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Fluent+VL CGNS导入VL后 如何继续计算
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已经在CFD里面进行了计算，时间步长5e-4s，1000步计算。原本想直接用Fluent的声学模块进行计算，但是发现FW-H类比法貌似无法用于管道噪声之类的内部噪声。
因此只好带到VL中进行后续计算。
参考了中威大神的《风扇噪声模拟详细步骤》，进行了数据的导入和转移，但是中威后续是风扇计算，我的模型仅仅是气流冲击障碍物，因此无法继续计算。
之后又参考李增刚老师的书，9.2 汽车后视镜的声场计算。在边界元进行声学频响计算的步骤时无法继续。
发现书上的数据都是hz为单位，而我的是以时间为单位。
我想计算外场一点的频响函数，为了获得观察者接收到的频率。
请问我应该如何继续？谢过了...
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这个很简单了啊，你关键的CFD部分都做好了，导入CGNS文件之后，把压力脉动映射转移到声学网格上啊，注意映射的时候使用快速傅立叶变换，就从时域到频域了呀~
做气动声学，在VL里面，有限元法和边界元法都能做的，你是做HVAC管道吗？我个人觉得有限元法更适合一些，当然如果模型规模不大，边界元建模简单，也可以。
superxjw 发表于
这个很简单了啊，你关键的CFD部分都做好了，导入CGNS文件之后，把压力脉动映射转移到声学网格上啊，注意映射 ...
谢谢S大，果然是差个FFT变换。
目前在进行频响计算，不过计算的很慢啊。打算开启并行计算。
在论坛找到您说的：
cd D:\Program Files\LMS\Virtual.Lab.R10\VirtualLab\Sysnoise\5.6\bin\WinNT（smpd.exe所在目录，这里我的VL装在D盘，具体盘符以你的确定）
smpd -install 回车
mpiexec -register 回车 （输入你当前Windows账户名） 回车 （输入你当前WINDOWS账户密码，如果没有密码，设置一个。） 回车 输入密码时光标不动也无任何显示，直接回车即可
mpiexec -validate 查看是否成功
是不是说用此操作仅仅是打开并行计算
之后每次进行job计算的时候还要进行进程数等等的设置？
蓝橙酒 发表于
谢谢S大，果然是差个FFT变换。
目前在进行频响计算，不过计算的很慢啊。打算开启并行计算。
你用FEM还是BEM算的？网格要记着粗化啊！
superxjw 发表于
你用FEM还是BEM算的？网格要记着粗化啊！
谢谢S提醒。
我已经开启并行了
&mpiexec -validate
计算时进行了如下设置：
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23:03 上传
QQ截图35.png (37.12 KB, 下载次数: 0)
23:03 上传
计算进行的时候，CPU占用率主要还是12.5%。
我电脑是4核8线程，感觉还是只有一个线程在工作呀，向大神求解。
superxjw 发表于
你用FEM还是BEM算的？网格要记着粗化啊！
自己研究了一下，貌似这样子设置就对啦。
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QQ截图38.png (339.57 KB, 下载次数: 0)
23:51 上传
嗯，监控CPU的工作状态。&
<p id="rate_846" onmouseover="showTip(this)" tip="感谢你能够和大家分享经验&体能 + 5 点
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这个很简单了啊，你关键的CFD部分都做好了，导入CGNS文件之后，把压力脉动映射转移到声学网格上啊，注意映 ...
请问在映射之前需要定义随压力变化的流体属性 吗？需要的话怎么定义？求指教
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消声器的设计流程与研究胡景彦 苏圣 江帆 吴丰凯 吕希斌（1. 宁波市鄞州德来特技术有限公司，浙江 宁波 315000） 摘要：随着社会对振动噪声关注度与日俱增，采用的降噪措施也是不断多样化，本文主要研究的方向主要是针对发动机排 气噪声方面，采用消声器进行降噪措施的研究。对于不同的发动机其排气噪声在不同频率的声压级是不同，而对于不同排量 的发动机所产生的声压级大小也是不一样。 所以需要专门针对某一款发动机设计一款消声器进行降噪， 这就涉及到如何设计 消声器使之能够完全与发动机进行匹配， 本文主要研究的课题是采用传统的设计方法与有限元计算相结合的方式进行设计消 声器。 关键词：消声器 噪声 声压级 声强级 声功率Design cycle and Research of MufflerHU jing-yan, Su Sheng, Jiang Fan, WU feng-kai，Lu xi-bin(DLT TECHNOLOGY CO.,LTD., NingBo 315000, China) Abstract: What some diversified measures has been adopted in the aspect of noise reduction is the result of the fact that attention paid to the vibration and noise grows with each passing day. The paper is mainly talked about using muffler for noise reduction to deal with the problem pretended in the respect of engine exhaust noise. It is the difference in the frequencies of sound pressure level as well as that of the displacement engine result in diverse sound pressure level that requires specifying a certain engine with a corresponding muffler for noise reduction. This involves how to devise silencer to make it completely match the engine. The issue, in the paper, is adopting the mode of combining the traditional design method and finite element calculation to design the silencer. Keywords: Muffler, Noise, Sound Pressure Level, Sound Intensity, Sound Power Level 1.1 消声器整体设计思路0 引言由于现代社会对汽车 NVH 的要求日趋提高，这 就对汽车上面的各个零部件的设计必须考虑降噪的 因素。对于汽车降噪方面往往涉及到许多领域，比 如说汽车各个零部件的振动情况，汽车内外饰所采 用的吸声材料，以及降低噪声源声学阻抗的设计。 本文主要是针对汽车发动机排气噪声方面的降噪措 施进行研究，找出一条设计发动机消音器的设计思 路。因为消音器的设计不仅要考虑声学方面降低多 少声压级，还要考虑消声器的流动损失。所以在设 计消声器时需要运用多种方式进行设计，以此优化 出消声器最佳性能。如何能够合理的安排和采用分 析手段是下面我们所要重点研究的课题。1 消声器的设计在消声器设计中往往需要考虑两大因素，分别 是工艺成本和性能。如果一旦设计消声器的边界条 件已经限定，消音器的工艺成本和性能之间的矛盾 就变得尤为的突出。为了能够更合理的找出它们的 择中点需要消声器的结构做些更改以此保证在不提 高生产工艺成本的前提下，提高消声器的性能。 消声器的性能主要分成两大方面，一个是它的 声学性能，另一个是它的流动损失。由于在设计消 声器的时候存在两种设计因素，所以制定一个合理 的设计流程是十分必要的。以下是设计消声器的步 骤。 1、需要整车厂商提供设计的边界条件，以免 设计完的消声器由于体积的问题无法安装在整车上 面。 2、分析发动机排气噪声频谱，观察那个频率 段下声压级偏高，这将为后面消声器的设计提供依 据。 3、通过传统的设计理论进行设计消声器布置线路类比图。 方案，但是由于整车厂所提供的边界条件限制，设 计出来的消声器不一定是规则的形状，由于不规则 的内腔可能会导致与传统理论的计算结果存在误差， 所以就需要通过有限元的手段进行计算。 4、通过有限元软件进行对消声器进行声学分 析，观察各个频段下降低的声压级是否满足设计要 求，哪里是否需要更改，以及判断哪里是否需要附 件吸声材料。 5、 声学分析完成后需要再进行一次 CFD 分析， 图 3 扩张室式消声器类比图 验证流动损失是否控制在合理的范围内，如果流动 Fig.3 Expansion chamber muffler analogy map 损失过大需要重新更改方案验证声学性能，然后再 其中 Ma1 为消声器第 1 管的声质量， a1 为消声 R 进行一次 CFD 分析。下图为消声器的设计流程图。 器第 1 管的声阻，Ca1 为第 1 腔的声容。 消声器对各个频段下的声波进行降噪的指标用 消声量ΔL 进行标示，消声量的定义如下所示： ?L = 10log10 tI =It Ii tI 1（1）4其中 tI 为透射系数，其定义如下所示[1]： 图 1 消声器的设计流程 Fig.1 Design cycle of Muffler 1.2 消声器的设计 消声器的种类一般比较多，一般有以下几种， 分别是阻性消声器、抗性消声器、阻抗复合式消声 器等等。由于各种消声器的消声原理不同，本文将 重点介绍抗性扩张室式消声器的设计。 抗性扩张室式消声器的降噪原理并不是将发动 机的排气噪声完全吸收， 而是类似于一个滤波装置， 将令人无法承受的声音进行阻拦，而允许一部分能 体现出汽车动力性的低频声音通过。图 2 为抗性扩 张室式结构图。4cos 2 kD +(S 21 +S 12 )2 Sin 2 kD为声数k =其中 It 为透射波声强，Ii 为入射波声强，k2πf C0=（2），D 为消声器腔室长度，S12 为 S1 与 S21 4[3]的比值，21 为 S2 与 S1 的比值。 S 将式 2 带入式 1 得 ： 当 kD = (2n ? 1) 或 D = (2n ? 1) (n=1,2...)π 2 λ 4?L = 10log10 [1 + (S12 ? S21 )2 Sin2 kD]（3）时， 消声量达到最大值。 也就是说当腔室长度为 1/4 波长的奇数倍时消音量最好。以上的公式就是设计 抗性扩张室式消声器的理论依据。2 消声器的分析2.1 消声器声学有限元分析 图 2 扩张室式消声器结构 Fig.2 Expansion Chamber Muffler Structure 在计算消声器在各频率下声压级降低的数值 需要对消声器进行建立声学模型，为了计算方便， 声学理论计算通常使用的是电-力-声线路类比的方 法进行求解[1]，下图为图 2 扩张室式消声器结构的 根据整车厂的设计边界完成了消声器的布局设 计，下面就需要用声学有限元的方法对消声器的三 [2] 维模型进行更加精确的计算 ，下图为某汽车消声 器的三维模型。图 4 扩张室式消声器三维模型 Fig.4 Three Dimensional Model of Expansion Chamber Muffler 从图中可以看到消声器分成很多内腔，并且它 们之间通过管道进行连接。根据以上的结构对其抽 腔，然后进行网格划分与计算。下图为某频率下消 声室内的声压分布。