排气噪声是汽车主要噪声源之一。为保证消声器具有较好的消声效果，其内部结构往往较为复杂，而复杂结构易引起排气不畅^[1]，影响发动机性能，降低了燃油经济性，不符合节能环保的要求^[2-4]，且在高转速下，排气背压增大，易产生较大的气流再生噪声。针对该问题，有学者提出双模式消声器^[5-6]，以解决低转速时低频噪声问题^[7-8]及高转速时排气背压和气流再生噪声问题。Pang等^[9]指出，高转速下阀门开启能够增加消声器内气流流通路径，降低气流流速，从而降低尾管噪声，但缺少进一步研究。邓兆祥等^[10]通过理论计算和三维有限元法数值计算，指出双模式消声器阀门关闭时能够很好地进行低频消声，阀门打开时有利于降低压力损失，相比阀门关闭压力损失下降约500%，且消声器内气流流速整体下降有利于降低喷气噪声和湍流噪声等气流再生噪声。Xu等^[11]通过计算流体动力学对双模式消声器进行流体仿真，得到消声器内部压力、湍动能和速度分布图，结果表明阀门打开可以降低消声器内部湍动能，有助于降低气流再生噪声。文献[10-11]对双模式消声器进行了仿真分析，但缺少实验验证。Ambrosino等^[12]通过试验和仿真，指出运动型轿车安装双模式消声器可以降低发动机低转速时的通过噪声，提高发动机高转速时的动力性，降低排气背压。Liu等^[13]通过声学试验和发动机台架试验指出双模式消声器在低转速时具有很好的消声效果，在高转速时具有更低的排气背压。文献[12-13]通过试验指出了双模式消声器有助于减小排气背压，但只能间接对双模式消声器气流再生噪声进行分析。张琦、田思波等^[14-15]通过发动机台架试验对阀门打开和关闭下尾口噪声进行测量，结果表明，阀门打开时尾口噪声总声压级较低，产生的气流再生噪声更小。文献[14-15]中尾管噪声测点在管道外，测得的气流再生噪声与实际的气流再生噪声有一定差距。目前还未见有文献对双模式消声器气流再生噪声进行直接测量的报道。

笔者采用双传声器传递函数法，通过消声器台架试验，对双模式消声器气流再生噪声和尾管噪声进行测量，以直接验证双模式消声器有助于降低气流再生噪声的特点。在试验的基础上建立双模式消声器三维模型，利用Fluent有限元软件对消声器内部流场进行数值仿真，进一步分析消声器内部流场细节。

1 气流再生噪声试验 1.1 试验装置

消声器试验台架简图和实物图如图 1和2所示。

消声器试验台架由风机系统、声源系统、测试系统和被测消声器组成。风机系统由风机、变频调速器组成，以提供不同流速的气流源。声源系统由信号发生器、功率放大器BK Type 2706和音箱组成，其中音箱由隔振板加工而成，4个扬声器对称布置，提供不同频率的声源。测试系统由丹麦BK的数据采集处理系统Pulse 14.0、数据采集器Type3560C、传声器、电脑、皮托管和压差计组成。采样装置对消声器数据采集有较大影响，文献[16]对该采样装置进行了研究，研究结果表明此装置能够较准确地测试消声器气流再生噪声，故在此采用该结构。风机与管道为软连接，以减小震动。整个测试在半消声室内进行，以减少背景噪声的影响。

1.2 试验原理

风机转动会产生噪声，且气流在管道内由于截面积突变等原因也会产生噪声，尽管测试装置在被测消声器前安装有阻性消声器和抗性消声器，但气流本底噪声仍然难以完全消除。因此，消声器出口端的入射声功率W_out包含有经被测消声器作用后的气流本底噪声入射声功率W_bo和被测消声器内部产生的气流再生噪声入射声功率W_reg，其声能量传播关系为

$ {W_{{\rm{bo}}}} + {W_{{\rm{reg}}}} = {W_{{\rm{out}}}}。$

(1)

消声器传递损失定义：

$ {T_{\rm{L}}} = 10\lg \left( {\frac{{{W_{{\rm{in}}}}}}{{{W_{{\rm{bo}}}}}}} \right), $

(2)

其中W_in为消声器入口端气流本底噪声入射声功率。

根据式(2)，气流本底噪声在消声器出口端的入射声功率为

$ {W_{{\rm{bo}}}} = \frac{{{W_{{\rm{in }}}}}}{{{{10}^{TL/10}}}}。$

(3)

在测量时，传声器测量的声信号是管道内入射声和反射声的叠加信号。因此采用双传声器传递函数法，将消声器进口端和出口端入射声进行分离。消声器入口端入射声功率W_in和出口端入射声功率W_out计算公式为

$ W(w) = \frac{{S(w)}}{{\rho c{{\left| {1 + {R_1}(w)} \right|}^2}}}A, $

(4)

