（动力机械及工程专业论文）乘用车排气消声器的设计开发.pdf

摘要 近年来汽车工业和交通运输事业迅猛发展，汽车保有量逐年大幅增加，城 市的汽车噪声压力日趋严重。同时随着人们对汽车依赖性的增加，对乘坐的舒 适性要求也越来越高，制造低噪声的汽车成为各大汽车厂的主要目标。汽车排 气噪声在整个汽车噪声中占有三分之一的比例，如果要将整个汽车系统噪声降 低，涉及的声源非常多，在一定程度上比单独控制排放噪声的难度大得多，需 要一定的技术攻关。并且，随着内燃机转速和强化程度的提高，排气系统内气 流速度的加大，排气噪声也日益增大，使整车噪声有增大的趋势。对内燃机排 气噪声的控制，仅靠从噪声源本身采取措施，降噪量是很有限的。最有效、最 简单的降噪措施是采用排气消声器。一个好的消声器不仅要很好的降低发动机 的排气噪声，而且其功率损失不能过大，此外，对不同的车辆类型，其需要的 降噪要求也不一样。因此，排气消声器有必要得到进一步的探讨。 本文首先介绍了消声器的一些理论知识和相关试验项目，以日本和中国大 陆为例，重点介绍了排气噪声试验及排气背压试验的测试方法和过程，并比较 了中国和日本这两个国家测试标准之间的异同点。分析结果表明，日本的噪声 法规要求更能体现实际行驶车辆中的噪声状态，对汽车的排气噪声要求限值也 更加严格。 本文运用g t - p o w c r 软件，针对某涡轮增压发动机，通过分析发动机某一 转速段的l 3 倍频程中心频率和总体及各阶次噪声图，研究其噪声源特性，设 计出三个不同方案的消声器。在此基础上建立消声器模型和消声器性能评价模 型，完成了其声学性能的仿真分析。对三个方案的插入损失和压力损失进行对 比分析后，认为三个方案的仿真结果均可以达到工程目标的要求。相比较来说， 方案一的效果在三种方案中是最好的一个，各项性能均能满足客户提出的要求。 在此基础上对消声器进行了排水和隔热设计，在设计过程中要考虑一些细 节，排水和隔热板的设计是结合消声器结构、材料和在车上的实际安装位置等 来考虑的。 关键词：乘用车，噪声，消声器，仿真 a b s t r a c t w i t ht h ed e v e l o p m e n to fa u t o m o b i l ea n dt r a n s p o r tb u s i n e s s , t h ea u t o m o b i l e q u a n t i t yi n c r e a s e ss i g n i f i c a n t l ye v e r yy e a ra n dc a u s e st h ec i t yn o i s i e ra n d n o i s i e r b e s i d e s ，p e o p l eb e c o m em o r ea n dm o r ed e p e n d e n to na u t o m o b i l e s s ot h e yh a v ea h i g h e rr e q u i r e m e n tt h a tt h ea u t o m o b i l e ss h o u l db em o r ec o m f o r t a b l ew i t hl o w e r n o i s e t h em a n u f a c t u r e r sp u tt h el o w e rn o i s eo f c a r sa st h em a i no b j e c t i v e o n e - t h i r d p r o p o r t i o nn o i s eo ft h ec a ri s e x h a u s tn o i s ea n di t sh a r dt or e d u c et h ew h o l e a u t o m o t i v es y s t e m sn o i s e ，a si ti n v o l v e si nm a n ys o u n ds o u r c e sa n dr e q u i r e sa c e r t a i nt e c h n i c a lr e s e a r c h b u to n l yc o n t r o lt h ei n d i v i d u a ln o i s ei sm u c he a s i e r a s t h ee n g i n es p e e di n c r e a s e sa n dt h ee n g i n eb e c o m e sm o r ea n dm o r ec o m p a c t ，w h i c h c a u s e st h ee x h a u s tn o i s ea n dt h ea u t o m