图 7 消声器内腔的流线分布 Fig.7 Streamline Distribution of the Muffler Cavity图 8 消声器内腔的流速分布 Fig.8 The Velocity Distribution of the Muffler Cavity图 5 消声器内腔的声压分布 Fig.5 Sound Pressure Distribution of the Muffler Cavity 对于消声器内部的声压分布在这里暂不做研究， [4] 由于用户最关心的是人耳听到的声音 ，所以分析 的目的重点是消声器的排气口处的声音，为了能够 体现出在各个频率下的降噪结果，下图显示的是从 20-500Hz 声音的传递结果。3 分析结论通过以往的设计，一般情况下消声器声学设计 比较难满足设计要求，而流场相对来说比较容易解 决其流动损失这个问题，所以故此先进行声学有限 元计算，满足声学要求后再进行相关的流动损失计 算。 对于消声器的设计一般采用类比图进行求解， 而工程应用中如果类比图过于复杂，可以借助计算 机进行解决此类问题， 比如说使用 Matlab 软件进行 求解。 此设计流程已经应用的工程设计当中，并且经 过对不同排量的发动机的匹配验证，试验结果完全 达到当初的设计要求。参考文献：图 6 各频率下降噪声压级 Fig.6 reduce sound pressure level in each frequency 2.2 消声器流场 CFD 分析 上述消声器的声学有限元计算结果满足设计要 求，就可以进行下一步流场的流动损失计算，如下 图所示：[1] 杜功焕 朱哲民 龚秀芬.声学基础[M].南京大 学出版社，2001. [2] 李耀中 李东升.噪声控制技术[M].化学工业出 版社，2008. [3] 张文群 吴新跃.降噪分析[M].国防工业出版社， 2010. [4] 李惠彬 上官云飞.汽车降噪与振动控制[M].机 械工业出版社，2009.胡景彦，通讯地址：宁波市鄞州区宁横路里段工业 区4幢3栋，邮编：315000,电话：，邮 箱：hujingyan@ 苏圣， 通讯地址： 宁波市鄞州区宁横路里段工业区4 幢3栋，邮编：315000,电话：，邮箱： susheng@虚拟实验技术在材料隔声性能试验台开发中的应用谢琼丹①， 孙新波②，高捷敏①, 王佳伟① （① 杜邦中国研发中心， 中国上海浦东新区张江高科技园区，蔡伦路 600 号，201210； ② LMS 中 国, 上海市浦东新区张江路 665 号德宏大厦 706 室） 摘 要：本文采用 LMS 公司的 Virtual Lab 的有限元（FEM）及边界元（BEM）声学分析技术， 对杜邦公司开发的新型小尺寸材料隔声评估平台进行了仿真分析，并通过实验验证了该虚拟实验平 台的仿真精度，并在此虚拟实验平台的基础上，评估了 PET 材料的隔声性能，与实验就有较好的一 致性；研究成果验证了虚拟实验技术（CAT）在试验台开发中的可行性，降低了实验平台开发的成 本。该分析结果对未来新型实验平台建设具有指导意义。 关键词：有限元（FEM） ，边界元（BEM） ，虚拟实验技术（CAT） 中图分类号：TB53 文献标示号：AThe Application of CAT Technology in PET Material Sound Isolation Test Rig DevelopmentQiongdan Xie①， Xinbo Sun②，Jiemin Gao①，Jiawei Wang① (① DuPont (China) Research & Development and Management Co., Ltd. No.600,Cailun Road, Zhangjiang High-Tech Park, Pudong New District, Shanghai 201210, P. R. C; ② LMS (China) Shanghai Office,No.665,Zhangjiang Road, Shanghai High Technology Park,C) Abstract: Using LMS Virtual Lab Software FEM & BEM Acoustic Solver, a material sound isolation test rig is simulated and verified by tests. Based on this verified simulated test rig model, PET filmsound isolation performance is analyzed. The simulation results match well with the test results. This research results demonstrate that CAT (Computer Aided Test) technology can be a good way to help engineer in developing test rigs. Key words: FEM (Finite Element Method); BEM (Boundary Element Method); CAT (Computer Aided Test);1 引言在城市化生活和生产中，对噪音的控制成为提高生活质量和安全的重要措施。政府法规对通过 噪音的要求也非常严格。中国国家现行城市区域环境噪声标准比如国标[1]规定了噪音的标准。 此外，在汽车制造领域，汽车内外噪音的大小也成为汽车的舒适度的重要评判标准之一。 因此 在汽车制造领域，对噪音的控制也是重要的研发领域。除了通过对汽车部件的结构设计来减震降噪 外，吸音隔音材料在汽车配件和汽车内外饰上的使用也是汽车内外降噪的重要手段之一。因此，一 个可靠的材料的隔音降噪性能的评判对材料的开发尤为重要。传统的分析方法有两个重要的评判参 数，一个是声音吸收率；一个是声音阻隔率。对于声音阻隔率的测量，国际标准混响室法[2][3]采 2 用两个混响室，并将面积大于 1 m 的镶嵌在两个房间之间的墙中。长期以来，混响室法是材料声学 性能的重要分析方法和标准方法。但这种方法较为昂贵。一些高分子材料由于材料刚性造成的翘曲， 并不适宜用于制备平整的大面试样品。相应的模具设备也会非常的昂贵。因此混响室法的应用受到 限制，并不适用于实验室规模的快速材料筛选。另一种被广泛应用于各个声学实验室的是驻波管法 [4]。这种方法由于其快速灵活和需要的测量样品小，39～100 mm 直径的圆片，一直为各个 NVH 实验室所采用。 然而，驻波管法也并不完美。 首先其商用仪器比较昂贵， 其次在侧向刚度很大的样品， 由于受边界条件和结构和共振的影响，其结果和质量定律偏差较远。刚度大的样品实验误差往往较 大，造成在材料筛选的困难。 基于声功率测量的较好重复性，DuPonT 公司针对其测试材料试品样件尺寸的大小，设计了一种 自建的声学箱子结合声功率的测量来作为材料隔声性能简单评判的试验台（如图 1 所示） 。本文采用 LMS 公司的 Virtual Lab 对该实验平台进行了仿真分析，以验证数值模型的仿真精度，以便于后期 采用虚拟实验技术取代真实试验。图 1 DUPONT PET 材料隔声试验台2 Virtual.Lab 边界元理论根据边界元原始的理论公式 Kirchhoff 积分方程（1） ，及建立表面声压与表面振速的公式（2） ， 可以直接求解任意场点处的声压级，具体计算公式见式（3） 。? G ( X ,Y ) ? ? + i ρω vn (Y ) ? G ( X , Y ) ? dS = p( X ) ? p (Y ) ? ∫? ?n ? S（1）[ A] { p} = [ B ] {v}其中：[A], [B]：影响矩阵；{p}：节点压力；{v}：节点法向速度；（2）p ( X ) = ∑∑ pmαmα∫ N α (ξ )Sm Sm m? G ( X , Y (ξ ) ) J (ξ )d ξ ?n+i ρω ∑∑ vmαmα∫ Nα (ξ )G ( X ,Y (ξ ) ) J (ξ )dξm m m t（3）= =∑∑ p α a α ( X ) + ∑∑ v α b α ( X ) α αm m{a} { p} + {b} {vn }t3、材料虚拟试验台模型搭建及验证3.1 试验台几何尺寸及数值模型 根据试验台的实际几何尺寸，对试验台进行数值建模，具体模型如图 2 所示：(a) 试验台几何尺寸(b) FEM&BEM 数值模型图 2 试验台尺寸及数值模型 3.2 顶部开口对声模态的影响 由于扬声器工作的情况下，会激励起腔体共振，从而使得辐射出的噪声频谱反应出声腔的部分 模态频率信息，从而根据该信息反过来处理模型，使得模型更加的准确，对于扬声器的模拟采用单 极子声源进行模拟， 然后在开口顶部 10cm 的位置测量声压级， 仿真与实验的对比结果如下图 3 所示。 不同的建模方式对模态频率的影响结果对比见表 1 所示。图 3 仿真与实验的对比―模态频率表 1 不同建模方式对模态频率的影响Mode 1 2 3 4 5 Closed Box FEM 400 800 00 Open Cutout Box FEM+AML 440 860 00 BEM 440 860 00 Test FEM 450 875 25 Closed Box FEM-Toler. 11% 8.6% 7.7% 6.6% 7.2% Open Cutout Box FEM-Toler. 2.2% 1.7% 1.5% 1.3% 1.4% BEM-Toler. 2.2% 1.7% 1.5% 1.3% 1.4%由表 1 结果可以看出，反应开口后模态频率精度得到了很大的提高，并且有限元与边界元的仿 真结果比较一致。 3.3 扬声器声源强度的确定 根据 10cm 位置测量的声压级，通过传递函数的方式，反推扬声器的声源强度，来搭建虚拟实验 平台， 通过传递函数反推后得到的声源源强 （白噪声―恒定值） 并将该声源的结果附加到单极子中， ， 进而模拟外场辐射噪声，采用该方法后，麦克风位置的测量结果与仿真结果对比如图 4 所示。图 4 虚拟实验平台与测试结果对比 由图 4 可以看出：整体的仿真精度是比较好的，而在 100Hz 的位置误差比较大，主要是由于扬 声器在 100Hz 处发生了共振，造成能量不均衡所致；而在 3500Hz 以上仿真精度比测试结果明显增 大，主要是由于箱体本身的加工表面比较粗糙，导致壁面存在一定的吸声系数，因此会影响高频的 仿真精度。4、PET 材料隔声性能评估及验证基于上述虚拟的仿真试验平台，考虑 PET 材料的属性；将 PET 材料的模态信息导入 Virtual Lab 的声学模型中，进行计算在扬声器激励下的透射噪声，进而采用插入损失（计算公式如式(3)所示） 评估 PET 材料的性能；计算与仿真结果的对比如图 5 所示。= SPL1 ? SPL2 IL(3)式中：SPL1 为没有 PET 材料的时候测量的声辐射声功率级；SPL2 为附加 PET 材料后测量的声辐射 值；IL 为 PET 材料的插入损失。图 5 PET 材料插入损失评估结果对比5、结论通过本次的试验平台模拟，可以确定采用虚拟试验的方法可以取代实验进行模拟材料的隔声实 验，并进一步可以通过虚拟仿真的方式指导设计人员设计更小的实验平台用于指导其微小结构的隔 声性能试验平台设计。 参考文献： [1]. GB [2]. ASTM E90 [3]. ISO140-1 [4].ASTM E2611电机振动噪声仿真策略K. Vansant1, R. Hallez1, K. De Langhe1 孙新波(译)21 LMS International, Interleuvenlaan 68 3001 Leuven BELGIUM, koen. 2. LMS(北京)技术有限公司, xinb.摘要：随着电动及混合动力汽车在市场上的使用，要求适当的在其 NVH、安全性 及耐久性上给予关注。燃烧噪声的屏蔽及新声源的引入（比如电机和电池冷却装 置）要求对 NVH 的设计方法进行更改。在这篇文章中引入一种新方法，将作为 主要激励源的电磁力融入到仿真流程中。至此，Virtual. Lab 完全支持从 JAMG 中 计算出的电磁力。