汽车排气消声器设计分析毕业论文

1、摘要近年来,随着中国噪声法规的日益严格，对于整车排气噪声控制的要求也越来越高了，但是传统的消声器设计方法主要是基于设计经验，这必然会加大设计的工作量，增加研发成本、延长了开发周期。控制排气噪声最有效的途径就是设计高消声性能、低阻力损失的排气消声器。它已成为目前排气噪声控制的重要研究课题。本文首先通过使用gt-power软件中的muffler模块建立排气消声器的三维仿真模型从而得到它的传递损失，再通过gt-power软件建立某发动机工作过程与消声器的耦合仿真模型得到消声器的插入损失，并通过对消声器结构及消声性能的分析，对消声器的设计进行改进，使其较好的满足该消声器的性能要求。在对消声器消声性能设

2、计时，应该尽量避免消声器的某些通过频率和消声器振型比较剧烈的模态频率发生共振，这样既有利于提高催化剂和消声器的可靠性和耐久性，也可以指导消声器的设计、分析。总之，本文通过对消声器基本的设计思路和方法的探索，为更加合理、有效地设计和研发排气消声器提供了参考。关键词：消声器 模拟仿真 传递损失 插入损失 结构优化abstractthe most effective measure to control exhaust noise is using muffler is exhaust system.designing a muffler with high anechoic performance

3、 and low resistance loss has become an important subject on exhaust noise.the article takes advantage of the muffler model that established by gt-power software to work out the transmission loss and takes advantage of the coupling simulation model of an engines working process and muffler to work ou

4、t the insertion loss based on the analysis of the structure and performance of the muffler the designe is improved.the improved design preferably meets the exhaust performance requirement.when we design the which has some ranges of frequency that can go through the muffler ,we should avoid the penet

5、rated frequency in response to the model frequency,so this result can give more advice to the muffler design.from the whole,this article does some research about the design of the exhaust muffler,which gives some ideas of the design.key words: muffler simulation transmission loss insertion loss stru

6、ctural optimization 引言 随着科学技术的发展和人们生活水品的提高，汽车的产量和保有量也在突飞猛进的增长，由此带来的环境污染也已成为影响人们生活的一大公害，尤其是人口密集型城市，汽车的噪声污染会弥漫于城市的每个角落，打破了城市的安宁与祥和，也影响到居民的身心健康。噪声的高低也成为衡量汽车性能与质量的重要标准，直接影响到汽车在国内外市场的竞争力。针对这些问题，国家也制定和出台了更为严格的控制汽车噪声的法规和条例，并且逐年提高整车噪声的限值。根据gb.1495-2002汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法第二阶段（即2005年1月1日以后）生产的汽车噪声的限值为74db，而如果由汽

7、车引起的噪声不加以控制，其噪声值往往会高于80db。此外，随着汽车行业日益激烈的竞争，低噪声已成为汽车乘坐舒适性的重要性能指标，越来越受到消费者的重视。汽车的主要噪声源就是来自汽车的排气噪声而降低汽车排气噪声最简单、有效的方法就是设计高消声性能、低阻力损失的消声器。目前，国外发达国家开发和研究消声器的方法是：在发动机实际工作情况下，建立排气系统的流动和声学数学模型，通过数值模拟仿真计算技术和台架试验相结合的验证方法来设计的。而国内消声器设计起步相对较晚，设计方法较为落后主要是基于设计经验，没有完整的设计理论，设计周期长，无法满足快速发展的汽车行业。此时gt-power软件应运而生，由于采用gt

8、-power软件仿真模拟与台架试验相结合的方法可以减轻工作者的设计工作量，缩短设计周期、节约了研发成本，因此在消声器的设计和研发过程中得到了广泛的应用。第一章：绪论1. 1汽车噪声的危害和控制1.1.1噪声的种类汽车噪声产生的主要因素是由空气动力、机械传动、电磁三部分引起的。从结构上可分为发动机噪声(即燃烧噪声)，底盘噪声(即传动系噪声、各部件的连接配合引起的噪声)，电器设备噪声(冷却风扇噪声、汽车发电机噪声)，车身噪声(如车身结构、造型及附件的安装不合理引起的噪声)。其中发动机噪声占汽车噪声的二分之一以上，包括进、排气噪声和发动机本身的噪声(如发动机的振动，配气轴的转动，进、排气门的开启和关

9、闭等引起的噪声)。因此汽车发动机噪声控制的关键是减振和降噪。此外，汽车轮胎在高速行驶时，也会引起较大的噪声。这是由于轮胎在地面滚动时，位于花纹槽中的空气被地面挤出与重新吸入过程所引起的泵气声，以及轮胎花纹与路面的撞击声。1.1.2噪声要求汽车噪声如果得不到很好的控制,往往会高于80db，降低汽车本身的噪声,不仅可以减少环境污染,还能够降低噪声对人体的伤害。此外, 随着汽车行业竞争的日益激烈,低噪声已经成为乘坐舒适性中的重要性能指标,因此在汽车性能的评价中,除了动力性，燃油经济性和排放之外,噪声也已成为另一个重要的性能指标。汽车的排气噪声及其控制已引起人们的广泛关注国外工业发达国家自60年代起就

