消音器研究报告

消音器研究报告消声器分类和指标按消声器和主机配套使用情况，消声器分为四类:A——适用于便携式机械用汽油机；b——适用于一般机械用汽油机；C——适用于要求低噪声机械用汽油机；D——适用于摩托车用汽油机。消声器类别插入损失DdB(A)功率损失比r%A>10<5%B>15<5%C>20<5%D>25<5%

r消声器容积的初步设计消声器容积与排气系统插入损失之间的关系通常讲，消声器容积越大,消声效果越好。排气噪声的大小很大程度上取决于消声器容积。要达到理想的消声效果，消声器容积至少要是发动机气缸体积的10倍至20倍，前置消声器容积达到发动机气缸体积的两倍以上。消声器容积与排气系统插入损失之间的关系消声器容积=前置消声器容积+后置消声器容积

消音器容积计算公式消声器容积。e= (3)式中C——经睑常数，根据褶声器所要达到的指标而定：A类消声器而定：A类消声器B类消声器C类消声器D类消声器消声量＞10k1B(A)消声量＞15dB(A)消声量A20dB(A)消声量＞25dB(A)C=A3,C=4^5,C=A8、C=10^13; 气缸修正值，A产z 气缸修正值，A产z 气缸数：.K.——内燃机?中程数修正系数.四冲程衣k1,二冲程Ml2;K.——消声器应用于不同类理内燃机的修正系数、非增压柴油机，K°=1,非增压汽油机、=Q98.增压内燃机.衣尸增压比：Ka——内燃机转速修正系数,KLQ7+10-4Wb(7?b为标定转速)；K£——内燃机压缩比修正系数.汽油机Kc=十£柴油机K.土£(€为压缩比);。 JLT八——内燃机排量工。消音器容积计算比较容积RobinGX35实测165190理论计算容积RobinGX35实测165190理论计算165197.5Kt系数2.53由于消音器设计结构的差别，选择的消音气容积可偏离计算值土20%Robin的理论计算容积范围为：132-197.7mlGX35的理论计算容积范围为：140.87-197.5mlET37V的理论计算容积范围为：139.1-208.6ml消声器长径比设计当消声器容积保持不变时，只改变其内径与长度，L/D越小，空腔越扁，截面积的扩张比m越大，最大衰减量也随之增大，但消声频率范围变得很窄。经验推荐值： 3<L/D<4机型RobinGX35消音器长径比2.22.2消音器纵横比计算公式消声翻横岫定义为消声器长虹服声器等效直径为之比,最佳纵横晌技表3㈱。

表3解器麴ABCD纵横比（他）3-55-10超型消声牌等效直皑限⑸睛;。书 ⑸轴$—淅愁根截而机汽车消音器设计中纵横比（L/Do）一般为1-5

消音器纵横比计算比较纵横比Robin纵横比RobinGX35L/Do1.21.03理论值1.5-5消音器纵横比过大，其声学性能更接近于扩张室消音器,但它的扩张比较小，消声值较低；纵横比过小，其声学性更接近于容积式共振消声器，有效消声频率过窄。因此，消音器纵横比要选择合适。消音器扩张比扩张比：M=Si/S2Si为消音器和截面积；S2为消音器进气口截面积;M扩张比一般取12・15。机型RobinGX35腔体容积比5253「消音器扩张比扩张比对传递损失的影响35扩张器长度对传递损失的影响消音器腔数定义小型汽油机消声气一般都采用多节扩张室消声器的组合。选择的腔数要根据所要求的插入损失和功率损失而定，腔数过少，插入损失较低，腔数过多，插入损失不一定有明显提高，而功率损失却可能增加。腔数选择要合适，不同类型的消声器参照下表消音器类别ABCD腔数2-33-4243-6类别RobinGX35我们的汽油机为A型，考虑到成本等因素，后期ET37V消音器腔数定义为两腔。腔数22

各腔体的容积设计腔数确定之后，各腔容积分配比例也是十分重要的，为保证消声器在较宽频带具有消声效果，各腔尺寸应选择不同。试验证明，第一腔采用最大容积，有利于减少气流脉动及背压，在一定程度上，可以改进消声效果，减少功窣损失。第一腔长度L腔数确定之后，各腔容积分配比例也是十分重要的，为保证消声器在较宽频带具有消声效果，各腔尺寸应选择不同。试验证明，第一腔采用最大容积，有利于减少气流脉动及背压，在一定程度上，可以改进消声效果，减少功窣损失。第一腔长度L1的确定十分重要，它承担着消声器的主要消声性能和缓冲高温高速脉动气流的任务。一般,第一腔的容积不应小于内燃机排量Vh的1〜3倍消音器类别ABCD腔数2-33-4243-6机型RobinGX35腔体容积比0.830.9消音器内的气流速度■消声器内的平均气流速度要求:消声器类别流速上限值m/s抗性消声器50阻抗式消声器40气流再生噪声是指高速气流撞击消声器部件时,振动噪声和气流运动形成的湍流所产生的噪声。气流速度的大小，决定了气流再生噪声的大小。因此,控制消声器中气流速度是消声器设计中的一个十分重要的问题。而控制气流再生噪声的主要措施是：按照声源特性和消声器的消声值确定合适的流速。在一定的气流速度下,选择合适的消声结构,尽量降低气流的再生噪声。一般,消声器前插入管的气流速度可取v=60~90m.s;消声器内部的气流速度应控制在40〜60m.