并在 Virtual. Lab 中实现对电机壳体的振动的计算，以及采用 高性能的 AML 技术及 MUMPS 求解器对其辐射噪声进行求解。在本文中同样对 关于映射方式及材料属性的灵敏参数也进行了研究。由于该项新技术，使得主机 厂可以在早虚拟工程阶段对 HEV 的设计及 NVH 性能进行评估。 关键词：电机，振动噪声仿真 1、 介绍 经过几十年在调节内燃机噪声方面的经验，对于 HEV（混合和电动汽车）的 动力总成系统的噪声优化又成为了一种新的挑战而凸显出来。 尽管电动汽车在总 声压级上明显很安静，但其噪声主要以高频称为为主，这明显影响到车内的乘客 及周围社区。而对于传统不重要的声源，比如油泵、空调系统、交流发电机、传 动系统不再被内燃机噪声说掩盖，而成为了 HEV 总噪声的主要贡献源。而电池 寿命取决于温度，这样就要求更强大的冷却风扇被使用，从而也产生的一定量的 噪声。 这篇文章主要关注点在电机噪声上。 提供必要的 3D 仿真平台 Virtual.Lab LMS 可以让工程师在设计阶段来预估和优化电机噪声。 电机噪声来自于 4 个主要部件， 第一个是来自于电机的冷却风扇产生的气动噪声； 第二个来自于车体面板的振动 噪声，而面板的振动是由于电机的安装载荷作用在车体上导致的；第三个噪声是 由于轴承力激励起静子和壳体振动产生 ；最后一个也是较为重要的一个是由于 电磁力激励起的结构振动所产生的噪声[1]。而以上所讲述的四种噪声都可以直 接采用 LMS Virtual.Lab 声学模块来进行求解。这里展现的这篇文章主要集中在电磁力激励起的结构振动噪声。 尽管电机壳 体的总表面的振动是由于机械和电磁力共同作用的结果， 这里只对如何获取电磁 力激励起的噪声的流程进行阐述。 这篇文章详细描述了一种如何将电磁力映射到 振动噪声仿真模型上及如何获得一个三相永磁同步电机的辐射噪声的仿真流程。 这篇文章同时也简短的展示了映射深度（只有面力或更深层的力）及正交异性或 各项异性的静子刚度对辐射声功率的影响。 2、3 相同步电机辐射声功率 2.1 电磁力映射 带有 4 级的三相永磁同步电机的电磁力仿真计算首先在 JSOL 公司的 JMAG 中的电磁力仿真模块中进行。 如图 1 所示，这款软件允许定义轴对称模型的一部 分以获取整个电机的特性（扭矩，功率） 。图 1 画出了电机在定子铁心上产生的 力。可以看出电磁力在静子与其他介质相接触的表面上具有较高的密度。最大的 力应该是在静子与转子之间的气隙中产生。图 1 JMAG 中静子节点电磁力仿真 在给定的静子网格上的电磁力和一个用于 NVH 仿真的有限元模型（Nastran bdf 格式） ，JMAG 被用来将电磁网格上的力传递到静子结构网格上。JMAG 自动的完 成其他剩余的 270°轴对称的静子结构的力。紧接着的网格映射，软件将自动将力转换为频域范围。图示可以看出静子表面的力较大。为了评估映射深度对计算 结果的影响，静子网格的 4 部分被用来映射载荷，如图 2 所示。图 2 不同的映射深度方式 除了映射深度的影响外，静子铁心的结构参数不确定性也应该值得注意。有一部 分是由许多带有绝缘漆（这种漆也同样覆盖绕组）的钢薄片组成。这种复杂的静 子模型一般需要采用随频率变化的材料属性及考虑一些非线性效应来进行描述。 基于一定假设和获取一个可以用于进行灵敏度分析的仿真模型的目的， 本篇文章 中，采用线性和不随频率变化的材料属性来描述静子模型。由于是一种属性被用 于整个静子铁心，属性刚度矩阵一定包含了它的正交异性/各相异性特征。为了 评估这些更改的影响，或者预估的材料属性误差，分别对 XY 面（钢片面）上的 刚度及径向的刚度提升 10%。 2.2 振动噪声模型 为了计算结构振动， 需要对静子+壳体的模态进行求解， 从而获得模态模型。 图 3 展示了第一阶静子-绕组―壳体装配体的模态。 为了使图片更加清楚的描述， 图片上将其中的一个端盖进行了去除。图 3 静子-绕组-壳体装配体模态 继振动求解之后，将振动结果导入到声学 FEM 模型中，形成一个振速边界。并 采用 FEM+PML 技术，计算声传播及电机自身的散射效应。 PML 方法包括定义一个在 PML 域内从物理实域到复杂域的点坐标系的转换(1) ? f ( x )n ( x ) ? ?x ∈ ? PML : x → x = x + jk （1）? 在式（1）中， x 和 x 代表全实或复坐标系。 f ( x ) 是一个随 PML 域变化的吸收方程。吸收随着凸边界的有限域和 PML 内边界 Γin 向 PML 外边界 Γout 延伸，其 吸收越大。 吸收方程定义如下： f ( x) =αmxout? x ? xin ? xin ? ? x ?x in ? out? ? ? ?m（2）xout ? xin 是 PML 层厚度， x ? xin 是 ? PML 的节点到 Γin 的距离， α 和 m 参数分别定义了吸声曲线的最大系数和光滑度。图 4 PML（完美匹配层）方法? 向量 n (x ) 的计算公式见式（3）? x ? xin n( x) = x ? xin（3）对于典型的形状， x ? xin 表征从位于 Γin 域上的 xin 坐标到 x 坐标的最短距离。? n (x ) 和 ?x 很 容 易 进 行 计 算 ， 比 如 球 体 或 矩 形 体 。 然 而 在VL-Acoustic/SYSNOISE 中已经植入了一种局部转换的公式， 这就允许任何凸面 这就意味着我们可以在声辐射物体周围生成一个非 Γin 可以被用于构成 PML 层。 常紧凑的凸面，从而采用最少的网格数量来提升求解速率。 从图 4 中可以看出，AML 与 PML 的区别在于在 AML 中的吸收层不需要进行 网格建模。 VL-Acoustic 的使用者可以只生成物理模型的网格和在物理网格模型的 表面附加 AML 属性。吸收层会在求解过程中通过 AML 属性的定义，程序会自动 进行延伸处理。吸收的轴向是通过 AML 定义边界的法线方向来定义的。 2.3 结果 图 5 展示了一个声学仿真分析模型。 上述关于辐射声功率的灵敏度研究的结果如图 6 所示，该图展示了从 20Hz 到 4000Hz 的所有工况下的辐射声功率。图 5 声学仿真模型图 6a 不同映射方式对声功率的影响 从图 6a 可以看出，映射 2 个单元深度的两种映射方式基本上对声功率没有 太大的影响。 对比只映射静子部件空气介质之间表面和映射静子部件与空气及绕 组之间的表面会产生 5~10dB 的差异。通过图 6 可以明显看出在 4 阶级 24 阶的 峰值明显较大。这些阶次明显反应了仿真的同步电机是一个 4 级 24 静子槽的电 机。图 6b 增加周向刚度和切向刚度对辐射声功率的影响 从图 6b 可以看出，10%的刚度增加对仿真的结果几乎没有什么影响。当然，刚 度更改只是针对静子部分，而装配体的刚度主要来自于壳体结构。进而可以联想 到如果对结构边界条件的更改或属性的更改会直接影响到振动与噪声结果， 这个 仿真案例明显显示了一种好的力映射对电机振动噪声仿真模型的重要性。 3、结论 这篇文章通过对一个 3 相永磁同步电机的仿真， 阐述了一个从 JMAG 的电磁 仿真到 LMS VL-Acoustic 的振动噪声仿真模型的流程。对于不同的映射深度电磁 力得到了获取，并且通过一个静子-绕组-壳体的装配体模态计算了壳体表面振动。 采用 VL-Acoustic 中的声学 PML 及有限元求解技术对 20~4000Hz 的声辐射功率进 行了求解。并研究了不同映射深度和静子结构敢赌的更改对辐射声功率的影响。 研究结果显示，相比于力映射深度，静子刚度的更改对仿真结果影响较小。当然 这主要是由于静子-绕组-壳体装配体的刚度主要来自于结构，进而可以联想到如 果对结构边界条件的更改或属性的更改会直接影响到振动与噪声结果[2]，当然 这篇文章阐述了力映射对电机振动噪声仿真的重要性。 一旦一个好的映射方式被确定，一些优化研究是可能的。一些的目标是解决 噪声问题的结构性转移（装配体的动力学） ，而其他工作主要集中在源上，通过 减少位于静子表面气隙附近的电流响应的电磁力。后者的优化-在保证较高的扭 矩输出的情况下减少电流已经在开关磁阻电机的案例中得到了实现[3]。由于这个新技术， 可以使得 HEV 设计的工程师在早期工程阶段对 HEV 的 NVH 性能采用仿真模型的方式进行评估。 4、参考文献[1] C. Schlensok, B. Schmülling, M. van der Giet, K. Hameyer,: & Electromagnetically excited audible noise C evaluation and optimization of electrical machines by numerical simulation &, COMPEL: The International Journal for Computation and Mathematics in Electrical and Electronic Engineering, Vol. 26 Iss: 3, pp.727 - 742. 2007. [2] M.A. Nasser: &Modal Based Predictive Design and Analysis of Electric Motors&, Conference &Exposition on Structural Dynamics, IMAC-XXII, 2004. [3] J. Anthonis, F. Santos, V. Croitorescu, H. van der Auweraer: & Multiscale thermal and NVH models for EV/HEV integration of an SR-based drivetrain&, India, 2011. Virtual Powertrain Conference Pune,LMS Virtual. Lab 子结构综合的应用孙跃辉 汪晓虎 王亮（泛亚汽车技术中心有限公司） 摘 要：本文从子结构综合的理论出发，以 LMS Virtual.lab 提供的分析手段为工具，将局部优化问题的整 车分析模型进行简化。其中以传递函数结果代替整个内饰车身详细模型，将底盘敏感部分以有限元模型描 述，以此方式提升优化效率，并以典型案例介绍应用过程。此方法同样适用于试验和 CAE 混合模型的建立 及应用。 关键词：子结构综合；LMS Virtual.lab；车身传递函数Abstract：From the theory of FBS, predigest the detail FEA model with LMS Virtual.lab to run CAE analysis. Use transfer function instead TB model and high contribution part with FEA model, we can improve the efficiency with this method and so does hybrid model build.Key words：FBS; LMS Virtual. Transfer Function1 前言在现今的车型开发过程中，随着市场竞争的日趋激烈，NVH 性能要求越来越高，但是 开发的周期却在不断的缩短，如何快速高效的提高 NVH 性能是汽车开发过程中一个非常重 要的环节。 计算机仿真技术的发展给 NVH 性能的计算和优化提供了一种快速有效的手段，然而随 着有限元模型的不断细化，计算时间越来越长，带来的问题是优化周期不断增加。所以如何 将复杂庞大的模型进行简化，将更多的精力和时间用在关键部位的优化上成为重要课题。2 子结构综合理论[1]以两个部件的综合为例。 部件 1 采用试验测得其模态参数， 部件 2 采用有限元手段获得 其模态参数，两部件存在连接关系，需要求取整体系统动特性。 部件 1 用试验模态分析法获得各阶模态参数后，可建立模态坐标表达的运动方程为：式中[Kr]和[Mr]分别为模态刚度阵和模态质量阵， {q}为模态坐标列阵， 服从下面的坐标 转换关系式中， {X1}为部件 1 在连接点处的内力以及外力作用下的位移相应列阵； { 分别代表连接点以外及连接处的位移；[ 为广义力。