10、对机动车辆噪声给予足够的重视,制定了许多控制的法规和标准,如联合国欧洲经济委员会(ece)，欧盟(eu)、日本、美国等主要国家和地区自70年代起每3一5年就修订一次相关的法规或标准,各种车辆噪声的限值有了大幅度的降低,英国早在1960年就制订了防止噪声法,而美国的纽约，芝加哥、洛杉矶等城市也相继制订出台了噪声防治条例,欧盟从1970年起对噪声限值由原来82db降到1995年的74db,噪声降低了8db。我国的汽车行业起步较晚，因此我国直到1979年才颁布了机动车辆噪声限值和试验方法的国家标准gb1495一79和gb1496一79，随着时间的推移,标准中的噪声限值越来越严格。在我国加入wto以后

11、,为了适应国内外激烈的市场竞争环境,增强我国汽车行业的市场竞争力,我国于2002年10月1日提出了更严格的汽车加速行驶车外噪声限值gb1495一2002,如表1.1所示1.1.3噪声的评价指标车内、外的噪声值和振动适应性是评价汽车噪声的主要指标。评价方法分为主观和客观评价。汽车的舒适性、响度和确定性是影响汽车噪声主观评价的主要因素。在客观评价时，可以采用pcnm噪声测量装置测量试验进行分析；此外模拟技术中的有限元法和边界元法也被广泛应用。1.1.4噪声的危害噪声对人体健康的影响主要体现在听觉、生理健康和心理健康三个方面第一，对听觉系统的伤害首先是容易引起听觉疲劳，人们在较强的噪声环境中工作或停

12、留，听力会有明显的下降，如果长时间在强噪声环境中工作而又不采取保护措施，久而久之就会发生听觉迟钝，甚至导致噪声性耳聋。如果突然暴露在高达140db以上的噪声环境中，人的听觉系统可能发生急性外伤，引起耳鼓膜破裂出血而使双耳完全失听。第二，噪声对生理健康的危害包括对神经系统的危害因为噪声会引起神经衰弱综合症，对心血管系统的影响因为噪声可引起心跳加快、心律不齐、心电图t波升高、血压变化等症状。对消化系统的影响因为噪声也会引起胃功能紊乱、食欲不振、消瘦等病症。第三，噪声对人的心理健康也会产生影响使人烦躁不安、产生疲劳感，影响精力集中和工作效率。1.1.5 噪声的控制根据噪声产生和传播的机理，可以把控制

13、噪声的方法分为以下三类：一是对噪声源的控制，二是对噪声传播途径的控制，三是对噪声接收者的保护。其中对噪声源的控制是最根本、最直接的措施，包括降低噪声的激振力及降低发动机部位对激振力的响应等，即改造振源和声源。如果对噪声源的控制较难进行时，就需要在噪声的传播途径中采取吸声、隔声、消声、减振及隔振等措施来达到降噪的效果。汽车的减振降噪水平与整车的动力性、燃油经济性、可靠性及其强度、刚度、质量、制造成本和用途密切相关。1.1.5.1发动机的振动与噪声降低发动机噪声是汽车噪声控制的重点。发动机是产生振动和噪声的根源。发动机的噪声是由燃料燃烧，配气机构、正时齿轮及活塞的敲击噪声等构成的。降低发动机本体噪

14、声就要改造振源和声源，包括用有限元法等方法分析设计发动机，选用柔和的燃烧工作过程，提高机体的结构刚度，采用严密的配合间隙，降低汽缸盖噪声。例如在油底壳上增设加强筋和横隔板，以提高油底壳的刚度，减少振动噪声。另外，给发动机涂阻尼材料也是一个有效的办法。阻尼材料能把动能转变成热能。进行阻尼处理的原理就是将一种阻尼材料与零件结合成一体来消耗振动能量。它有以下几种结构：自由阻尼层结构、间隔自由阻尼层结构、约束阻尼层结构和间隔约束阻尼层结构。它的采用明显地减少了共振的幅度，加快了自由振动的衰减，降低各个零件的传振能力，增加了零件在临界频率以上的隔振能力。目前，已有一些国家的专家设计了一种发动机主动隔振系

15、统，用于减少发动机振动，以达到降低噪声的目的。发动机的进气噪声是发动机的主要噪声源之一，发动机的空气动力噪声，随着发动机转速的提高而增强。非增压式发动机的进气噪声主要成分包括周期性压力脉动噪声、涡流噪声、汽缸的亥姆霍兹共振噪声等。增压式柴油机的进气噪声主要来自增压器的压气机。对此，最直接、有效的方法就是采用进气消声器。类型有阻性消声器、抗性消声器和复合型消声器。将其与空气滤清器结合起来(即在空滤器上增设共振腔和吸声材料，例r3238型)就成为最有效的进气消声器，消声量可超过20db。排气噪声是汽车的主要噪声源，主要由排气压力的脉动噪声，气流通过气门座时所发出的涡流噪声、边界层气流的扰动而产生的