o b i l e s n o i s ei n c r e a s i n g t h ee x h a u s tn o i s e c a l ln o tb er e d u c e do n l yb yc o n t r o l l i n gt h en o i s es o u r c ei t s e l f t h em o s te f f e c t i v ea n d s i m p l em e t h o di sa p p l i c a t i o nw i t ht h ee x h a u s ts i l e n c e r ag p o dm u f f l e rc a nn o to n l y r e d u c et h ee x h a u s tn o i s eb u ti t sp o w e rs h o u l dn o tb el o s tm u c h b e s i d e s , d i f f e r e n t v e h i c l e sn e e dd i f f e r e n tr e q u i r e m e n t so fn o i s er e d u c t i o n t h e r e f o r e ，t h ee x h a u s t m u f f l e rn e e d sf u r t h e rs t u d i e d f i r s t l y , s o m e t e s tp r o j e c t sr e l a t e dt om u f f l e ra r ed e s c r i b e d , i n c l u d i n gt e s t m e t h o da n dp r o c e s so fe x h a u s tn o i s ea n de x h a u s tb a c k - p r e s s u r et e s ti nj a p a na n d c h i n a t h e nac o m p a r i s o ni sm a d ei nd i f f e r e n c eo ft e s ts t a n d a r db e t w e e nj a p a na n d c h i n a t h er e s u l t ss h o wt h a tj a p a n e s el e g i s l a t i o nf i t sw e l lt h ea c t u a ln o i s es t a t u so f d r i v i n gv e h i c l e sa n di ss t r i c t e ri nv e h i c l ee x h a u s tn o i s el i m i tt h a nc h i n a g t - p o w e ri sa p p l i e dt od e s i g nm u f f l e rf o rt h et u r b o c h a r g e de n g i n e b y a n a l y z i n gt h ee n g i n es p e e dw i t h1 3o c t a v ec e n t e rf r e q u e n c y , t h eo v e r a l la n d o r d e r n o i s e ，t h r e ed i f f e r e n tm u f f l e r s a r ed e s i g n e d t h e nt h em u f f l e rm o d e l sa n d p e r f o r m a n c ee v a l u a t i o nm o d e l sa r ee s t a b l i s h e d a f t e rt h a t ，t h ea c o u s t i cp e r f o r m a n c e s a l es i m u l a t e d ，t h er e s u l t sc a na c h i e v ep r o j e c to b j e c t i v e t h em o d e lo n e i st h eb e s t m u 【m e ri nt h et h r e em o d e l sa n dt h ep e r f o r m a n c ec a nm e e tt h e c u s t o m e r s r e q u i r e m e n t t h ed r a i n a g ea n dh e a ti n s u l a t i o no fm u f f