}， 1C} {X]为该部件本身单独存在时的模态振型矩阵，{Fq}在小阻尼的情况下，模态分析求得的模态振型矩阵，可以近似的作为固有振型看待。 在求取响应时， 固有模态振型矩阵即作为坐标转换的基向量矩阵， 那是再考虑阻尼的存在也 是可以计算的。 部件 II 采用有限元计算，考虑到它与部件 I 在 C 区相连接，可建立如下方程：公式中{Xc}为连接点的位移，考虑到作用在部件 II 的连接点上的内力与作用在部件 I 上的反向， 因而有 =-{Fc}由式 2-1 和式 2-3，组合得到方程为公式中 KEE 代表矩阵[KEE]，余类推。结合点的位移可以用部件 I 的模态坐标来表示。由 2-2 式，可得因此有于是结合 2-4 可见，由于两部件在连接处的边界条件，整体结构的坐标数将得到缩减， 于是若令上式右端为零，可根据此式对整体系统作特征向量和特征值分析，求得固有频率 及特征振型。在有阻尼的条件下，则可利用这样求得的振型矩阵进行坐标转换，求取模态参数，建立响应的计算模型。3 LMS 计算过程NVH 分析的过程是一个正向从子系统到整车级别分析的过程，如内饰车身的传递函数 先于整车级的分析。 然而最后性能的评判却取决于整车的分析结果， 这之中工作的重复和交 叉使得效率较低， 尤其在优化的过程中如何将上一阶层已经得到的结果应用到下一层来变得 至关重要。 本文尝试利用 LMS[2]提供的子系统综合的功能进行路噪的分析和优化工作，内饰车身 部分采用已获得的 POF（声学传递函数）结果（试验测试结果亦可） ，对于后桥部分采用详 细有限元模型，以 LMS Virtual.Lab[3]为工具完成整车的分析。图 1 LMS 计算过程图示4 应用案例4.1 试验发现问题某车型在实际的路试中发现后排存在较大的 “Booming”噪声问题，通过测试数据分析问题点 出现在 115Hz 附近，需要 CAE 快速找到问题的原 因并提供解决方案，如图 2。 图 2 试验测试数据4.2 CAE 分析优化4.2.1 CAE 初步分析采用问题车型的整车模型和声学空腔模型进行分析，声学空腔模型如图 3 所示，通过 CAE 仿真发现在 115Hz 附近存在着相关的噪声峰值，如图 3 右所示，计算花费时间 9-10 小 时。如果以此模型进行优化分析，那么对每一个更改的验证都需要 9 小时以上，无法快速提 供有效的优化方案。 通过 CAE 的初步分析发现对于该频率的峰值问题贡献量主要来自后轴，所以后轴成为 该模型的关键部件[4]。据此将整车模型中除后轴以外部分用传递函数的结果进行简化，将后 轴部分用详细有限元模型模拟。 因在内饰车身的 POF 分析中车身部分的传递函数已经完成， 故所花费的时间只是用在系统综合的计算上。图 3 CAE 初步分析结果4.2.2 模型简化将模型简化如下图所示， 按照实际连接关系将简化传递函数的模型与有限元模型进行连 接，采用 LMS Virtual.lab 提供的 connector 功能建立 rigid 和 bushing 并赋予属性信息，计算 分析发现与整车模型得到结果匹配较好，115Hz 峰值得到再现，计算时间只花费 2 分钟，以 此模型为基础进行优化工作，将大大提升了效率。图 4 简化模型建立4.2.2 优化分析以该简化模型为基础分别得到了连接点衬套刚度优化、 扭梁增加吸振器、 扭梁本身结构 优化等效果，每一轮分析均在 5 分钟以内可完成，大大提升了寻找方向的时间。A：B：C：。。。 。。。 图 5 分析优化方向 4.2.3 方案确认基于该简化模型的方式进行的快速优化工作使得多种方案的验证成为可能， 最终通过多 轮优化将后扭梁进行了结构的更改。 在整车模型中对最终方案进行了一轮仿真验 证，结果发现通过更改不仅使得路噪结果在关心 频率降低了 3dB，同时结构的优化使得后悬架重 量也得到降低 2.5Kg， 达到了 CAE 指导设计的目 的。图 6 分析优化效果5 结论在项目开发过程中，快速分析及优化 NVH 性能可以预防及解决车型本身存在的问题、 节省开发成本、 缩短开发周期并提高整车 NVH 性能,以子结构综合的技术可以充分利用现有 的分析及试验结果，对模型进行缩减，效果明显。参考文献：【1】 李德葆等.《试验模态分析及应用》科学出版社.2001 【2】 On-line help LMS Virtual.Lab Rev 10-SL1 【3】 李增刚. 《SYSNOISE Rev 5.6 详解》国防工业出版社 【4】 陈家瑞.《汽车构造》.人民交通出版社基于 CFD/CA 的离心泵流动诱导噪声数值计算*司乔瑞 袁寿其 袁建平 阳 君(江苏大学 流体机械工程技术研究中心，江苏 镇江 212013摘要：基于 Lightill 声类比理论，采用计算流体力学（CFD）和计算声学（CA）相结合的算法对离心泵内部声场进行了求解。 基于 SST k-ω 湍流模型封闭雷诺时均方程，对离心泵内流场进行了三维非定常计算。在流场计算的基础上采用边界元法对叶 片偶极子源和蜗壳偶极子源的辐射声场进行了求解，研究了蜗壳振动对声压级分布的影响，并搭建了试验台对文中提出的算 法进行了验证。结果表明：叶频及其倍频是流动诱导噪声的主要频率，隔舌附近监测点的压力脉动强度最大；声振耦合作用 对声压级分布的影响不可忽略，模态振型所在的频率(580Hz)下声振耦合作用的影响较大；泵出口场点的声压级比进口大，且 均在叶频处最大，效率最高的工况点声压级最小；声场模拟和试验结果在趋势上基本吻合，最大相差 3.1%，肯定了文中数值 算法的预测作用，可为离心泵低噪声优化设计提供参考。 关键词：离心泵 流动诱导噪声 中图分类号：TH311 声类比 声振耦合 数值计算Flow-induced noise calculation of centrifugal pumps based on CFD/CA methodSI Qiaorui YUAN Shouqi YUAN Jianping YANG Jun(Research Center of Fluid Machinery Engineering and Technology, Jiangsu University, Zhenjiang，Jiangsu 212013)Abstract：A hybrid algorithm combination CFD with CA based on the Lighthill equation theory was adopted to calculate the sound field. Based on Reynolds-averaged equations closed by SST k-ω turbulence model, the three-dimensional unsteady flow was numerically calculated. Acoustic boundary element method was adopted to solve the acoustic radiation of dipole source caused by blade and volute surface pressure. Vibro-acoustic interaction effect on centrifugal pump sound field was analysed and flow induced noise test rig of centrifugal pumps was built to verify the calculation results. The results show that blade passing frequency and multiple are the main frequency of the flow-induced noise, the pressure fluctuation is strongest near the tongue. It would be improper to ignore the vibro-acoustic interaction influence in sound field simulation especially at mode frequency. Sound pressure level at pump outlet is higher than inlet, displays largest at blade pass frequency and least at maximum efficiency point. Simulation value tallies the test in the trend, maximum difference 3.1%, which is validated the forecast function of numerical simulation. This provides some useful reference for hydraulic design of centrifugal pump with low noise. Key words：centrifugal pump flow-induced noise acoustic analogy vibro-acoustic interaction numerical simulation0 前言作为重要的能量转换装置和流体输送设备， 离 心泵广泛应用在国民经济的各部门及核潜艇、 舰船、 [1] 航空航天等尖端技术领域 。军事国防的需求及日 益严格的环境标准使得离心泵的振动和噪声问题引 起越来越多研究人员的兴趣。对于一个结构设计良*? 国家杰出青年基金资助项目 （） 江苏高校优势学科建设工程 ； 资助项目；江苏省普通高校研究生科研创新计划(CXZZ12_0679)。 x x x x x x x x 收 到 初 稿 ， x x x x x x x x 收 到 修 改 稿好的离心泵来说，流动诱导噪声在其噪声等级评定 中起着越来越重要的作用。它不仅通过进、出口管 道在系统中传播，并且会通过声振耦合作用引发结 构辐射噪声，已成为系统“安静型设计”的关键因 素[2]。 为了进行离心泵低噪声优化设计，数值预测离 心泵流动诱导噪声成为研究的热点。LANGTHJEM 等[3]基于奇点函数法计算了离心泵非定常速度场， 并将蜗壳作为声学硬边界处理，分析了叶频及其谐 频下二维声场。JIANG 等[4]应用流体-结构-声学弱 耦合的方法预测了 5 级离心泵在非定常载荷作用下67的蜗壳受迫振动及其噪声辐射，并解决了流体和结 构网格间的匹配和交换问题。JORGE 等[5]建立了一 种声学模型对离心泵内低频声场进行求解，并进行 了试验验证，认为离心泵声场可以被隔舌区域表征 具有偶极子特性。还有一些学者基于 LIGHTHILL 声类比理论，采用计算流体力学（CFD）与计算声 学（CA）相结合的算法来求解泵内外声场[6-8]。但 以往大多数研究都是把蜗壳作为 “声学硬边界条件” 或近似简化，认为声波在壁面发生全反射，而忽略 声波的折射及声振耦合作用对声场分布的影响。 文中以 IS65-50-165 型离心泵为研究对象，采 用 CFD/CA 求解相结合的混合算法，基于耦合声学 边界元算法，在流场计算的基础上对离心泵内部声 场进行了求解，分析了声振耦合作用对声场分布的 影响，并搭建了离心泵流动诱导噪声试验台对此算 法进行验证。这 种 相 互 作 用 统 称 为 声 振 耦 合 (Vibro-acoustic Interaction)或流体负荷作用(Liquid Loading)。对于 流场中声振耦合的求解问题，声学波动方程和结构 的力学方程需同时求解来获得流体瞬时压力脉动与 结构形变之间的相互作用。完全耦合的结构和流体 运动方程，用统一的矩阵形式表示为[10]0 ? ?U ? ?Cs ? Ms ?? R M ? ? ? ? ? 0 f ? ?P? ? f ? 0 ? ?U ? ? K s ? ??? Cf ? ?P? ? 0 ? ? ? RT ? ?U ? ? Fs ? ?? ? ? ? ? K f ? ?P? ? 0 ? ?(3)式中：Mf为流体等效矩阵；Kf为流体等效刚度矩阵； R为流体和结构的耦合矩阵；P为节点声压矩阵；Fs 为结构的激振力。 