16、噪声以及排气口处的喷流噪声所组成。设计高消声性能、低阻力损失的消声器，是降低汽车噪声的重要措施之一。通过采用有限元法和边界元法对消声器进行优化设计，在消声器的设计过程中要避免消声器的传递损失特性与振动特性发生耦合。其次，降低排气噪声与提高动力性也存在矛盾，因为降低排气噪声与降低排气背压对排气管直径的设计有着相矛盾的要求，前者要求有较小的直径，而后者却相反。对此，采用并联流路的双功能消声器，在减小背压和降低气流噪声方面颇为有效。另外 ，对于发动机排气歧管到消声器入口的一段管路，采用柔性管的减振、降噪效果明显，可降低7db左右。1.1.5.2 底盘噪声传动系噪声来源于变速箱齿轮啮合引起的振动和传动

17、轴旋转振动。一般采取的措施：选用低噪变速器或发动机与变速箱及后桥主减速器等部件与底盘用橡胶垫进行柔性连接，从而达到隔振的目的；还可以通过控制转动轴的平衡度，降低扭转振动。1.1.5.3电器设备噪声冷却风扇是噪声的发生装置，受到护风圈、水泵、散热器及传动装置的影响，但其噪声的产生主要取决于底盘。汽车发电机噪声取决于多种来源的效应，这些来源有磁体源、机械和空气动力源。噪声级取决于发电机的磁力和通风系统的结构，以及发电机的制造和装配精度。 1.1.5.4车身噪声随着车速的提高，车身的噪声也就越来越大，空气动力噪声是其主要的起因。因此，可以采用以下方案来改善车身噪声：一是对车身进行流线型设计，实现光滑

18、过渡；二是在车身与车架之间采用弹性元件连接；三是进行室内软化，如在顶棚及车身内蒙皮间使用吸声材料。另外，汽车在高速行驶时，轮胎也会产生一定的噪声。由实车惰行法可知：轮胎的轮距越大，则噪声越大。此外，轮胎的花纹与噪声的产生也有很大的关系，选用有合理花纹的钢丝帘布子午线轮胎是降低轮胎噪声的有效方法。使用更富有弹性且柔软度高的橡胶制造轮胎，也可以达到降低轮胎噪声的效果。 1.1.5.5其他措施可以对汽车噪声进行主动控制。就是采用以声消声技术，原理是：利用电子消声系统产生与噪声相位相反的声波，使两者的振动相互抵消，以达到降低噪声的目的。这种消声装置采用极其先进的电子元件，具有良好的消声效果，可用于降低

19、车内噪声、发动机噪声，还可以用于主动发动机支撑系统，以抵消发动机振动噪声。 1.2 消声器的分类和消声原理汽车消声器按消声原理与设计结构可以分为抗性消声器、阻性消声器和阻抗复合型消声器三类。 1. 2.1 抗性消声器 抗性消声器，又称为反应式消声器包括扩张室消声器、共振腔消声器、微穿孔板消声器、干涉型消声器等。它是由声抗性元件组成的消声器。声抗性元件类似于交流电路中的电抗性元件电容或电感，是对声压的变化、声振速度变化起反抗作用的元件，它们不消耗声能，但可贮蓄与反射声能。抗性消声器对低中频范围的噪声具有较好的消声效果，它的型式有扩张室式、共振腔式、微穿孔板式和干涉型等多种。抗性消声器的特点是：它

20、没有使用吸声材料，而是通过在管道上连接旁接共振腔或截面突变的管段，利用声阻抗失配，使某些频率的声波在声阻抗突变的界面处发生反射和干涉等现象来达到消声的目的。 1. 2.1.1 扩张室消声器 扩张室消声器也称为膨胀室消声器，由管和腔适当组合而成，分为单节式和多节式。它通过改变管道截面，使截面发生突变从而使沿管道传播的声波向声源反射而通不过消声器，使声能反射回原处，达到消声目的。单节扩张室消声器只能对某些频率成分起消声作用，而让另一些频率成分顺利通过，由于噪声的频率范围较宽，因而需要改善扩张室消声的性能。可以采用以下两种方法：1.用多节不同长度的扩张室串联，使它们的通过频率互相错开，以提高总消声量

21、和改善消声器的频率特性；2.在扩张室消声器两端插入内接管，插入长度分别取为扩张室长度的1/2和1/4，也可以改善消声性能。在工程实际中，为了获得较高的消声效果，通常将这两者结合起来应用。 1.2.1.2 共振腔消声器共振腔消声器消声原理是当声波频率与共振腔固有频率一致时，使声能的衰减达到最大值来达到消声的目的。与扩张室消声器相比，共振腔消声器的消声频带较窄，在共振频率附近消声量较大，适用于具有单峰值频率、且峰值较突出的高噪声场合。设计时要求共振腔消声器的共振频率与声波的主频率一致。 1.2.1.3 微穿孔板消声器 微穿孔板消声器是利用微穿孔板吸声结构制成的消声器，是我国噪声控制工作者研制成功的

22、一种新型消声器。它的消声原理实际上与共振腔消声器相同，其特点是不采用任何多孔吸声材料，而是在薄金属板上钻许多微孔起到吸声作用，故可作为阻性消声器使用。 1. 2.1.4 干涉型消声器 干涉型消声器的支管长度比主管长度长，而且多出的长度正好是1/2声波波长的奇数倍，这样支管声波与主管声波在振幅上相等，而在相位上却相差180的奇数倍，从而使支管声波和主管声波相互干涉而抵消，来实现消声的目的。干涉型消声器适用于消减某保持不变的单一频率的噪声，对于宽频带噪声，这种消声器无效。 近代出现的电子有源消声器也是利用声波的干涉来消声的，故也属于干涉型消声器。它对于低频噪声的控噪、个人防噪和局部防噪尤为合适。

