0 引 　言

进气噪声是增压型发动机的主要噪声源，安装进气消声器是控制增压器进气噪声的主要措施^[1-2]。国内外对船用排气消声器研究较多，而对进气消声器的设计和研究相对较少^[3-7]。Lee和Du Jiang等^[8-9]模拟分析了消声器内部的气流流动，通过优化结构设计提高其声学性能。评价消声器的声学性能指标，通常采用传递损失和插入损失，而预测消声器的声学性能计算方法包括基于平面波的传递矩阵法、经验公式法、有限元法、边界元法等。船用消声器内部结构通常较复杂，当频率较高时内部声场为三维，此时采用一位平面波理论分析有一定误差，通常需要采用三维分析方法计算其声学性能^[10]。因此，本文采用有限元法开展船用柴油机消声器的声学性能分析，在此基础上提出了改进设计方案。

1 建立消声器有限元模型

某船用进气消声器的气流流道数N=6，吸声片外径R₁为628 mm，内径R₂为270 mm，间距H为24 mm。依据消声器的结构参数建立其三维模型如图1所示。

消声器传递损失的计算频率范围受声学网格大小的影响，通常需要一个声波波长内有6个单元 。假设声音在某流体介质中传播速度为c，最高计算频率为f_max，则计算网格尺寸L需要满足：

$L \leqslant \frac{c}{{6{f_{\max }}}}\text{。}$

(1)

将建立的几何模型导入Ansys Wrokbench软件中进行网格划分。由于消声器内部结构复杂，采用四面体声学网格，为满足计算频率达到6 300 Hz，确定其最大网格尺寸为5 mm。

2 消声器声学性能分析

将划分好的消声器网格导入Virtual.lab中进行仿真设置，包括声学网格的定义、流体材料和吸声材料属性的定义。消声器内流体为空气，入口条件设置为单位振动速度，出口条件设置为无反射边界。求解起始频率取值100 Hz，终止频率取值6 300 Hz，步长设置为50 Hz，计算声学响应后可以得到各个频率对应的声压分布，图2所示为1 600 Hz时消声器表面的声压分布云图。

在出口和入口界面上分别建立一个计算参考点提取声压值，通过下式计算得到消声器的传递损失：

$TL = 10\lg \frac{{{W_1}}}{{{W_2}}} = {L_{W1}} - {L_{W2}}{\text{，}}$

(2)

式中： ${W_1}$ 和 ${W_2}$ 分别为消声器进口和出口处的声功率， ${L_{W1}}$ 和 ${L_{W2}}$ 分别为消声器进口和出口处的声功率级。由于实际工程中声功率难以直接测量，因此一般通过测量消声器前后某个截面上的平均声压级，再由下式求得：

${L_{W1}} = {L_{P1}} + 10\lg {S_1}\text{，}$

(3)

${L_{W2}} = {L_{P2}} + 10\lg {S_2}\text{。}$

(4)

式中： ${L_{P1}}$ 和 ${L_{P2}}$ 分别为消声器进口和出口处的平均声压级； ${S_1}$ 和 ${S_2}$ 分别为消声器进口和出口处的截面积，m²。消声器的传递损失计算结果如图3所示。

消声器在100～1 000 Hz低频率范围内的消声效果较小，平均消声量约12 dB。在1 600～6 300 Hz频率范围内的消声效果明显，平均消声量达到25 dB左右，峰值分布在2 000 Hz。

3 传递损失实验验证

为验证所建立消声器有限元计算模型的正确性，在消音室开展了传递损失实验，实验装置如图4～图5所示。将B&K4292无指向性声源置于10 mm厚的圆柱管道内，模拟入射平面波的声源。在管道外侧包裹隔声阻尼板防止管道内的声泄漏。2个B&K4187传声器分别布置在消声器入口和出口处，以分别测出入口声压级 ${L_{P1}}$ 及出口声压级 ${L_{P2}}$ 。根据式（2）～式（4）可得到消声器的传递损失。

图6为消声器从入口到出口表面的传递损失计算结果。由图6可以看出传递损失的仿真与实验结果趋势基本一致，在大部分频率处的计算误差在3 dB以内。因此验证了本文建立的消声器有限元模型的正确性。

4 消音性能影响因素分析及改进设计

由于增压器进气口噪声源的声压级峰值主要集中在1～5 kHz频率范围内^[11]，对该频段范围内的噪声进行有效降噪处理，是降低增压器进气口噪声源的关键。为分析消声器的消音性能影响因素，开展了如表1所示的3种改进方案对比研究。

调整吸声片间距时消声器的传递损失对比如图7所示。当吸声片间距减小时，由于气流通道面积减小，消声器的传递损失增加，吸声片间距每减小2 mm，消声器的传递损失增加约 2.5 dB。所以在保证进气气流流量的情况下，适当减小吸声片间距，可以有效提高消声器的传递损失。

调整吸声材料外径时消声器的传递损失对比如图8所示。增加吸声材料外径，可增加气流有效吸声长度，消声器传递损失随之增加，吸声材料外径每增加40 mm，消声器的传递损失在大多数频率范围内增加1~2 dB。

通常在消声器设计时，为实现减少流体空气阻力，一般会在消声器内增加穿孔板，对吸声片两侧增加穿孔板的设计方案如图9所示。由于穿孔板孔径较小，在划分网格时需要局部细化产生大量网格单元，导致计算量过大甚至无法计算。本文采用在穿孔板两侧建立传递导纳的关系^[12]，以此模拟穿孔板的声学性能。穿孔板传递导纳计算参数如表2所示，计算得到 穿孔板的声阻抗如图10所示。

在吸声片两侧增加穿孔板后，对消声器的传递损失影响对比如图11所示。在100～4 000 Hz频率范围内的消声效果比原消声器略有提高，在800～1 600 Hz频率范围内的消声效果提高了8 dB左右。因此，在不改变消声器的外形结构尺寸情况下，优先选择在吸声片两侧增加穿孔板的设计方案，可对船用进气消声器达到更加明显的消声效果。

5 结　语

采用有限元法分析了某船用消声器声学性能的因素影响，并探讨了消声器的改进设计方案，得到以下结论：

1）当吸声片间距减小时，由于气流通道面积减小，消声器的传递损失增加；吸声片间距每减小2 mm，消声器的传递损失增加约 2.5 dB。

2）吸声材料外径每增加40 mm，消声器的传递损失在大多数频率范围内可增加1~2 dB。

3）在吸声片两侧增加穿孔板对中频段的消声效果明显提高，在800～1 600 Hz频率范围内的消声效果可提高8 dB左右。