随着计算流体力学（CFD）的快速发展，其已 经能为声场计算提供相当准确的信息，由于声学量 和流动量在尺度和能级上存在巨大差异，应用间接 法可以发挥CFD计算和CA计算各自的优势， 并且可 以考虑声波在壁面的反射和透射及内部声场与结构 振动之间的耦合作用。计算流程如图1所示。流场计算 建立计算域 声场计算 建立或导入声学网格 模态计算 有限元法计算泵 体模态1 求解理论和计算方法离心泵流动诱导噪声主要由汽蚀、运动流体与 固体边界的耦合、水锤，以及流体内部的湍流、流 动分离与流动失稳等引起。在流体流动过程中，流 场和声场是统一的， 其控制方程组都是 Navier-Stoke [9] 方程?? ? ? ? ?ui ? ? 0 ?t ?xi网格划分 否 定常模拟 试验对比 是 非定常数值模拟 瞬态流场、含有 声源的.cgns文件 不 耦 合 定义流体材料及属性 耦合 导入结构模态 网格前处理ANSYS计算生成 的.rst文件(1) (2)定义扇声源? ( ? ui ) ? ( ? ui u j ) ?p ?eij ? ?? ? ?t ?x j ?xi ?x j声学响应计算 导入场点网格 场点响应计算式中： e ? ? ( ?ui ? ?u j ? 2 ? ?uk ) ，为粘性应力 ij ij?x j ?xi 3 ?xk张量。在近场区域，流动可以用此非线性的方程组 描述；在远场区域，声场可以用线性的声学波动方 程进行描述。 离心泵流动诱导噪声的数值计算方法分为直接 法和间接法。直接法是指通过N-S方程对流场进行 求解的过程中同时进行声压脉动的瞬态求解，其面 临着高精度湍流模式、高精度时间空间格式和庞大 计算量等方面的困难，且不能考虑结构与声之间相 互作用的影响。间接法即CFD/CA求解相结合的算 法， 其主要基于Lighthill声类比理论， 将复杂的流动 过程用等效的声源代替，再通过求解声学波动方程 完成声传播的计算。 一般研究声学问题是从结构振动开始的，当问 题的着眼点从振动转向辐射和散射声场时，周围介 质的作用就不能忽略，其作用主要表现在两个方面, 一是增加了结构振动的负荷，二是产生了声辐射。图1离心泵流动噪声模拟流程图2 数值计算2.1 流场计算 文中选用模型泵的设计参数为流量 Qd ＝25 3 m /h，扬程 H＝32 m，转速 n＝2900 r/min，比转数 ns＝65.6。叶轮为闭式叶轮，叶轮进口直径 Dj＝75 mm，叶轮出口直径 D2＝174 mm，叶片出口宽度 b2 ＝12 mm， 叶片数 Z＝6， 蜗壳基圆直径 D3＝184 mm。 轴频为 48.3Hz，叶频为 290 Hz。 计算域如图 2 所示，流体沿 Z 轴负方向流入泵 进口，XY 轴面为蜗壳周向所在面。整体计算域分 为：进口流道、叶轮水体、蜗壳水体、前泵腔水体 和后泵腔水体 5 个部分，其中前、后泵腔水体是为68了考虑圆盘摩擦损失，前泵腔加上口环与进口相连 是为了考虑容积损失中的口环泄漏损失。考虑进、 出口可能存在回流现象的影响，文中对进、出口水 体进行了适当延长。蜗壳 后泵腔 叶轮 前泵腔 进口图 2 模型泵计算域采用 ICEM CFD 专业网格生成器对计算域进行 网格划分。考虑到叶轮进口及叶轮流道内流动的复 杂性，对进口和叶轮水体划分结构网格，叶轮叶片 壁面进行加密处理，如图 3(a)所示．前泵腔水体、 后泵腔水体则采用自适应性比较强的非结构化网 格。对于蜗壳水体，考虑其计算域的复杂性，本文 先采用非结构化网格对其划分，并对隔舌处进行局 部细化， 然后在蜗壳壁面添加边界层网格， 如图 3(b) 所示。最终采取的网格及节点数如表 1。二阶格式，时间域上采用二阶全隐格式进行离散。 为更精确描述流动信息，时间步长设置为 5.7471× -5，对应的采样频率为 17400Hz，根据奈 10 斯 奎 采 样 定理 ， 此 时能够 分 析 到 的最 大 频 率为 8700Hz。 从对声场求解的角度来看，离心泵内流场的压 力脉动包含了诸多流动信息，是包括动静干涉、回 流、涡流等诸多因素相互作用的外在动态反映[11]。 对压力脉动数据进行时域、频域分析可以从流场角 度出发确定泵内主要噪声源的位置及频域特性，为 声学分析奠定基础。当流场呈现出明显的周期性且 这种周期性变化达到稳定状态之后，开始输出叶片 及蜗壳表面的压力脉动时域信息，并保存叶轮旋转 3 个周期的数据文件做为后续声学计算的基础。定 义压力系数 Cp 为2 Cp =(p ? pt ) / (0.5?u2 )(4)式 中 ： p 为 监 测点 的 监测 静 压 ； pt 为 参 考 静压 （101325Pa）；u2 为叶轮出口圆周速度。在中截面 上设置如图 4（a）所示的监测点来反映离心泵内部 流场的压力变化，并先按式 4 对压力数据进行无量 纲化，然后进行幅域、频域计算分析。(a) 叶轮结构化网格(b) 蜗壳边界层网格 (a) 压力脉动监测点位置图 3 网格划分 表 1 网格划分结果水体 进口 叶轮 蜗壳 前泵腔 后泵腔 总计 网格数 704 757 3251 节点数
网格质量 0.9 0.35 0.6 0.45 0.45(b) Qd 下中截面压力脉动时域图采用 ANSYS CFX12.0， 选择既具有 k-ω 模型计 算近壁区域粘性流动可靠性又具有 k?ε 模型计算远 场自由流动精确性的 SST k-ω 模型进行模拟，采用 自动壁面函数，固壁表面设置无滑移边界条件，并 按实际加工设置粗糙度为 50μm，收敛精度设置为 10-5。 首先进行定常计算，然后将其结果作为初场进 行 非 定 常 计算 ， 并 修改动 静 部 件 的耦 合 模 型为 Transient Rotor Stator，湍流粘度项采用更高精度的(c) Qd 下中截面压力脉动频域图 图 4 流场压力脉动分析69由图 4 可知：隔舌附近脉动强度最大，是主要 的噪声源；峰值主要集中在 2000Hz 以下的低频区， 叶频(290Hz)及其倍频是脉动的主要频率， 且倍频呈 现快速衰减趋势；叶轮流道内监测点存在明显低于 叶频的宽频特性，但峰值都远小于叶频处峰值。说 明动静干涉是流动诱导噪声的主要原因，湍流扰动 引起的涡流噪声在流动诱导噪声中比重较小。 2.2 模态计算 模型泵是经铸造、机械加工得到的形状较为复 杂的实体，由于有限元模型是为考虑流体与结构的 相互作用做准备的，不需要了解机体的局部特性与 应力情况，故建模时忽略了孔、凸台和倒角等细部 结构，仅保留了一些重要的结构，如图 5 所示。表 2 泵体材料特性密度/kg/m 78503弹性模量/GPa 206泊松比 0.3表 3 泵体固有频率计算结果网格 密度 20mm 15mm 10mm 7mm 1阶 576 573 560 557 2阶 827 823 812 808 固有频率（Hz） 3阶 4阶 5阶 01 94 57 48 6阶 20 2702 7阶 83 2764(a) 泵体(b) 有限元模型图 5 泵体三维建模和实体模型泵泵体采用合金钢制造，其材料特性见表 2。文中采用 ANSYS Workbench 对泵体进行了约束 施加、网格划分和模态求解。在实际工作中模型泵 通过螺栓固定在基础上，进、出口接固定的管道， 泵体通过螺栓与托架连接固定。 文中根据实际情况， 将离心泵的底座固定，进口和与托架连接处采取控 制轴向位移，出口控制上下位移，其它部分的约束 不加考虑。网格数量的多少直接影响计算的精度和 计算规模的大小，文中计算了几种不同网格密度的 模态结果，如表 3 所示。可以看出：随网格密度的 减小，网格与节点数增多，固有频率逐渐变小；当 网格密度小于 10mm 以后，固有频率最大相对误差 在 1%以下，因此采用 10mm 的网格密度计算的模 态结果。0.6Qd 非耦合 耦合 129.1 128.9 114.7 114.0 124.8 123.7 103.5 86.2 118.4 118.6 104.1 104.9 0.8 非耦合 125.7 109.6 121.6 100.6 115.6 1022.3 声场计算 结合流场计算结果和结构模态分析结果，可以 进行离心泵内部流动诱导噪声的声场计算。声场计 算基于 LMS Virtual.Lab，声源是由非定常流场决定 的。离心泵内部流场偶极子声源主要集中在叶片与 流体相互作用形成的旋转偶极子源和叶轮出流与蜗 壳壁面干涉形成的偶极子源。文中首先选择叶片表 面的压力脉动作为声源进行计算，比较分析了声振 耦合作用对声场计算的影响，再基于声振耦合作用 计算了蜗壳偶极子声源的辐射声场。 采用间接边界元法计算内声场，假设声波在进 出口处为平面波，并设置进出口处平面属性为全吸 声。利用耦合声学边界元法计算时，还需导入模态 计算的结果， 并设置蜗壳的模态阻尼为 1%， 完成声 学边界元网格和结构有限元网格的映射后进行耦合 响应求解[12]。耦合声学边界元和非耦合声学边界元 计算声场的结果和声学边界网格上的声压级分布如 图 6 和表 4 所示。非耦合耦合图 6 Qd 下 290Hz 时声压级分布图表 4 声压级计算结果频率 290Hz 580Hz 870Hz 值/dB 最大值 最小值 最大值 最小值 最大值 最小值Qd耦合 125.6 108.7 120.3 86.7 115.7 102.7 非耦合 119.0 105.2 114.8 93.3 110.4 97.5Qd耦合 118.8 104.5 114 83.3 114.5 96.21.2 非耦合 116.8 101.3 111.9 93.1 107.2 93.3Qd耦合 116.6 100.5 111 83.4 106.9 94.21.4 非耦合 126.1 113 118.9 97.9 112.9 99.6Qd耦合 126 112.4 117.8 89.3 113.1 100.4由图 6 和表 4 可知：每个工况下，两种情况下 的声压级分布规律相似， 最大值都出现在进、 出口， 最小值所在的位置也比较接近，声场分布呈现的偶极子特性没有改变；两种情况下，声压级大小均先 随流量的增加而减小， 并在 1.2Qd 工况下达到最小， 然后随流量的增大变大；从数值上分析，两种情况70下，边界元网格上的声压级最大值相差不大，最小 值差别却较大，最高达到 11dB；2 倍叶频时，声振 耦合作用对声场的分布影响最为明显，每种工况的 最小值均相差 10dB 左右，这是因为泵体模态的 1 阶振型频率为 573Hz，比较接近 2 叶频，部分声能 被蜗壳振动耗散。 综上，在求解离心泵流动诱导噪声时不可忽略 声振耦合作用。由于蜗壳表面的脉动力也是离心泵 流动诱导噪声主要的噪声源之一，文中采用耦合声 学边界元法计算了蜗壳偶极子源为声源项的声场分 布，并设置进口场点 A1（32.5，0，200） 、出口场 点 A2（25，220，0） ，计算了其声压级频域响应函 数如图 7 所示。180极子源做声场计算时，计算结果为宽频；低频时， 出口场点 A2 声压级比进口场点 A1 明显偏大， 说明 蜗壳偶极子源对泵出口的影响比进口大；声场在叶 频及其倍频处均有峰值出现，说明叶片与隔舌干涉 是离心泵蜗壳内流动诱导噪声的主要原因。3 试验验证3.1 试验系统 为验证文中算法的正确性， 搭建了离心泵流动诱 导噪声测试系统， 其由水循环系统和数据采集系统两 部分组成。水循环系统提供离心泵运行所必需的环 境， 数据采集系统通过传感器把不同工况下离心泵运 行时的各种物理量转化为相应的电信号， 并经过一系 列处理转换成人类可直接辨识的数据。 试验测试系统 如图 8 所示：水听器和压力传感器均按齐平式安装， 这样既能准确地测出噪声和压力信号又能对流动的 影响最小； 设置消声水罐的目的是为测量流动诱导噪 声声源特性提供一种隔声、消声装置，解决水循环系 统中涡轮流量计和阀噪声的干扰， 同时上游传播的声 在罐内会被全部消散掉， 对应模拟中出口处的全吸声 属性；数据采集系统基于虚拟仪器开发平台 Lab VIEW 软件编程设计[13]。