23、1. 2.2阻性消声器 阻性消声器，又称吸收式消声器是利用吸声材料的吸声作用使沿通道传播的噪声不断被吸收而逐渐衰减的装置。把吸声材料固定在气流通过的管道周壁，或在通道中按一定方式排列起来，就构成阻性消声器。阻性消声器对中高频范围的噪声具有较好的消声效果，应用范围很广。它的型式有直管式、片式、蜂窝式、折板式、声流式、弯管式和迷宫式等多种。其消声原理是：当声波进入消声器，便引起阻性消声器内多孔材料中的气流和纤维振动，由于摩擦阻力和粘滞阻力的影响，使一部分声能转化为热能散失掉，起到消声的作用。 1.2.3 阻抗复合型消声器 阻抗复合型消声器就是将阻性消声部分与抗性消声部分串联组合而形成，一般阻抗复合

24、型消声器的抗性在前，阻性在后，即先消低频声，然后消高频声，总消声量可以认为是两者之和。但由于声波在传播过程中具有反射、绕射、折射、干涉等特性，其消声量并不是简单的叠加关系。阻抗复合型消声器兼有阻性和抗性消声器的特点，可以在低、中、高的宽广频率范围获得较好的消声效果。 1. 3排气消声器的研究方法1.3.1 四端网络法四端网络法的应用原理是基于一维平面波理论，用传递矩阵描述消声器的传播矩阵的方法。它适用于内部平面波传播且管道细长的消声器的低频分析，特点是设计应用较成熟，简单方便，实用性强。 1. 3.2 边界元法边界元法是基于二维声学理论，对所求区域的边界而进行的离散计算。它适用于二维和轴对称的

25、均匀介质情况，进行内外场声学分析，特点是市场分析工作量少，计算时间短，还不能对复杂结构的消声器进行三维分析计算。 1.3.3 有限元法有限元法是基于三维声学理论，对所研究区域的内部声场进行离散计算。它适用于均匀介质复杂结构的内场声学性能分析，特点是精度高，实用性强且计算格式规范统一，广泛用于消声器的研究中。 1. 3.4 有源消声法有源消声法是基于声波干涉原理改善消声器的消声效果。它适用于降低消声器的低频噪声，特点是不仅降低低频噪声的频段，而且可以改善中、高频的噪声的消声效果。 1.3.5有限体积法有限体积法是基于一维计算流体力学来模拟复杂边界区域的流体运动，它适用于多维流体力学理论进行消声器

26、内部流体特性研究。它是计算流体动力学常见的离散方法,可以进一步发展为基于二维、三维流体力学的基本方程进行计算。 1. 3.6 基于试验的消声器研究方法 基于试验的消声器研究方法采用试验和试验分析的方法对消声器的声学性能进行分析的方法。用实验的方法来模拟消声器内部的声波特性被广泛使用，如声波在高速、高温的介质中的传播特性。随着消声器设计仿真技术的快速发展和日益成熟，消声器的研究开发已逐渐形成以理论、经验相结合，以计算机软件分析为主，试验研究为辅的研究方法。这样可以使消声器的设计周期大大缩短，成本也大大降低。但是汽车消声器涉及气体流动、传热、振动、声学、发动机性能等学科，具有较高的复杂性。目前，计

27、算机软件分析结果还不能很好地仿真消声器性能，需进一步改进和完善软件，使其达到更好的仿真效果。 1.4 研究排气消声器的意义由于汽车种类、车速以及质量的不同使得整车的噪声也有所差别。一般情况下,当没有安装进、排气消声器时,排气噪声是发动机最大的噪声源,进气噪声次之,风扇噪声相比其噪声级较小。随着制造技术和加工方法的改进和提高,发动机的机械噪声和燃烧噪声己得到了有效的控制,排气噪声成为发动机噪声的主要来源。据统计,在发动机的噪声源中,排气噪声约占总噪声的30%左右,排气噪声往往比发动机其它噪声高10一15db,控制汽车排气噪声最切实有效的措施就是安装排气消声器，在排气开始时,废气以脉冲形式从排气门

28、间隙排出,并迅速从排气口进入大气,所形成的能量较高、频率较为复杂的噪声叫做排气噪声，随着发动机转速和强化程度的提高,排气系统内气流速度增加,排气噪声也随之增大。排气噪声的降低主要依靠机外降低,即安装排气消声器。随着排放标准的日益严格和人们对汽车噪声关注度的提高,汽车的nvh己经成为衡量产品质量的重要指标,各生产厂商也开始关注问题,其中近年来消声器的设计和研制受到汽车行业的广泛重视就是明显的例证，所以开发和研究新型汽车消声器并进行优化设计,对于降低汽车噪声、减少噪声污染具有重要的社会意义和实用价值。安装消声器可以达到降低了排气噪声的目的，但也会带来负面影响，因为安装消声器后会增加发动机的排气阻力