l e r sa r ed e s i g n e db a s e do nt h i s h c o n s t r u c t i o n ，c o n s i d e r i n gt h em u f f l e r s s t r u c t u r e ，m a t e r i a l sa n da c t u a li n s t a l l a t i o n p o s i t i o n k e yw o r d s ：a u t o m o b i l e ，n o i s e ，m u f f l e r ，s i m u l a t i o n i i i 独创性声明 本人声明，所呈交的论文是本人在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。 尽我所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含其他人已经发表或撰 写过的研究成果，也不包含为获得武汉理工大学或其它教育机构的学位或证书而使用过 的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并 表示了谢意。 签名： 关于论文使用授权的说明 本人完全了解武汉理工大学有关保留、使用学位论文的规定，即学校有权保留、送 交论文的复印件，允许论文被查阅和借阅；学校可以公布论文的全部或部分内容，可以 采用影印、缩印或其他复制手段保存论文。 ( 保密的论文在解密后应遵守此规定) 签名：马晖导师签名：蝉 武汉理工大学硕士学位论文 1 1 汽车噪声的危害 第1 章绪论 随着现代工业的发展，噪声污染同水污染、大气污染一起被列为世界三大 公害之一。尤其是近年来交通运输事业和汽车工业的迅猛发展，汽车噪声已经 成为影响和滋扰居民生活的一大公害。汽车噪声对人体健康的影响是多方面的， 噪声作用于人的中枢神经系统时，影响人的消化系统，引起肠胃机能阻滞、消 化分泌异常、胃酸浓度降低，胃收缩减退，造成消化不良、食欲不振、胃功能 紊乱等症状，从而导致胃病及胃溃疡的发病率增长。噪声作用于人们的中枢神 经系统时，还会使人的大脑皮层兴奋，抑制平衡失调，导致条件反射异常，脑 血管张力受损伤。这些生理变化，如果得不到及时地恢复，就会产生头痛、头 昏、失眠多梦、心悸恶心、全身乏力和记忆力衰退等症状，医学上称之为神经 衰弱。噪声作用于人的植物神经系统时，可以产生末梢血管收缩现象，血管收 缩时，心脏排血量减少，舒张压增多，因而会给心脏带来坏处。噪声还可以使 人的交感神经紧张，从而使人心动过速、心律不齐、血管痉挛，导致心电图t 波升高、传导阻滞、血压波动高等。大量的统计研究表明，在声级为8 5 d b ( a ) 的噪声下工作的人，3 0 年后耳聋发病率大约是8 ：在9 0 d b ( a ) 的噪声下工 作的人发病率大约为2 0 ；而在9 5 d b ( a ) 的噪声下工作的人发病率约为3 0 。 般来说，1 1 5 d b ( a ) 以下的噪声致聋，都属于慢性噪声性耳聋。如果噪声高 达1 4 0 d b ( a ) 以上，一次刺激就会使人的内耳听觉器官发生急性外伤，耳鼓 膜破裂出血以致双耳完全失听。 据国外资料统计，汽车所辐射的噪声约占整个环境噪声能量的7 5 ，且汽 车噪声的危害正随着交通车辆的增加而快速的增加。据公安部统计数据显示， 截至2 0 0 9 年6 月底，全国机动车保有量约为1 7 7 亿辆。其中包括：汽车6 9 6 2 6 0 万辆、摩托车9 1 2 2 6 6 万辆、挂车1 0 3 5 0 万辆、上道路行驶的拖拉机1 4 6 4 1 9 万辆，其他机动车2 1 7 万辆。与去年同期相比，2 0 0 9 年上半年全国汽车保有量 增加8 4 0 4 3 万辆，增长1 3 7 3 。环境噪声对人们的压力也随着汽车消费的增长 而不断增加，因此，一定要严格控制环境噪声源中的主要组成部分一汽车噪声。 此外，现代社会以车代步的现象越来越多，人们停留在汽车上的时间越来越长， 武汉理工大学硕士学位论文 对汽车的依赖性越来越大，人们已经把汽车当成另一个休息的场所。在社会竞 争日益激烈的生活条件下，人们迫切的需要一个安静的休息环境，汽车噪声的 降低对于营造车内安静的休息环境有着非常重要的作用。因此，降低汽车本身 的噪声是非常有必要的。 1 2 汽车噪声法规标准及限值 汽车噪声污染随着汽车保有量的增加而越来越受到人们的重视。尤其是在 发达国家，从上世纪6 0 年代末开始，先后引入汽车噪声标准及法规。从开始引 入至发展到今天，这些测量标准和法规已经在世界各个地方取得了基本一致， 甚至在限值上也基本相同。相应的法规和标准由于具体的情况不同，在各个国 家和地区之间有一些变化。目前国际上通用的测量汽车噪声的标准是汽车加 速行驶车外噪声和机动车辆定置噪声。