Lab VIEW 数据采集系统 数据转换160148.5 108.3声压级/dB14012010080604020 0进口场点声压级 580 1160出口场点声压级 00频率f/Hz图 7 Qd 下声压级频率响应曲线由图 7 可以看出：以蜗壳表面脉动的压力为偶消声水罐 出口测压孔 水听器 涡轮流量计 闸阀信号转换（流量、压力、转速、声压）水听器 采集卡 离 心 泵 加速度传感器 涡轮流量计 扭矩仪 压力传感器 ADC虚 拟 仪 器 性 能 测 试 软 件离 心 泵进口测压孔管 路阀 门水 池水循环系统模型泵 电机水池变频器人工调节水循环控制系统(a) 试验装置图(b) 系统结构图 图 8 离心泵流动诱导噪声试验测试系统(c) 数据采集传递图(a)扬程试验值与模拟值对比(b) Qd 下出口监测点测试时域图 图 9 测试结果(c) Qd 下 Zoom-FFT 出口监测点频域图3.2 试验结果 文中进行了离心泵性能试验及 5 种工况下的流 动诱导噪声测试。图 9(a)为性能试验与模拟值的对比， 计算扬程的最大误差为 4.8%， 计算效率的最大 误差为 4.3%， 可认为文中的流场计算能为声场计算 提供可靠的声源信息。图 9(b)为额定工况下，采样2频率为 20kHz 的场点 A2 处的声压情况，采样时间 为 4s(约 200 个叶轮旋转周期)，其它工况测试的结 果类似。经过 FFT 频谱变换后，将时域信息转化为 频域信息，由于流动诱导噪声的峰值主要集中在低 频， 约在 1kHz 以下， 为了便于分析， 采用 Zoom-FFT 进行频谱细化处理。这种算法是对整个频段的一个 子集进行了 FFT 运算， 其目的是对信号频谱中的某 一频段进行局部放大，优点是在傅立叶变换点数相 同的情况下， 可以得到比常规 FFT 更高的频率分辨 率。计算结果如图 9(c)所示，可以看出峰值主要出 现在 290Hz(叶频)及 580Hz(2 倍叶频)处。 声压级 Lp 表示噪声的大小，其计算如式 5，4 结论(1) 离心泵内流场三维非定常数值计算的结 果表明：叶片通过频率及其倍频是监测点脉动压力 的主要频率， 隔舌附近监测点的压力脉动强度最大， 这说明蜗壳隔舌和叶轮的动静干涉是引起离心泵流 动诱导噪声的主要原因。 (2) 利用耦合声学边界元和非耦合声学边界 元法对离心泵叶片偶极子源的辐射声场进行计算的 结果表明：声振耦合作用对声学边界元上声压级分 布的影响不可忽略，声振耦合使声压在频域上的分 布变平均， 模态振型所在的频率(580Hz)下声振耦合 作用的影响较大。 (3) 离心泵流动诱导噪声测试的结果表明：基 于 CFD/CA 的数值计算方法可以用于离心泵流动诱 导噪声的预测；设计流量附近以偶极子源计算的结 果与试验值吻合较好， 偏离设计工况较多(汽蚀工况) 时，仅仅以偶极子声源做的声场计算将不能准确反 映离心泵流动诱导噪声的声场特性。 参[1]LP ? 20l g ? P / Pref ?(5)式中：Pref 为基准声压，空气中取值为 2× -5Pa，水 10 -6 中为 10 Pa。将试验测得的声压按式 5 转换为声压 级信号，并与模拟值进行对比。由于试验时仅出口 为全吸声环境，且测量的特性参数在叶频及其倍频 上才有意义，故仅比较出口监测点叶频处模拟和试 验的值。试验值取五种流量下多次测量结果的平均 值，模拟值的计算按式 6 进行，LP ? 20l g ?? P ? P2 ? / Pref ? ? 1 ?考 文 献(6)JOHANN F G. Centrifugal pumps [M]. New York: Springer Berlin Heidelberg, 2008. [2] 刘克，吴瑞，王晶，等．船用机电设备流动噪声的数 值仿真方法[J]．舰船科学技术，-45. LIU Ke, Wu Rui, Wang Jing, et al. Numerical methods for predicting flow-induced noise of marine mechanical devices[J]. Ship Science and Technology, -45.式中：P1 为叶片偶极子源计算的声压，P2 为蜗壳偶 极子源计算的声压，数据处理的结果如图 10 所示。185 180声压级/dB175170 165160155 150模拟值试验值[3]1.25 1.5LANGTHJEM M A, Olhoff N. A numerical study of flow-induced noise in a two-dimensional centrifugal0.50.751流量 Qd/Qpump-Part II: hydroacoustics [J]. Journal of Fluids and Structures, 9-386. [4] JIANG Y Y, Yoshimura S, Imai R, et al. Quantitative evaluation of flow-induced structural vibration and noise in turbomachinery by full-scale weakly coupled图 10 叶频下出口场点声压级试验验证由图 10 可知：试验与模拟两条曲线的趋势是一 致的，声压级均随流量的增加先减小后增大，并在 1.2Qd 下(最高效率点)达到最小；Qd 流量下声压级计 算误差最小，偏离设计流量时声压级计算误差加大， 最大为 3.1%；小于 1.2Qd 流量工况时，模拟值比试验 值偏大，到了 1.4Qd 流量下，试验值却大于模拟值， 且此流量下声压级大于 0.6Qd 流量下声压级，这是由 于此工况下发生了汽蚀，流态极不稳定，而在模拟时 忽略了汽蚀单极子声源的计算， 由于单极子声源比偶 极子声源的辐射效率大得多， 故此时仅仅以偶极子声 源做的计算未能准确反映离心泵内部声场的特征。simulation [J]. Journal of Fluids and Structures, 1-544. [5] Jorge P, Javier P, Raú B, et al. A simple acoustic model to l characterize the internal low frequency sound field in centrifugal pumps[J]. Applied Acoustics, -64. [6] 袁寿其，司乔瑞，薛菲，等. 离心泵蜗壳内部流动诱导 噪声的数值研究[J]. 排灌机械工程学报， 2011， 93-98. 2： YUAN Shouqi, Si Qiaorui, Xue Fei, et al. Numerical calculation of internal flow-induced noise in centrifugal3 pump volute[J]. Journal of Drainage and Irrigation Machinery Engineering, -98. [7] 王宏光，徐小龙，杨爱玲，等. 轴流泵流动噪声数值模 拟[J] . 排灌机械工程学报，9-203. WANG Hongguang, Xu Xiaolong, Yang Ailing, et al. Numerical simulation of flow noise in axial-flow pump[J]. Journal of Drainage and Irrigation Machinery Engineering, 9-203. [8] 王镇宇，杨爱玲，戴韧. 离心泵流动诱导噪声的数值预 测[J]. 机械工程学报，） ：162-167. WANG Zhenyu, YANG Ailing, DAI Ren. Numerical prediction of the flow-induced noise of centrifugal pump[J]. Journal of Mechanical Engineering, ):162-167. [9] J.H.Ferziger. Computational Methods for Fluid Dynamics [M]. Berlin: Springer-Verlag, 2002. [10] 李增刚，詹福良. Virtual.Lab Acoustics 声学仿真计算高 级应用实例[M]. 北京：国防工业出版社，2010. [11] 袁寿其，薛菲，袁建平，等. 离心泵压力脉动对流动噪 声影响的试验研究[J]. 排灌机械， 2009， 27(5)： 287-290. YUAN Shouqi, Xue Fei, Yuan Jianping, et al.作者简介：袁寿其 (通信作者)，男，1963 年出生，研究员，博士研究 生导师，主要研究方向为流体机械基础理论及优化设计研究。 E-mail：shouqiy@ 司乔瑞，男，1986 年出生，博士研究生。主要研究方向为泵内部及流动 诱导振动噪声研究。 E-mail：Experimental study on impact of pressure fluctuation on flow-noise in centrifugal pump[J]. Drainage and Irrigation Machinery, ): 287-290. [12] SI Qiaorui, YUAN Shouqi, YUAN Jianping, et al. Study on the influence of volute to flow-induced noise in centrifugal pump[J]. Advanced material Research, : 516-517. [13] 罗开玉，李伯全，王小飞，等.基于虚拟仪器的机械转 子轴心轨迹分析[J]. 江苏大学学报： 自然科学版， 2008： 29（6） ：474-477. LUO Kaiyu, Li Boquan, Wang Xiaofei, et al. Study on mechanical rotor axis locus based on virtualinstrument[J].Journal of Jiangsu University: Natural Science Edition, ） ：474-477.轻型商用车驾驶室板件振动声学贡献分析吴颖熹1, 2，周f1,2，王思乐1,21同济大学汽车学院，201804，上海2同济大学新能源工程中心，201804，上海摘要: 本文以某轻型商用车为例，通过建立驾驶室结构有限元模型及声腔边界元模型，选择发动机悬置位 置作为力激励点，通过模态叠加法得到实车怠速工况下结构振动响应；并以此作为声学边界元模型的边界 条件，对车内声压响应峰值频率做板件声学贡献分析，确认贡献显著的板件；并建立了针对多场点多响应 峰值的乘员室声场降噪的方法，分析和衡量车身板件对驾驶室总声压响应的声学贡献，确定出车身板件上 最佳的阻尼层贴附位置。 关键词：轻型商用车； 车身板件； 声学贡献量； 阻尼 车辆的 NVH 水平作为客户最为关心的车辆性能之一， 越来越受到汽车企业及其设计者的重视， 对于车 内噪声水平的关注也已经渗透到整车的整个开发流程之中。对于商用汽车来说，驾驶室的噪声和振动会影 响到车体及车体部件的强度和耐久性，也容易使驾驶员注意力不集中，产生错误判断，因此对于车内噪声 的分析与控制是有重要意义的。 近年来，国内外学者在完善和应用有限元边界元技术在车辆振动噪声方面应用上作了许多努力。如 CITARELLA 等[1]通过模态叠加法计算得到结构振动响应，计算车身 4 个悬架位置的声灵敏度，并将该结果与 试验值通过频率响应置信因子进行相关性分析。 等[2]提出了一种混合方法研究车内特定工况产生的轰鸣 LEE 声问题，并通过结构的修改有效解决了车内轰鸣声问题。在国内，也许多学者对声学响应的预测方法以及 如何提高预测精度作了许多研究[3-5]。但是，由于车内声学响应谱的峰值频率往往多于一个，并且车内关心 的响应点也存在多个，因此，需要对多个峰值频率和多个场点的声学贡献进行统计分析，进而分析得到最 佳的改进位置。本文针对该问题,将现有的壁板声学贡献分析方法进行必要的改进，在其基础上系统地提出 以多特征场点的声场总贡献来改进商用车乘员室声场整体声学特性，并依据板件声学贡献分析结果，确定 出最佳的阻尼层贴附位置，满足乘员室声场降噪与车身轻量化的双重要求。1 结构与声学模型建立与验证1.1 结构有限元模型建立根据某驾驶室的三维模型在 Hypermesh 中进行网格划分。由于该驾驶室结构复杂，因此，建模时必须 简化，去除小的倒角、圆孔、附件等不影响结构特性的特征。