29、,提高排气背压,从而影响发动机的动力性和燃油经济性。一般来说,消声器的消声性能越好,其结构就越复杂,相应的功率损失越大，一般消声器的功率损失在3%到8%,消声量较大时允许有较大的功率损失，但是给小功率发动机匹配消声器时，功率损失要求较低。随着我国日益加剧的能源危机和日趋严格的排放法规,使得人们的节能意识和对噪声污染的关注度不断增加,所以继续研究消声器的研究有如下意义:第一,随着汽车的噪声排放法规的日益严格和人们对噪声污染的不断重视排气噪声作为汽车主要的噪声源,必须严格控制,这就要求设计高消声性能、低阻力损失的高效消声器满来减少环境污染、满足消费者的要求。第二,在不久的将来，co2排放量也将纳入

30、尾气排放的法规和条例中,这就要求发动机要有尽量少的能量损失。虽然消声器的功率损失仅占百分之几,但是,只要发动机运转,这部分能量就要损耗掉,如果发动机长时间运作,那么这部分能量损失也相当可观。因此,消声器的功率损失要越少越好以减少能量损失。 第二章：排气噪声和消声器的基础知识简介2.1 排气噪声的来源排气噪声是由排气压力的脉动噪声，气流通过气门座时发出的涡流噪声、边界层气流的扰动产生的噪声及排气口处的喷流噪声构成的。排气系统的噪声源包括：空气噪声、冲击噪声、辐射噪声和气流摩擦噪声以及其它的一些噪声源组成。例如：可燃物在排气系统中再燃烧产生的噪声，排气门杆产生的涡流噪声，由排气脉冲压力波产生的涡流

31、噪声，排气门落座声等。2.1.1 空气噪声发动机运作时产生的压力波,在排气管道中传播而产生的噪声叫做空气噪声。空气噪声取决于排气管道的直径,当气流量一定时,排气管道的直径越大,空气噪声就越稳定而空气噪声的大小取决于排气系统的结构。在排气系统设计中,纯粹的声学设计就是用于降低这类噪声的。2.1.2 冲击噪声冲击噪声是由于排气管道中不稳定的气流对管道产生冲击而产生的。当管道截面积发生突变时,也会产生相应的冲击噪声。减小冲击噪声的途径就是加大管道的过渡圆弧和渐进地改变结构的变截面积。2.1.3辐射噪声辐射噪声是由于排气系统的管道和消声元件受到机械振动的激励或者受内部流体压力波动而一起振动,被激励的元

32、件对外以声波的形式辐射出去而形成的。在排气系统中,辐射噪声源来自三方面:机械振动、稳定的空气气流和不稳定气流，其大小取决于板结构的几何尺寸、结构形状和刚度等。当辐射噪声的频率与薄板结构振动的频率相对应时，消声元件辐射的声音频率一般比较低,而管道辐射的频率一般比较高。因为管道的刚度往往比消声元件的刚度高。减少流体声波的扰动，改变其结构特征,加阻尼处理是降低辐射噪声的有效途径。2.1.4 气流磨擦噪声当管道中气体流动速度非常高的时候,流体与管壁之间会产生摩擦,当气流传到尾管时对外发出巨大的声音,这就是气流摩擦噪声。减少气体的流动速度,增加管道的截面积、使管壁尽可能地光滑,避免管道中的突然转弯,在排

33、气管口避免障碍物体、使用吸声材料等是降低气流摩擦噪声的有效方法。2.2排气噪声的频谱概述发动机的燃烧废气从排气门高速冲出，沿着排气歧管进入排气消声器，最后从尾管排入大气，在这个过程中产生了宽频带的排气噪声。排气噪声的频谱常包含以下频率成分:以每秒钟排气次数为基频的排气噪声、管道内气柱共振的噪声、废气喷注和冲击噪声、气缸亥姆霍兹共振噪声、排气系统管道内壁面处的紊流噪声、排气歧管处的气流吹气声和气门杆背部的卡门涡流噪声等。2.2.1基频排气噪声基频噪声是由于内燃机每一缸的排气门开启时,气缸内废气突然以高速喷出,气流冲击到排气道内气门附近的气体上,使其产生压力剧变而形成压力波,从而激发出噪声。由于各

34、气缸排气是在指定的相位上周期性进行的,因而这是一种周期性的噪声,而且是一种典型的低频噪声。基频噪声频率显然和每秒钟的排气次数,即和爆发频率是相同的,故基频噪声的频率为: (hz) (2-1)式中：z一内燃机气缸数； n一内燃机转，r/min； t一行程系数,四行程t=2,二行程:t=l；在排气噪声频谱上,通常在基频或其第二、三次谐波附近出现峰值,频率再高时,以排气次数为基频的排气噪声声压级不大。2.2.2 排气管道内气柱共振噪声在排气系统管道中的空气柱,在周围性排气噪声的激发下,因发生共振而生空气柱共振噪声。每一段两端封闭的气柱都是一个振动系统,其本征频率为: (2-2)式中：一气柱长度；c0