本章节就日本、中国大陆和中国台 湾这三个地方的排放法规进行分析，比较了汽车加速行驶车外噪声和机动车辆 定置噪声这两个法规的噪声限值。 1 2 1 日本汽车噪声法规标准 日本在1 9 5 2 年开始对汽车噪声进行控制，规定了车辆等速行驶噪声和排气 噪声不能超过8 5 d b ( a ) ，但这个法规并没有包含汽车加速行驶噪声。到1 9 7 1 年， 日本实施了等效于国际标准的现代汽车噪声法规体系。目前，日本延用的是修 订于1 9 9 2 年汽车噪声法规，规定轿车噪声由原来的8 4 d b ( a ) 降低到7 6 d b ( a ) ； 同时重型货车降低到8 1 d a ( a ) 。从实际效果上来看，日本标准中规定的测试条 件比欧洲和美国标准中规定的条件要更加符合车辆实际行驶状况，这应该就是 日本的实际道路交通噪声控制效果比较明显的原因之一。1 9 8 6 - 1 9 8 9 年，针对 在用车辆的定置噪声测量方法，新的“近似定置噪声测量方法”取代了以前的标 准，这种方法更加适合于路边检测；同时，定置噪声限值也由原来的限值进行 修改，规定轿车为9 6 d b ( a ) 。 1 2 2 中国大陆汽车噪声法规标准 我国从1 9 7 9 年开始实施g b l 4 9 5 7 9 机动车辆允许噪声，该标准以1 9 8 5 年1 月1 日为分界点，分别规定了在此前机动车辆的车外最大允许噪声为 8 4 d b ( a ) ，在此后机动车辆的车外最大允许噪声为8 2 d b ( a ) 。2 0 0 2 年国家发布了 2 武汉理工大学硕士学位论文 g b l 4 9 5 2 0 0 2 汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法，该标准自2 0 0 2 1 0 1 号实施，规定了在2 0 0 2 1 0 1 2 0 0 4 1 2 3 0 期间生产的汽车，其加速行驶车外噪声 限值为7 7 d b ( a ) ，在2 0 0 5 1 1 以后生产的汽车，其加速行驶车外噪声限值为 7 4 d b ( a ) 。其中第一阶段目标已基本实现，但第二阶段目标目前对国内大部分商 用车整车企业来说仍很困难，即使样车达标，批量生产的一致性也难以保证， 由此导致了整车企业与发动机厂之间的相互推诿。1 9 9 6 年发布汽车定置噪声限 值的标准，g b l 6 1 7 0 1 9 9 6 汽车定置噪声限值，规定了在1 9 9 8 1 1 之前出厂 的轿车，其定置噪声限值为8 7 d b ( a ) ，在1 9 9 & 1 1 之后出厂的轿车，其定置噪 声限值为8 5 d b ( a ) t m 。 虽然近几年我国汽车噪声法规发展步伐较快，中间过程中一系列标准的发 布和实施对控制汽车噪声、促进生产企业和社会公众提高环保意识起到了积极 作用，但还有很多地方需要改进。比如，由于汽车降噪技术的落后，虽然轿车 的限值已经和国际接轨，但在重型车方面，重型货车的限值与国外发达国家相 比还有一定的差距，还需要进一步的研究和投入。在汽车轮胎的型式认证中， 对轮胎噪声进行控制也还一直没有得到解决。此外，我国汽车噪声法规中还缺 少相应规定车辆匀速行驶工况的噪声法规。 1 2 3 中国台湾汽车噪声法规标准 台湾省依据噪音管制法第9 条第3 项规定制定了机动车辆噪音管制 办法。“管制办法”将机动车辆噪声检验项目分为加速行驶噪声和定置噪声2 种。将汽车噪声的检验分为：1 ) 新车型审验及新车检验( 包括新车抽验及新车申 请牌照检验) ：2 ) 使用中车辆检验( 包括不定期检验、定期检验及使用中车辆申请 牌照检验) 。其噪声限值的发展经历了四期变化：第一期是1 9 8 0 1 1 起实行，轿 车的加速噪声限值是8 1 d b ( a ) ，定置噪声是1 0 3 d b ( a ) ；第二期是1 9 8 2 1 1 起实 行，轿车的加速噪声限值降低到7 8 d b ( a ) ，定置噪声保持不变为1 0 3 d b ( a ) ；第 三期是1 9 9 4 7 1 起实行，轿车的加速噪声限值又降低了2 d b ( a ) ，为7 6 d b ( a ) ， 定置噪声降低到9 6 d b ( a ) ；第四期一直延用到现在，自1 9 9 6 1 1 起实行，轿车 的加速噪声限值又降低到7 4 d b ( a ) ，定置噪声保持不变，仍然是9 6 d b ( a ) 1 5 6 】。 综上所述，汽车噪声法规正在朝着更为有效地降低交通噪声的目标发展。 为了达到这一目标，噪声测量方法会更加接近于实际车辆行驶状况，会考虑到 更多的影响因素；单个车辆的噪声限值也必然会变待越来越严格。未来的汽车 武汉理工大学硕士学位论文 噪声排放法规和标准将会有以下的发展趋势。 