如图 1 所示。 为了验证模型的正确性，利用有限元软件 MSC．Patran／Nastran 计算其自由模态并且对比白车身试验 模态分析结果，验证了模型的准确，也为建立驾驶室声学模型奠定了基础。图 1 卡车头结构模型图1.2 声学边界元模型通过 LMS 公司的空腔网格自动生成器，建立尺寸为 80 mm 的空腔有限元网格（如图 2） ，并通过 HYPERMESH 得到其表面边界元网格，鉴于座椅的存在对于计算结果有较大的影响[2]，因此同时考虑座椅占 据空间的影响，并采用直接边界元方法进行计算，根据声学模型必须满足一个波长内有 4～7 个网格单元 的原则[6]，该模型可以分析的频率范围可到 700 Hz 左右，满足本文研究所需要求。声学边界元模型如图 2 所示。图 2 驾驶室声腔边界元模型2实车车内噪声特性分析为了针对目标频率进行板件声学贡献量分析，在实车怠速运行工况下测量车内噪声响应。本文讨论的 商用车配置有直列四缸发动机，怠速转速为 806r／min 左右，由怠速工况下驾驶员右耳位置 A 计权声压频 谱曲线可以看出，该谱线中 26Hz、53Hz、78Hz 处出现比较显著的响应峰值，需要对这 3 个响应峰值进行 板件声学贡献分析。50. 00 1. 00F F F FPSD PSD PSD PSD2nd_l ef t _seat ( A) 800. 76 r pm 2nd_r i ght _seat ( A) 800. 76 r pm copi l ot _seat ( A) 800. 76 r pm dr i ver _seat ( A) 800. 76 r pm- 50. 00 0. 0052. 85 26. 43 79. 28 Hz 500. 000. 00图 3 怠速工况驾驶室声压频谱曲线3 板件声学贡献量分析3.1 声学贡献度概念为了量化各车身主要声压辐射板件的声学贡献，引入声学贡献量的概念。声学贡献量分析是指通过声Am i t ude plPa / Hz dB( A)2传递矢量（ATV）计算振动元素（节点，单元或面板）对声场中某点总声压的贡献量，从而找出结构中对 噪声贡献量其主要作用的板件，为降低振动噪声提供依据，本文中使用 LMS Virtual. Lab Acoustic 模块来计 算声学贡献量。以单元贡献量分析为例。当板件都振动时，某点处的总声压为= { ATV ( w)}T ? ve,i ( w) p式中 P――总声压响应；ATV ( w) ――声传递向量；ve ,i ( w) 为单元i 的法线速度；为了量化各板件单元对车内噪声的贡献程度， 引入了声学贡献量的概念。 单元 pe 对某场点的声学贡献 量 De 是该单元振动生成的声压 pe 在该点总声压 P 矢量上的投影，其表达式为De = Re式中pe p* pp* ――P 的共轭复数Re――该复数的实部 将组成面板的各单元叠加，得到该面板振动引起的声压pc = ∑ pe = ∑ ATVeT vem m式中，m 为组成该面板的单元数。 由上式可以得到面板贡献量：Dc = Repc p* p从贡献量的定义可知，存在正的贡献量，即对相应场点的声压值有正的贡献，通过抑制这里的振动能 达到降低场点声压的作用；负的贡献量则意味着总声压随振动幅值的降低而升高。3.2多峰值多特征场点的乘员室板件声学贡献分析当声压响应谱中存在多个显著的响应峰值时，各车身板件对这些峰值的声学贡献量都有所不同。为了 降低该场点总声压级，引入“声学贡献和”的概念，将各频率下的板件声学贡献量进行叠加来判定各板件 对总声压的声学贡献，从而决定各板件的改进方式[7]。 声学贡献和是某板件 j 对某场点 N 声压响应谱中各个显著峰值的声学贡献量之和，该板件的声学贡 献和可以表示为：(Dc ) sum = ∑ (Dc ) Peaki N ,j N ,ji =1l式中:(Dc ) Peaki 为板件 N ,jj 对某点声压响应谱中的任一峰值 Peak i 的声学贡献量； l 为考虑响应峰值的数目。由该板件声学贡献和的量值大小与正负就可以判定出该板件声学贡献的性质。 同样， 乘员室声场的分析往往需要选取声腔内若干特定位置的场点来进行， 诸如各个乘员耳旁位置等， 对于乘员室声场的降噪也不能仅以某一点为参照。因此，对乘员室声场进行多场点的声学贡献量分析。 假设选取 m 个特征场点来描述某乘员室声场的整体声学特性， 计算任一车身板件 j 对 m 个特征场点 的声学贡献和，并依据所选取的 m 个特征场点的重要性差别给定不同的加权系数。这样，将该板件对于 乘员室声场整体声学特性的声学贡献量，即声场总贡献可以表示为：(Dc )total = ∑ ωi (Dc )isum ,j ji =1m式中，ωi 为第 i 个特征场点的加权系数，由该点在乘员室声场中的重要性决定。 因此，声场总贡献在一定程度上可以表征板件 j 对乘员室声场整体声学特性的影响，通过其量值大小与正负即可判断板件 j 的声 学贡献的性质。3.3 计算结果分析首先将驾驶室主要的板件划分，如图 4 和表 1 所示：图 4 驾驶室板件划分示意图 表 1 编号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 板件 后部面板 1 后部面板 2 后部面板 3 后部面板 4 左上侧围 左下侧位 左前围 右前围 左前防火墙 编号 10 11 12 13 14 15 16 17 18 车身板件的划分 板件 中部防火墙 右前防火墙 前部地板 1 前部地板 2 前部地板 3 前部地板 4 左踏板 左前地板 中部地板 编号 19 20 21 22 23 24 25 板件 右前地板 右踏板 右后踏板 右后地板 左后地板 前部顶棚 后部顶棚其次，计算声学传递向量 ATV，就是联系着机械表面法向振速与场点声压的声学传递函数的全体。以 车内响应点声压为输出，以包围车内声腔的板件的法向振速为输入，在 LMS Virtual. Lab 中计算出该系统在 场点声压响应各个峰值的 ATV 计算结果如图 5 所示。图5ATV 计算结果然后，为了求解板件单元的贡献量，还需要知道系统受到激励力作用时，板件表面振速的法向部分的 值。以发动机悬置处力的频谱作为激励，利用车身模态分析的结果，采用模态叠加法计算出车身板件表面的振动速度，计算结果如图 6 所示。图6板件振速（边界条件）计算结果最后，计算得到怠速工况下板件的声学贡献量。分析结果以柱状图形式表示（图 7 到图 8 所示） ， 限于篇幅只列出 53HZ 对于驾驶员右耳以及第二排位置左侧乘员右耳位置两个场点的板件贡献分析结果：图 7 53Hz 频率驾驶员右耳位置板件声学贡献量图 8 53Hz 频率第二排位置左侧乘员右耳位置板件声学贡献量由图 7、8 看到，53Hz 驾驶员右耳主要贡献板件为驾驶室右前地板，负贡献最大的为驾驶室左前地板， 而对第二排位置左侧乘员右耳主要贡献板件为驾驶室左前地板，负贡献最大的为驾驶室右前地板。 为了综合考虑各板件对于车内总声压级的影响，根据多峰值多特征场点的板件声学贡献分析原理，将 各响应峰值下的板件贡献量进行叠加。最后还要综合考虑车内各主要场点的重要性，从而得到各板件对于 车内声场的声学总贡献。本文以驾驶员右耳、副驾驶员右耳、第二排位置左侧乘员右耳及第二排位置右侧 乘员右耳四个车内响应点的声学特性具有同样的重要性为例，得到该商用车驾驶室整体声学特性的声学总 贡献如图 9。图 9 驾驶室整体声学特性的声学总贡献由此可以得出，抑制驾驶室顶棚的振动能很好地降低车内总声压级。对前部顶棚进行约束阻尼处理， 能最有效地优化驾驶室整体声学特性。4 结论（1）本文建立了结构有限元模型和声学边界元模型，并结合结构有限元模型获得了车身板件表面的 振动速度，通过声学边界元模型计算声学传递向量 ATV。 （2）以声学贡献量为基础, 提出采用‘声学贡献和’与‘声学总贡献’来分析与研究多响应峰值多场 点的声学问题，以便于判断声腔周围板件对声腔内总声压响应的声学贡献性质。 （3）结合实车怠速工况下车内声压响应，对 54 Hz 频率位置作板件贡献分析，得出需要进行约束阻尼 处理的板件位置，对车内声学特性进行优化。 本文针对怠速工况下车内各场点总声压响应作了相应的振动噪声控制研究，结果表明能有效改善车内 噪声，因此该分析过程对于车内噪声控制和研究有一定的借鉴意义与实际应用价值。参考文献[1] CITARELLA＆FEDERICOA L， CICATIELLOB A． Modal acoustic transfer vector approach in a FEM-BEM vibro―acoustic analysis[J]．Engineering Analysis with Boundary Elements，)：248-258． [2] LEE D H，HWANG W S，KIM M E．Booming noise analysis in a Passenger car using a hybrid-integrated approach[R]．SAE，3，2000． [3] 吴光强，盛云，方园．基于声学灵敏度的汽车噪声声一固耦合有限元分析[J]．机械工程学报，2009， 45(3)：222-228． [4] 孙凌玉，吕振华．有关汽车内部声场模态分析的几点讨论[J]．汽车工程，)：74-77． [5] 惠巍，刘更，吴立言．轿车声固耦合低频噪声的有限元分析[J]．汽车工程，)：． [6] 庞剑．汽车噪声与振动[M]．北京：北京理工大学出版社，2006． [7] 韩旭，余海东，郭永进，林忠钦．基于壁板声学贡献分析的轿车乘员室声场降噪研究[J]．上海交通大 学学报，2008.8，第 42 卷 第 8 期．作者联系方式：吴颖熹：上海市嘉定区曹安公路4800号，201804；电话：；. 周f：上海市嘉定区曹安公路4800号，201804；电话：021-；zhouhong@.“艇+桨”自航下流噪声的数值计算李剑 （海军工程大学 动力工程学院，武汉 430033） 摘要： 本文基于&艇+桨&推进系统数值自航试验瞬态计算结果， Virtual Lab 为工具计算了 8 节航速下 以 “艇 +桨”相应的流噪声，并与 8 节航速下裸艇体流噪声进行了比较，求取了等效声中心。 关键词：流噪声；边界元；Virtual Lab；自航 潜艇水下辐射噪声是影响其隐蔽性的关键因素之一。潜艇在水下航行时，辐射噪声源包括：机械振动 噪声、螺旋桨噪声、艇体流噪声。随着数值计算技术的进步， “艇+桨”推进系统数字自航下的流噪声计算 已逐渐成为可能，本文分别计算了 8 节航速下裸艇体流噪声及 8 节航速下“艇+桨”数字自航时的流噪声。1“艇+桨”自航点求取本文使用的潜艇模型为国际上有大量公开实验数据[1-2]的 SUBOFF AFF-8 模型，螺旋桨模型为七叶大 侧斜桨。先完成裸艇体 8 节航速下的阻力实验，求取艇体阻力；结合螺旋桨的敞水特性曲线，估算 8 节航 速下的转速，并设置螺旋桨为该转速下完成数字自航试验[3-4]。待计算稳定后，根据艇体阻力、螺旋桨推力 监控量调整转速，求取 8 节航速下的自航点，如表 1 所示。表1 航速 （knots） 8 转速（r/s） 16.4 推力(N) 205.938 阻力(N) 209.087 自航点的预报结果8 节航速下艇加桨数值自航下过流面压力及流线如图 1 所示。图18 节航速下艇加桨数值自航下过流面压力及流线2 艇加桨自航下流噪声计算方法“艇+桨”自航时，由于存在潜艇的平动以及螺旋桨的转动，本文将螺旋桨流噪声计算与潜艇流噪声 计算相同处理，即将“艇+桨”数字自航下瞬态计算时导出的潜艇表面和螺旋桨表面的压力脉动信息（cgns 格式）一起导出，并映射在“艇+桨”的声网格上，完成傅立叶变换得到频域内的艇+桨表面声源分布，如 图 2 所示。然后通过边界元方法得到任意场点的声压分布。分别在艇体左舷侧方 1m 和 10m 处布置两排测 点，完成场点声压相应计算后，根据 1m 至 10m 的衰减量确定等效声中心。对于裸艇体 8 节航速下的流噪 声计算， 同样采取以上方法[5-6]， 频域内裸艇体表面声源分布如图 3 所示， 左舷侧方场点同样布置， “艇 比较 +桨”与裸艇体 8 节航速下的声场计算结果。