孔板、内插管参数的选择1消声器内各腔的长度确定之后腔与腔之间可用管子或开小孔连通只要流通面积一定本质上无多大差别。黑嘉翦整藕翳避拜郡邪暮蹩益矗跳脉动气流越不能在消声器中得到充分膨胀排气仍以脉动形式从排气管中排出出入口处排气产生的涡流越强因而在某些频率形成再生噪窣淄艘■鬻激翻瞧缠隽翘髓耨雌1脉动气流越不能在消声器中得到充分膨胀排气仍以脉动形式从排气管中排出出入口处排气产生的涡流越强因而在某些频率形成再生噪窣淄艘■鬻激翻瞧缠隽翘髓耨雌1髓用多孔连通时优点是结构简单只需在隔板上冲出几个小孔即可。但空腔不能被充分地隔开不能充分发挥多腔的作用还残留着单个空腔的性能腔整个长度部分在500〜600Hz范围内产生峰值，并使鬲频的消声效果差。若保持排气孔的总面积恒定不变，开一个孔、二个孑I三个孔或三个以上的孔相比较，因膨胀比m一定，所以消声效果相差不多。但因孔径越小,越能增加其声能损失，从而减少了高频成分，听起来感觉柔和些。孔板、内插管参数的选择2穿孔板的穿孔面积和内插管截面积，一般应接近消声器进气口截面积，随着腔数增加，后面各腔的流通面积可逐步减少，但不得低于消声器的出口截面积。采用小孔径，穿孔数量多的穿孔板、管可利于降低低频声，但考虑到制造工艺和防止孔被积炭堵塞，一般孔径选取5~8mm范围。当孔径小到一定值（达到mm级），实验表明，当孔径＜4mm时具有移频作用，喷注噪声将移到人耳不敏感的频率范围（听觉最敏感的区域250〜5000赫兹）；根据这一机理将一个大的喷口改为许多小孔来代替,便能达到降低可听声的目的。从实用角度考虑，孔径不能选得过小，因为过小的孔径不仅难于加工，同时易于堵塞，影响排汽。一般选用直径1~3mm的小孔为宜。

孔板、内插管参数比较级数单位IHIII进口压力Kg/cm240188.1通流面积Scm27.651737.8比容cm3/Kg0.07400.15260.3179压降比q0.450.45孔径dmm643孔数npcs27135535消声材料的选择在空腔内部，一般要发生许多共振，因而在高频区域要产生较多的通过频率，消声效果也就变得复杂起来。如果消声器内壁面具有吸声性能，则空腔内部面积或吸声系数越大就越能提高通过频率及高频声的吸声效果。因而内腔衬以吸声材料时消声性能加强声音也较柔和。一般用于内燃机排气消声器内壁面的多孔吸声材料主要是玻璃棉，它不会产生有害物质，也不会燃烧腐烂化学稳定性好基本上无老化现象,吸声系数高，而且加工方便。护面层一般可选用玻璃纤维布外罩开孔率P>20%的穿孔金属板。壳体和材料结构■消声器壳体结构的声辐射是消声器的传声途径之一，对于要求不同插入损失的消声器，必须选择匹配的壳体结构。■增加壳体传声损失的方法，建议如下：方法减少外壳声辐射效果增加壳体厚度「4dB双层壳体结构5〜9dB双层复合阻尼壳体结构8〜18dB在消声器中如采用阻性吸声材料，材料要能经受400~50(TC以上局温。消声器壳体需作防腐蚀处理，如采用耐高温漆、镀铭、搪瓷或喷铝等，若需要也可采用镀铝钢板等耐腐蚀材料。消声器综合评价指数可见，消声器的综合指标，用ZR来表示，至少应为如下多参数函数ZR=f（IL,V,Pa,G,）其中：IL—插入损失（dBA）；V—消声器的有效容积（消声器本体的声通流空间，升，L）Pa一消声器的背压阻力（千帕）G—消声器的有效重量（消声器本体装车状态的重量。公斤kg）

排气消声器声学性能的评价模型 I为此，提出如下综合评价指标，并分解成一组单参数指标。消声器综合评价指数:ZR=ZR=—^*100

VPGdBA比容消声量=2单位容积的消声量比压消声量:ZR":付出千帕背压获得的消声量比重销售量：Z4="单位耗材获得的消声量消声量可以是插入损失IL,也可以用传输损失TL

消声器综