個較大的結構表面，為了使消聲器結構模態避開排氣噪聲的基頻，在消聲器的中部加筋，并在消聲器入口端施加垂直于入口管管道軸線的平面上水平和豎直方向的約束。優化后的結構第二階模態振型，如圖3所示。從圖3可以看出，與優化前結構模態云圖對比，在第二節結構模態振型中，消聲器軸向的四個較大的結構表面振動明顯減弱，而振動主要發生在消聲器前后兩個端面。

圖2 消聲器第二階模態振型Fig.2 Second Modal Vibration Mode of Muffler

圖3 優化后消聲器第二階模態振型Fig.3 Second Order Modal Vibration Mode of Optimized Muffler

優化后的消聲器前五階模態頻率與優化前對比，如表3所示。從表3可以看出，除了第一階剛體模態之外，前五階模態頻率頻率均有明顯增大，且結構最小彈性模態遠離了發電機排氣噪聲的基頻。足以說明優化的效果明顯。

表3 優化前后結構模態前五階頻率對比Tab.3 First Five Order Frequency Comparison of Structure Before and After Optimization

4 消聲器傳聲損失仿真分析

消聲器傳聲損失的定義為入口入射聲功率級與出口輻射聲功率級之差。當消聲器的入口和出口截面積相同時，消聲器的傳聲損失計算式如下[7]：

式中：Win、Wout—入口聲功率級和出口聲功率級；p1—入口聲壓；p2—出口輻射聲壓。

單腔擴張室抗性消聲器的傳聲損失理論計算公式如下：

式中：m—消聲器的擴張比；f—聲波頻率；c—聲速；l—擴張室的長度。

按照最大計算頻率對聲學網格的要求對消聲器的內部流場進行網格劃分，如圖4所示。根據式（4）計算所得消聲器的傳聲損失與應用軟件Virtual.Lab仿真分析剛性壁面不考慮流體流速的消聲器傳聲損失對比曲線圖，如圖5所示。

圖4 消聲器擴張室部分內部流場網格劃分Fig.4 Flow Field Mesh in Part of the Expansion Chamber of Muffler

圖5 消聲器傳聲損失理論計算值與仿真分析曲線對比Fig.5 Comparison of Theoretical Calculation and Simulation Analysis for the Transmission Loss of Muffler

從上圖可以看出仿真計算與理論計算在傳聲損失第一個波段的各處均吻合的很好，在低頻段的走勢相符，隨著頻率升高，仿真計算的波峰峰值呈上升趨勢，這與文獻[4]的仿真結果吻合；超過截止頻率以后，仿真計算與理論計算的趨勢不再相符，這是因為超過截止頻率以后，消聲器的傳聲損失不在符合一維平面波理論?？傮w來看，仿真計算與理論計算值在頻率低于截止頻率時偏差微小，可以認為仿真計算在頻率低于截止頻率時是可信的。

5 氣流流速影響下的剛性壁面消聲器傳聲損失仿真分析

消聲器內氣流速度對于擴張室消聲器的消聲性能的影響，主要由于降低了其有效擴張比而降低了其傳聲損失。由1中計算所得，消聲器內的氣流平均速度為21.9m/s，以此速度作為消聲器入口氣流速度邊界條件。使用Virtual.Lab計算得消聲器內部氣流流動平均速度矢量圖，如圖6所示。以該速度矢量作為邊界條件，使用Virtual.Lab仿真計算所得消聲器的傳聲損失與無氣流影響下傳聲損失的對比，如圖7所示。由圖可看出當入口氣流平均速度為21.9 m/s時，消聲器的傳聲損失降低，隨著頻率的升高，消聲器傳聲損失受氣流速度影響而降低的幅值變大，但降低的幅值相對于消聲器的傳聲損失太小，因此在21.9m/s的氣流平均速度下，也就是在柴油發電機組正常工作下，可以忽略氣流速度對消聲器傳聲損失的影響。

圖6 消聲器內部流動速度矢量圖Fig.6 Flow Velocity Vector Inside the Muffler

圖7 有無氣流流速影響的消聲器傳聲損失對比Fig.7 Comparison of the Transmission Loss of the Muffler with No Air Flow Velocity

6 聲固耦合效應作用下消聲器傳聲損失仿真分析

傳統方法在計算消聲器傳聲損失時，為了簡化計算將消聲器的殼體簡化為剛體，而實際上，消聲器的殼體是彈性體，消聲器內部的聲波與殼體之間有耦合作用，且所涉及的消聲器殼體較大且壁面較薄，這種耦合作用更為明顯?？紤]彈性邊界時，消聲器內部空腔的聲學有限元方程為：（Kα-ω2Ma）P=ω2RUs（5）式中：Ma—聲學質量矩陣；Kα—聲學剛度矩陣；P—聲壓向量；R—