图 2 艇加桨表面声源分布图 3 裸艇体表面声源分布3 等效声中心计算结果本文分别计算了 8 节航速下裸艇体和艇带桨时的等效声中心，裸艇体舷侧 1m 及 10m 测点的声压级以 及衰减量如图 4 所示，艇加桨计算结果图图 5 所示。图 4 裸艇体舷侧测点声压级图 5 艇加桨舷侧测点声压级 从图 4、图 5 可以看出，裸艇体时 1m 和 10m 衰减量约为 15dB， “艇+桨”时为 12 dB，与理论上的点 声源球面衰减规律 20dB 不同[7]，可能是由于测点位置太近，且“艇+桨”不能完全近似于点声源所致。从两图的衰减量来看，裸艇体及艇加桨时的等效声中心均位于点 F 处，同时，艇加桨时测点声压级较裸艇体 约大 20dB，对于声场的计算结果及相应研究仍需深入[8]。4 小结本文以艇加桨数值自航实验为基础求出数值自航下的过流面压力脉动，并以此为源通过声学边界元方 法计算了 8 节航速下的流噪声，比较了加桨及裸艇体下的等效声中心变化，对数值自航下的流噪声计算做 了初步探索。5 参考文献[1] [2] [3] [4] [5] [6] [7] [8] Thomas T. Huang, Han-Lieh Liu, Nancy C. Groves. Experiments of the DARPA SUBOFF Program[R].DTRC.1989. Kenneth C. Ward, Scott Gowing. Hardware and Instrumentation of the DARPA SUBOFF Experiments[R].DTRC.1990. 张楠,沈泓萃,姚惠之.用雷诺应力模型预报不同雷诺数下的潜艇绕流[J].):688～696. 杨仁友, 沈泓萃, 姚惠之. 带前置导叶桨潜艇自航试验的数值模拟与自航因子预报[J]. 船舶力学, ): 31-40. 曾文德. 潜艇及其螺旋桨粘性流场与噪声计算和分析[D].海军工程大学，2009. 卢云涛.全附体潜艇的流场和流噪声的数值研究[D].上海交通大学.2008 王之程, 陈宗岐. 舰船噪声测量与分析[J].国防工业出版社, 2004. LMS. Numerical Acoustic Theoretical Manual[M].2009.作者简介： 李剑 男 硕士在读 1987 年 10 出生 研究方向为流噪声数值预报。E-mail:lijian_，联系地址： 海军工程大学动力工程学院轮机工程系新型推进技术研究室。喷水推进器水下辐射噪声的数值计算付建 （海军工程大学 动力工程学院，武汉 430033） 摘要：首先分析了喷水推进器水下辐射噪声的传播路径和主要噪声源，然后详细介绍了喷水推进器水下直 接辐射噪声的计算思路和方法，最后以 Virtual Lab 为工具定量计算并分析了某喷水推进器的水下直接辐射 噪声。 关键词：喷水推进器；噪声；Virtual Lab；边界元 随着喷水推进器在高性能舰船上的广泛应用，喷水推进器的水下辐射噪声也受到了越来越广泛的重 视。喷水推进水器下辐射噪声数值预报可为喷水推进舰船在方案设计阶段的科学论证提供定量参考数据。1 喷水推进器噪声机理及传播路径喷水推进水下辐射噪声划分为两类：宽带噪声和窄带噪声。前者是由随机压力脉动所引起，后者是由 周期性压力脉动所引起[1-6]。 根据瑞典皇家哥德堡船模实验池（SSPA）研究报告和对喷水推进器辐射噪声的机理、传播路径进行分 析可知，喷水推进器水下辐射噪声有三个传播路径（见图 1） ：路径 1 为喷泵内流场脉动压力所引起叶轮、 轴系的振动通过轴系支撑传递至船体尾部，从而激起水下辐射噪声（图 1 中 Bearing forces 曲线所示） ；路 径 2 为喷泵内流场脉动压力激起的流道和导叶的振动传递到船体，再激起水下辐射噪声（图 1 中 Pressure pulses 曲线所示） ；途径 3 为喷泵流体声源经流道直接辐射到水中（图 1 中 Directly radiated 曲线所示）的 直接辐射噪声[1]。图 1（出自于文献 1）表述了上述三个途径传递的噪声分量对水下辐射噪声的贡献。可以 看出，直接辐射噪声决定了全频段的总噪声级水平，它是主要噪声源。图 1 喷水推进器三个不同的传播途径对总噪声的贡献喷水推进器水下辐射噪声的产生机理主要是因为叶轮的叶背和叶面之间存在压差（通常称为负载噪 声） ，负载噪声可等价于偶极子声源。在用声学边界元计算喷水推进器的水下辐射噪声时首先要计算喷水 推进器固体壁面的噪声源强分布。流道作为静止壁面，其表面的脉动量和旋转叶轮表面的脉动量相比是一 小量可忽略不计，因此本研究仅计算喷泵泵本体过流壁面脉动声源对辐射声场的贡献。2 喷水推进器数水下辐射噪声计算思路及方法本研究采用了与瑞典皇家哥德堡船模实验池相同的思路和数值计算方法来预报实尺度喷水推进器水 下辐射噪声的主要噪声源―直接辐射噪声。首先计算得到喷泵本体的噪声源分布（主要是叶轮、导叶、轮 毂及泵壳内壁面的表面偶极子） ，然后计算该噪声源经进水流道、流道进水口向水中远场的传播。本研究 采用声学边界元方法计算声场在流道内的逆流传播以及经流道进口向远场水域的辐射噪声。 声学边界元法计算喷水推进器的水下辐射噪声具体步骤是： （1）船舶及其喷水推进器的水动力性能的 非定常流场计算，即“船体+喷水推进泵+进水流道”带自由液面的数值自航； （2）“进水流道+喷水推进泵” 非定常流场计算； （3）计算并获取喷泵过流壁面的噪声源分布； （4）计算噪声源传递至叶轮进口（也就是流道出口）的声压值； （5）以叶轮进口声压分布为声源，计算该声源传递至流道进水口的声压值； （6）以 流道进水口作为声源，计算流道进水口向船底水域的辐射声场。 “进水流道+喷水推进泵”非定常流场计算完成后利用声学边界元方法计算喷水推进器水下辐射噪声的 过程示意图见图 2。喷 口 截 面 流 道 出 口 流 道 出 口 自由液面流道进口船底和流道进口图 2 喷水推进水下辐射噪声边界元计算示意图3 某型喷水推进器噪声的数值计算本文以某喷水推进器为分析对象，计算了喷泵泵本体的噪声源强分布以及远场噪声辐射特性，为客观 评价喷水推进器水下辐射噪声水平提供判据。 3.1 喷水推进器噪声的声源强分布计算 在得到喷泵过流壁面脉动压力对应的的 CGNS 文件后（“进水流道+喷水推进泵”非定常流场计算在此 不做介绍） 将其导入 Virtual Lab 的 Acoustic 模块， fft 变换即可得到喷泵壁面的噪声源强分布， ， 经 见图 3[7]。 由图中可知叶轮与导叶的相互作用区域对声场的贡献量是最大的。BPF2BPF1000Hz 100Hz图 3 喷水推进泵声源强分布示意图3.2 喷水推进器远场辐射噪声计算 计算得到喷泵泵本体表面的声源强分布后，利用声学边界元法可依次计算得到叶轮进口截面、流道进 口截面的声压分布，最后以流道进口为声源计算船底远场水域的声辐射特性。远场声压分布云图见图 4。BPF2BPF100Hz1000Hz图 4 喷水推进器远场水下辐射噪声云图由图 4 及计算结果可知在低频段喷水推进器水下直接辐射噪声指向性基本表现为各项同性，在高频段声场的指向性较为明显； 2BPF 处对应声压的最大值，高频段声压值逐渐降低，这同瑞典皇家哥德堡船模 实验池的计算结果是一致的。4 小结分析了喷水推进器水下辐射噪声的主要传播路径，然后以声学边界元为理论基础，以 Virtual Lab 为工 具计算分析了某型喷水推进器的直接水下辐射噪声，计算结果同瑞典皇家哥德堡船模实验池结果规律相 同，为喷水推进器的水下辐射噪声计算做了初步探索。5 参考文献[1] Magnus K? llman and Da-Qing Li (SSPA Sweden A B).Waterjet Propulsion Noise[C]. Waterjet Propulsion III, RINA,20 and 21 February 2001, Gotherburg, Sweden. [2] Abrahamsson M, Johansson M. Analysis of Pressure Pulses Generated in A waterjet Propulsion Unit[D]. Chalmers University of Techenology, Sweden, 1998. [3] [4] [5] [6] Looijmans K N H, Parchen R, Hasenpflug H. The Acoustic Source Strength of Waterjet Installations[C]. PRADS98, 1998. Aartoj? Noise from Waterjet Propulsion[R], FAST&#39;95, 1995. rvi. 牟介刚, 李世煌, 王乐勤. 喷水推进系统噪声产生机理及降噪分析[J].中国机械工程, ) :. Bernd D, Frank H W. Noise sources in centrifugal pumps[C]. Proceedings of the 2nd WSEAS Int Conference on Applied and Theoretical Mechanics, 2006. [7] LMS. Numerical Acoustic Theoretical Manual[M].2009.作者简介： 付建 男 博士在读 1985 年 11 出生 研究方向为振动与噪声控制。E-mail:，联 系地址：海军工程大学动力工程学院轮机工程系新型推进技术研究室。基于 Virtual Lab 的进气系统改进设计耿鹏飞 邹岳 杜文( 长城汽车股份有限公司 NVH 工程研究院 保定 071000 ) 摘要：采用有限元方法计算赫姆霍兹共振腔消声器的传递损失，结合理论公式与三维有 限元软件设计修正共振腔消声器结构参数。采用化整为零的方法将原来的一个共振腔消声器 分为两个小的共振腔消声器，消声频率范围相互叠加达到原进气系统消声能力。本文使用 LMS Virtual Lab 软件，对新改进的共振腔消声器传递损失仿真计算，在满足 NVH 要求前提 下，使改进设计的消声器合理布置在汽车机舱中。 关键词：声学 进气系统 传递损失 Virtual LabIntake System Improving Design Based on Virtual Lab GENG Peng-fei， DU Wen， ZOU Yue( NVH Engineering Institute of Great Wall Motor Company，Baoding 071000，China ) Abstract： transmission loss of helmholtz resonator is calculated by finite element methods. The Combined with theory formula and 3-D finite element software，the structure parameters of helmholtz muffler are designed and modified. A big helmholtz muffler is divided into small silencer。 Silencing frequency ranges of air intake system are superimposed, so the noise elimination ability is the same as the original. In this paper, the transmission loss of new designed helmholtz muffler was calculated through the software-Virtual Lab. In the premise of NVH requirements，the improvement design of the silencer is reasonably positioned in automobile engine room. Key words：acoustics；intake system；transmission loss；virtual lab 1．引言 赫姆霍兹共振腔消声器因其结构简单，低频消声效果好，压