式中：S(w)为传声器声压的自功率谱；ρ为空气密度；c为传播速度；R₁(w)为反射系数；A为管道截面积。

1.3 试验过程

在双模式消声器阀门处开一个观察窗，将阀门分别设置为完全关闭和完全打开两种状态，如图 3所示。观察窗采用软胶板完全密封。

1.3.1 传递损失测量

开启音箱，关闭风机，采用两负载法，分别加载和取消吸声尾端，测得双模式消声器静态传递损失。

1.3.2 气流再生噪声测量

关闭音箱，打开风机，调节变频调节器，改变风机转速，通过压差计调整使消声器进口气流流速为30~60 m/s，间隔5 m/s进行一次测量。此外，在消声器出口管尾端45°方向、50 cm处布置一传声器，头部加装防风球以减小气流的影响，进行尾管噪声测量。

1.4 试验结果及分析

经测量计算，得到消声器出口端气流本底噪声入射声功率W_bo如表 1所示，阀门打开和关闭时气流再生噪声和尾管噪声如图 4和5所示。

试验中，若消声器出口端总入射声功率W_out大于消声器出口端气流本底噪声入射声功率W_bo10.0 dB以上，则可以忽略气流本底噪声的影响，认为气流源为无声气流源。对比图 4中消声器出口端总入射声功率，可以看出消声器出口端的气流本底噪声入射声功率低于消声器出口端总入射声功率约18.0 dB，因此可以忽略气流本底噪声影响，认为气流源为无声气流源。

由试验结果可以看出，阀门打开时消声器出口端气流入射声功率比阀门关闭时低，最大差值为1.1 dB；同时阀门打开时尾管噪声比阀门关闭时低，最大差值为2.3 dB。这是因为阀门开启时，消声器内部气流流通面积增加，使得气流流速降低，减少了湍流，降低了湍流噪声；同时消声器内部流场得到改善，压力降低，减少了喷气气流，降低了喷气噪声，从而降低气流再生噪声。

2 数值模拟分析 2.1 物理模型

为分析双模式消声器内部流场细节，在Pro/E中建立消声器三维模型如图 6所示。通过Hypermesh进行前处理，采用四面体单元，并在截面突变和小孔处进行局部细化，最终生成单元总数约220万个。将处理后的模型导入Fluent有限元软件中，采用标准k-ε两方程模型对阀门关闭和打开两种工况进行流体仿真。

2.2 假设及边界条件

为简化问题，对气流流动做如下假设：

1) 入口流体为均匀无脉冲的气流；

2) 将气体视为理想气体，不考虑气体组分；

3) 忽略气体自身重力和摩檫力的影响；

4) 消声器壁面静止无滑移，采用标准壁面函数。

采用边界条件如下：

1) 采用速度入口边界条件，进口速度为60 m/s；

2) 采用压力出口边界条件，出口压力为相对压力0 Pa。

2.3 仿真结果及分析 2.3.1 速度分布

气流再生噪声和气流流速密切相关，湍流噪声声功率与气流流速的6次方成正比，喷气噪声声功率与气流流速的8次方成正比^[17-18]。图 7和8显示了双模式消声器阀门关闭和打开时水平和竖直中心面气流流速分布情况。由图可知，阀门关闭时，气流流通面积减小，气流只能通过阀门间隙和排水孔到出口管，此时消声器内气流流速较高，最高达350.0 m/s，会产生较大的气流再生噪声；阀门打开时，消声器内部气体流通面积增加，整体气流流速明显降低，最高气流流速降低至73.2 m/s。可以看出，阀门打开有助于降低消声器内气流流速，从而降低气流再生噪声。

2.3.2 湍动能分布

湍动能可以反映消声器内部湍流及其强度的分布情况。图 9和10显示了双模式消声器阀门关闭和打开时水平和竖直中心面湍动能分布情况。由图可知，阀门关闭时，阀门和排水孔处湍动能较大，湍流强度大，最大湍动能为1.91×10⁴ K；阀门打开时，内部湍动能整体下降，最大湍动能降低至7.09×10² K。可以看出，阀门打开可以有效降低消声器内部湍动能，减小消声器内气流再生噪声。

2.3.3 压力分布

图 11和12显示了双模式消声器阀门关闭和打开时水平和竖直中心面压力分布情况。由图可知，阀门关闭时，阀门上游压力明显高于阀门下游压力，消声器内部最高压力达2.15×10⁵ Pa，此时气流在巨大压差作用下，由阀门间隙和排水孔处喷射而出，气流流速较高，将会产生较大的喷气噪声；阀门打开时，消声器内压力明显降低，最大压力下降为9.06×10³ Pa。可以看出，阀门打开有助于减小消声器内部压力，降低阀门和排水孔处喷气气流流速，从而降低气流再生噪声。

3 结论

针对双模式消声器气流再生噪声，通过台架试验和Fluent流体仿真分析，可以得出以下结论：

1) 双模式消声器有助于改善消声器内部流场，阀门打开时消声器内部气流流速、压力和湍动能均得到降低，从而降低了气流再生噪声。

2) 通过消声器台架试验，测量了双模式消声器出口端气流再生噪声，为双模式消声器的设计、应用等提供了参考。