35、一管道中有限波的传播速度,m/s；ct一管道中的声速,m/s；u一管道内的气流速度,m/s，当气流方向与声速方向一致(排气时),u为正号，反之取负号；n为谐波系数,n=l,2,3,如果气柱一端封闭，一端敞开,则其本征频率为: (2-3)内燃机排气系统中,从关闭的气门经排气道、排气管到大气,构成一条一端封闭(气门端)、一端敞开(大气端)的气柱,其固有频率由式(2-3)确定。当时,气柱共振噪声将显著增强,这时可调整排气管长度使与不一致。多缸内燃机中,当某一缸排气有气流流过,便能激发其他所对应的气柱发生共振,而每一缸所对应的气柱长度又与排气管中气流流动情况有关。每一缸的排气道长度无疑是要记入气柱长度

36、的,从进入排气歧管的那一点起到排气歧管汇合点止的那一段,只要不是废气正在流过,都要记入气柱长度。气柱本征频率比基频噪声频率高得多,不过通常1000hz以下这类噪声就微不足道了。2.2.3排气歧管处的气流吹气声当多缸发动机工作时，可近似认为，任何时刻都只有一个气缸中的废气排出，其余各缸处于关闭状态。假定某缸废气大量排出，气流流向总管时也会吹响其他各气道的开口端，并且气流流速会随着曲轴转角发生大幅度的变化。当气流吹至气道口处的“唇”部时，便会产生一种周期性的涡流使歧管内气体产生压力波动而激发噪声。“唇”部附近产生的周期性涡流其频率为： （hz） （2-4）式中：-斯托哈尔数，只与流场的不定性有关，

37、无量纲； -废气流经排气歧管口时的流速，m/s； -气道口径，m；因为流速随着曲轴转角而变化，总会有一些气流速度符合气道共振条件而产生气柱共振噪声。此外，高速气流通过消声器的狭小部分时流速增大而产生废气涡流，涡流产生的声强与流速的8次方成正比，频率成分主要是高频。2.2.4亥姆霍兹共振噪声如果一个封闭的容积为v的空腔，通过一根截面积为s、长度为z的管道与大气相通,就形成一个共振系统，称为亥姆霍兹共振腔，其共振频率由v、s、决定。内燃机排气门打开时，气缸与排气道、排气管就组成一个亥姆霍兹共振腔，它有一个共振频率。废气流动激发的噪声中与共振频率一致的频率成分在这个共振腔中得到充分的放大。于是,内燃

38、机噪声频谱中的这一频率就显得很突出,其频率可按下式计算： (2-4)式中：c一管道内声速，m/s； vh一气缸工作容积，l； s一排气管截面积，m2； 一排气管长度，m；亥姆霍兹共振噪声的最大特点是：其频率与内燃机转速无关，共振频率随气缸工作容积而变，排气过程中随着活塞的上行，共振频率逐渐升高。因此,噪声频谱中对应于亥姆霍兹共振频率的峰比较宽。亥姆霍兹共振噪声在单缸机中表现得最为突出，在两缸机和三缸机中也能发现，但在四缸以上的多缸机中，由于各缸之间相互干扰，排气歧管及总管较长，故这类噪声不突出。2.2.5废气喷注噪声 在自由排气阶段,排气门处由于高速的气流喷注而产生强烈的喷注噪声。又由于气体的

39、粘性,废气排出后,会带动排气门后的气体一起运动,产生卷吸作用,使周围气体发生旋转,形成涡流,辐射出涡流噪声。另外,排气门附近存在着气体压力的不连续面,这种压力不连续会产生冲击波,因而产生冲击噪声。 废气喷注噪声和冲击噪声是连续宽带的高频噪声。这种噪声的峰值频率为： （hz） （2-5）式中：-斯托哈尔数，其数值与超临界压力比有关，无量纲； -喷口特征尺寸，圆孔取其直径，m； -当地声速，m/s；2.2.6 排气噪声的其它组成声源 1. 排气管内壁面处的摩擦和紊流噪声 在超临界排气阶段，在排气门附近的一段气道内气体流动的速度接近当地声速，这时气体管道中的流动雷诺数2320，废气的流动是紊流流动。

40、另外由于排气道内的温度很高，而气道壁面的温度只有100摄氏度左右，这样在管壁附近的气体中存在很大的温度梯度，此温度梯度更加剧了气流的紊流程度，增加了涡流强度，排气道内壁面一般均用砂蕊铸造成型，表面的绝对粗糙度h=0.3-06mm。这个高度大于排气道内气体流动的紊流附面层中的层流底面厚度。这样，当气流绕流过凸出物时，就会产生脱离现象，在凸出物后面形成类似于气门杆后的卡门涡流，使管壁面的涡流进一步增强。紊流气体在排气道内壁面附近造成的涡流引起壁面附近的气体压力波动，辐射出噪声。这种紊流噪声主要是宽带的高频噪声。 2. 可燃物质在排气系统中再燃烧产生的噪声 由于多种原因，发动机排出的可燃物质中还会含

41、有少量的可燃物和氧气。在排气过程中气体激烈的再混合，使这部分可燃物质在排气系统中燃烧，造成局部地区的气体压力波动，加剧了原来排气系统中气体压力脉动的程度。 3. 有排气的脉动压力激发管壁产生的噪声由于发动机的排气过程是周期性变化的，因此排气系统中的排气压力是脉冲的，这种脉冲压力作用在排气系统的管壁上，激发这些弹性构件发生振动。如果构件的自振频率与气体压力的脉动频率刚好一致，就将发生强烈的共振而辐射出噪声。 4. 排气门落座声高速内燃机在设计时，要求排气门的落座速度控制在缓冲段，但是由于加工和装配误差往往会使气门落座速度和加速度任然很大。落座时的加速度有时会高达6000m/s2，这种高速落座，在