流固耦合矩陣；Us—節點位移幅值向量。

對于結構尺寸較大且壁面較薄的彈性殼體，需考慮聲壓對于結構的作用。耦合系統穩態頻率方程為：

用Virtual.Lab做聲固耦合效應作用下消聲器的傳聲損失與無聲固耦合效應影響的傳聲損失結果對比圖，如圖8所示。從上圖中可以得出，在聲固耦合效應影響下，消聲器的傳聲損失整體趨勢基本不變；消聲器的傳聲損失在除各階結構模態頻率之外的頻率點處有所降低，尤其是在消聲器的通過頻率處，即在消聲器傳聲損失的波谷處，消聲器的傳聲損失變為負值，說明消聲器在其通過頻率處，非但沒有消聲效果，反而由于聲固耦合而產生噪聲；在消聲器的各階結構模態頻率處，消聲器的傳聲損失有突變，但突變不具有規律性，說明聲固耦合效應對于消聲器內部聲場的分布在各頻率段的影響不同。

圖8 有無聲固耦合影響消聲器的傳聲損失對比Fig.8 Comparison of the Transmission Loss of the Muffler with the Silent Solid Coupling

7 結語

（1）依據結構模態的云圖及模態頻率數值對消聲器的結構以及約束條件進行優化，優化后消聲器的結構模態遠離了發電機排氣噪聲的基頻，可以有效防止消聲器與排氣噪聲共振而引起消聲器的傳聲損失的降低，并避免消聲器結構由于共振而發生破壞；（2）使用Virtual.Lab先計算出消聲器內部氣流平均速度云圖，然后將該速度作為入口氣流速度邊界條件計算消聲器的傳聲損失，與無氣流影響下傳聲損失對比，柴油發動機組在正常工作情況下，其排氣氣流的速度對消聲器的傳聲損失的影響可以忽略；（3）分別計算出消聲器的結構模態和內部流場的聲模態，以此為邊界條件計算消聲器的內部聲場，根據消聲器入口與出口的中心點的聲場計算出消聲器的傳聲損失。與不考慮結構振動的消聲器傳聲損失對比，消聲器在其通過頻率處其傳聲損失變為負值，即聲固耦合產生了額外噪聲；在各階結構模態頻率處，消聲器傳聲損失有突變，但突變不具有規律性。

［1］王國治，葉林昌，唐曾艷.移動式柴油發電機組消聲器的設計計算［J］.江蘇科技大學學報：自然科學版，2009，23（5）：411-415.（Wang Guo-zhi，Ye Lin-chang，Tang Zeng-yan.Design and calculation of exhaust muffler for mobile diesel generator set［J］.Journal of Jiangsu University of Science and Technology：Natural Science Edition，2009，23（5）：411-415.）

［2］楊俊智，馬曉光，達棣.排氣消聲器的設計及性能仿真分析［J］.機械設計與制造，2011（9）：106-108.（Yang Jun-zhi，Ma Xiao-guang，Da Di.Design and performance simulation analysis for exhaust muffler［J］.Machinery Design&Manufacture，2011（9）：106-108.）

［3］方丹群.噪聲控制工程學［M］.北京：科學出版社，2013

.（Fang Dan-qun．Noise Control Engineering［M］．Beijing：Science Press，2013．）

［4］王長龍，陳長征，吳旻．CAD/CAE技術在消聲器設計中的應用［J］．機械設計與制造，2006（11）：100-102．（Wang Chang-long，Chen Chang-zheng，Wu Min．The application of CAD/CAE technology on muffler desing［J］．Machinery Design&Manufacture，2006（11）：100-102．）

［5］稅永波，徐小程，曹志良．基于多場耦合的汽車排氣消聲器聲學性能研究［J］．制造業自動化，2015（4）：67-69．（Shui Yong-bo，Xu Xiao-cheng，Cao Zhi-liang．The research on acoustic performance of automotive exhaust muffler based on multi-field coupling［J］．Manufacturing Automation，2015（4）：67-69．）

［6］林光典，胡習之，秦杰．抗性消聲器單元壓力損失的仿真分析［J］．機械設計與制造，2014（5）：162-165．（Lin Guang-dian，Hu Xi-zhi，Qin Jie．Simulation on pressure loss of resistance muffler unit［J］．Machinery Design&Manufacture，2014（5）：162-165．）

［7］詹福良．Virtual．Lab Acoustics聲學仿真計算從入門到精通［M］．西安：西北工業大學出版社，2013．（Zhan Fu-liang．Virtual．Lab Acoustics Acoustic Simulation Calculation from Entry to Master［M］．Xi'an：Northwestern Polytechnical University Press，2013．）