42、排气门与气门座之间造成金属撞击，引起气门的振动，而发出噪声。2.3 影响排气噪声的主要因素影响排气噪声的主要因素有：气缸压力、排气门直径、发动机排量以及排气门开启特性等。对同一款发动机来说，影响发动机排气噪声最大的因素是发动机的转速和负荷。2.4 排气噪声的理论基础2.4.1 声波方程声波传播的一般情况涉及三维空间，下面给出三维空间内在理想流体媒质中声波传播的一般关系式，然后讨论它们的应用。声场的特征可以通过媒质中的声压、质点速度和密度的变化量表征。为了使问题简化必须对媒质和声波方程作出一些假定，例如： 1)媒质为理想流体，即媒质中不存在粘滞性,声波在这种理想媒质中传播时没有能量损耗； 2)没

43、有声扰动时，媒质在宏观上是静止的，同时媒质是均匀的,因此媒质中静态压强、静态密度为常数； 3)声波传播时，媒质中稠密和稀疏的过程是绝热的； 4)媒质中传播的是小振动波,各声学参量都是一级微量，即声压p远小于媒质中静态压强、质点速度v远小于声速,质点位移远小于声波波长；媒质密度增量远小于静态密度0。 运动方程运动方程是由牛顿第二定律推导而得，即作用于流体微团上的合力,等于流体微团的动量变化率。方程为： (2-6）式中： ，哈密顿算子； ，质点速度矢量； 根据假设，略去二阶微量，得： （2-7）即为运动方程。 连续方程 连续方程就是质量守恒定律,即单位时间内进出流体介质微团的质量之差等于微团内质量

44、的变化率。方程为： (2-8)同样，略去二阶微量，得： （2-9）各符号含义同上。 气体状态方程 声波在理想介质中传播时，因波动过程很快，压缩和膨胀所需时间比热传导所需时间短的多，介质还来不及与相邻部分进行热交换，故将声传播过程视为绝热过程。 ( 2.-10）对时间微分，并略去二阶微量，得 （2-11）式中，k为比热比，空气为1.4，r为通用气体常数。 波动方程 根据理想介质的上述三个基本方程（2-7）、（2-9）、（2-11），可导出波的波动方程： (2-12)式中：，拉普拉斯算子。2.4.2 一维平面波理论上述方程要在二维空间上求解比较困难，实际应用上常将其适当简化。例如，对于具有轴对称特

45、征的模型，可以在一个轴对称的平面内求解；而对于以一个方向尺寸为主的模型，可以进一步简化为一维波动方程。但是，两种简化都有其使用范围。对于轴对称模型，其潜在的假设就是声波在圆周向上没有变化，如果实际结构中出现周向声压波动，该模型将产生较大误差。 一维波动方程如果消声元件的轴向尺寸比其径向尺寸大得多，为便于分析，将内部声波近似简化为平面波，即声压只与一个轴向位置有关。则波动方程简化为： （2-13）对于角频率为的简谐波，其一般解为： 式中：+一反向声波;；一正向声波； a一声压幅值；一初始相位角； 声电类比声和电都具有波动性，因此具有可比性。对于平面波，有，式中：s表示声波通过面积，称为体积速度。

46、受声压作用而产生体积速度的形态关系与受电压作用而产生电流的电路相类比，就叫做声线路。够成声线路的基本元件如下： 1) 声阻，类似电路中的电阻： 2) 声质量，在声线路中，声质量表征形成整体振动的介质惯性。截面积为s，长度为l的管子内介质密度为时,其声质量，相当于电路中的电感。 3)声容，表征有限容积内的介质的弹性，类似于电路中的电容。对于体积为v的介质， 。 声压类比于电压，而体积速度类比于电流。可见，声学和电学存在基本的对应关系。依据声电类比，就可以用电路的理论来研究声学问题。例如，对于截面突变的管路，相当于一个声变压器，突变截面两侧的参数关系为：。声电类比的方法虽然由平面波推导而得，但该方

47、法并不局限于平面波。对于二维和三维情况，只要注意到各个类比参数的定义不可用，仍可利用电学的理论和方法研究声学问题。 声学四端网络在电路中有两个电极，在电极上施加电压时便有电流通过，其中与电源相接的称为输入端口，与负载相接的，称为输出端口，这样的网络称为四端网络。与此相仿，在消声器声线路中，在入口管处施加声压后则产生体积速度，出口处有声压和体积速度，这样的声线路叫做声学四端网络。四端网络法的理论是：如果在管道中仅存在轴向行进的平面声波，那么任一截面的声学状态都可以用两个声学参量来加以描述，即：声压p和声体积速度u。由线性化论可知：任一系统两端的声学状态参量都存在某种线性关系，该线性关系取决于系统

48、本身的传递特性。因此计算消声器的消声特性，需要求解包括声源及消声器出口声辐射情况在内的传递矩阵参数,其等效物理模型如图2.1所示： 图2.1 消声器的等效模型 计算公式为： （2-14）式中：、分别为消声器入口端和出口端的声压； 、分别是消声器入口端和出口端的声体积速度；由式（2-14）可知四极子常数a、b、c、d：，出口断开时的传递系数；，出口短路时的传递阻抗；，出口断开时的传递阻抗；，出口短路时的传递系数； 则由它们组成的矩阵称为、和、之间的传递矩阵。断开是指出口端封闭，而短路实际上很难做到，通常在出口端连接很小的阻抗近似短路。如果有多个四端网络相连，只要将其依次相乘，就可以得到总的四端网

49、络关系，也就可以求出出口的声压和体积速度。2.4.3 管道声学理论管道中声波传播问题在噪声控制中是常会遇到的,管道是平面声波传播的良好环境，它获得许多应用。例如吸声材料的声阻抗和吸声系数的测量，传声器的灵敏度校正以及用消声器来消除或减弱进排气管道传播的强噪声。为此应该了解管道中的声波传播。在汽车进排气管道所考虑的频率范围内，声波的波长远远大于这些管道的直径，因此在管道中，声波被认为以平面波的方式传播，因此通常可以用一维声学来分析进排气管中声音的传播特性如图（2.2）所示： 图2.2 管道声波示意图如图2.2所示一段管道中的入射波和反射波，假定入射波声压，反射波声压为，入射波声速为，反射波声速为

50、。 （2-15） （2-16） 假设管壁和管端都是刚性的，管的横向尺寸比波长小得多，在管中只存在正负x方向传播的波。波在刚性管端上质点速度是零。反射与入射声压的振幅相等，相位相同。因此管内任一点的声压，是与的叠加，而质点速度则是和的叠加，如（2-17）所示： （2-17） 假设入射波的声压幅值与反射波的声压幅值相等，由于 ，所以 可写成如下形式： （2-18）上式的实部可以写成下式： ，当 时声压为0，由可以推导出为驻波的节点位置；当时声压达到最大值，由可推导出，为驻波的反节点位置。驻波是由频率相同的向右传播的入射波和向左传播的反射波叠加而形成的。驻波不是运动的波，而是静止的波。驻波是用来表示

51、管道中声音的模态。对于长度一定的管道来说，由于有许多频率的波，因此也就有很多驻波。假设管壁是刚性的，所有声波遇到管壁时全部被反射回来。可是实际上，管端壁不是完全刚性，因此反射波的声压不完全等于入射波声压，因此在节点处，入射波和反射波不可能完全抵消。但是这些点处的声压大部分被抵消，声压最低。2.5 消声器性能的评价指标现在消声器的种类繁多、结构多样，评价一个消声器的好坏，可以从以下三方面判断：声学性能：以传递损失、插入损失和末端降噪量等来评价，其值越大越好；空气动力性能：以功率损失比、阻力损失和阻力系数大小来评价,其数值越小越好； 机械性能：几何尺寸越小、寿命越长、价格越低，则性能越好。 2.5

52、.1 声学性能指标 传递损失、插入损失、降噪量和声衰减是消声器消声量大小的量度。 传递损失 消声器的进口端声功率与出口端声功率之差叫做,传递损失。通常情况下消声器进口端与出口端的通道截面相同，声压沿截面近似均匀分布，这时传递损失等于进口端声压级和出口端声压级之差，测量消声器的传递损失一般以管道法测量入射声和透射声的声压级。在给定工况下，消声器进口端测出对应于入射声的倍频带或1/3倍频带声压级，在出口端测出对应于透射声的相应声压级，各频带传递损失等于两次测量所得频带声压级之差。计算公式为： （db）； （2-19） 式中：入射声声压级，db； 透射射声压级，db； 消声器入口端声功率，w； 消声

53、器出口端声功率，w； 传递损失是评价消声器消声效果最简单的一种方法。传递损失只反映消声器本身的传递特性，与声源、消声器出口端的阻抗无关，不受管道系统及消声器出口端尾管的影响。 插入损失插入损失是指安装排气消声器前后,排气噪声声压级之差。当管口大小、形状、声场分布保持近似相同时插入损失等于在给定测点处安装排气消声器前后的排气噪声声压级之差。计算公式为：（db）； （2-20） 式中：不装排气消声器只有等长排气管的排气噪声a、c)计权声压级或频带声压级，db； 装排气消声器后的排气噪声a、(c)计权声压级或频带声级，db； 一安装消声器前测点的声压，pa； 一安装消声器后测点的声压，pa；插入损失

54、的测量结果反映了噪声源、消声器以及消声器末端管道三者的声学特性的综合效果。由于插入损失测量对现场环境要求不严，易实现，非常适用各种现场测量，因此在现场测量中被广泛采用。 降噪量消声器进口端面与出口端面测得的平均声压级之差称为降噪量。计算公式为：（db）， （2-21）式：一为消声器进口端面平均声压级，db； 一为消声器出口端面平均声压级,db；这种测量方法易受环境反射、背景噪声、气象条件的影响。 声衰减声衰减也是一种比较常用的评价指标，是声学系统中任意两点间的声功率级之差，反映了声音沿消声器通道内的衰减特性，以每米衰减的分贝数表示，即db/m来表示。实际测量中，可采用“轴向贯穿法”测量。声衰减量反映出消声器内的消声特性以及衰减过程，可以避免环境对测量结果的干扰。2.5.2 空气动力性能指