1 必须要进一步降低法规中规定的限值，以达到实质性减小交通噪声影响 的程度； 2 通过法规来实现正常行驶状态下轮胎道路噪声的降低，且要包含新型轮 胎型式认证和轮胎市场的其它部分，比如翻修轮胎以及对交通噪声水平有显著 影响的在用高噪声轮胎； 3 对道路噪声特性进行有效的限制，在轮胎道路交通噪声中，道路的特性 也占有非常重要的位置。对轮胎噪声进行控制的同时，也要对道路载体进行评 价，以促进建造更多的低噪声路面。 1 3 研究排气消声器的意义 汽车噪声是一个包括不同性质噪声的噪声源，是多种声源的综合声源系统。 主要包括：发动机噪声、传动系统噪声、轮胎噪声、制动噪声和车体产生的空 气动力噪声等。如果要控制整个噪声源，将整个汽车系统噪声降低，涉及的声 源非常多，在一定程度上比单独控制排放噪声的难度大得多，需要一定的技术 攻关。经过研究表明，在汽车噪声中，内燃机排气噪声是汽车的最主要的噪声 源( 占3 0 。并且，随着内燃机转速和强化程度的提高，排气系统内气流速度 的加大，排气噪声也日益增大，使整车噪声有增大的趋势。对内燃机排气噪声 的控制，仅靠从噪声源本身采取措施，降噪量是很有限的。最有效、最简单的 降噪措施是采用排气消声器。 将排气消声器按要求安装在车上后，会降低发动机整机的排气噪声，这是 安装消声器的主要目的。另一个方面是会带来不利的影响，排气经过消声器时， 由于消声器内部结构引起截面积的变化，使得排气不顺畅，排气背压增高，有 可能会影响发动机的外特性，达不到原机的最高扭矩。此外，排气背压的增加 也会使得油耗进一步增加，经济性会恶化。在消声器的设计过程中往往有这样 一个现象，即消声器内部的结构越复杂，其消声性能就会越好，但是相应的动 力损失和经济性损失就越大。所以，在设计消声器的时候要整体考虑，既要有 好的消声性能，结构又不能过于复杂。 除了在客观性能的指标上来评价之外，人们更多的是倾向于从主观上来评 价一款消声器的好坏，汽车的风格、类型、定位都会影响人们的主观感受。例 4 武汉理工大学硕士学位论文 如，如果是坐在一辆长途旅行的客车上，车内的人会希望排气噪声听起来比较 低沉，有利于休息。而对于开跑车的人来说，却很想听着自己汽车的雄厚声音 在空气中震荡。因此，有必要结合主观感受对排气消声器进行调音方面的深入 研究。 1 4 消声器国内外的研究现状 1 4 1 国外现状 排气消声器从最开始的理论研究发展到今天的具体设备，已经经历了几十 年的沉淀，随着研究的深入，消声器的设计方法和内部结构还将会不断的发展 和完善。 对于消声器的理论研究，最早可以追溯到2 0 世纪2 0 年代初，美国的学者 s t e w a r t t 7 】首先将电子滤波器应用到消声器的研究领域来，通过电子滤波器来把 声波滤掉，在此基础上建立了声滤波器理论。这种理论成立的条件是声波必须 远大于消声器的尺寸，此理论可以应用到抗性消声器的设计过程中，利用集中 参数的近似算法来分析消声器元件。 1 9 5 4 年，d a v i s l 8 】等人以一维波动方程为基础，把结构突变处的声压和空间 体积振动速度的连续性作为边界条件，计算了旁支共振室、多级扩张腔以及单 级扩张腔消声器的声学性能。 1 9 5 8 年，i g a r a s h i l 9 等人以四极子参数为基础，忽略流速和温度梯度对声波 的影响，将整个声波内部的传播简化为等效电路，来计算消声器的传递矩阵。 这种以四极子参数为基础的算法只在平面波范围内才比较准确。大量的声学研 究者以d a v i s 和i g a r a s h i 的研究为基础，继续在这方面努力，在后来的十几年里， 采用声传播法和传递矩阵法来计算消声器的传递损失，有了较成熟的计算公式。 在7 0 年代之前，声学研究人员在研究过程中都没有考虑气流的影响， s u l l i v a n i l o 】在1 9 7 7 年，把气流速度处理为平均气流，进行此种情况下的声传递 矩阵研究，发现气流速度对声波的传播有较大的影响，考虑气体流动时的计算 值与实测值比较接近。c r o c k e r 和t h a w a n i l 对气体流动的情况作了多方面的研 究，在1 9 7 9 年正式提出了存在气流影响时的声波传播理论，这种理论慢慢取代 了忽略气流流动的简化理论，对消声器的发展有较大的贡献，但仍未考虑温度 梯度对声波传播的影响。 武汉理工大学硕士学位论文 e r i k s s o n 1 2 】在七十年代中期，通过实验对比分析了通过膨胀腔的高模式波的 效应，分析了消声器进出口位置对消声器中高频率模式波的影响。指出高模式 波对消声器声学特性有重要的影响，因此，在设计消声器的时候要特别注意这 点。l 和l e e 将平均流理论应用到圆形膨胀腔中，通过研究高模式波效应，得 出了以傅立叶级数为表达形式的声压计算公式。对传递损失采用推导的四极子 参数进行了定量分析，并分别讨论了消声器的进口、出口位置、消声腔的长度、 腔内气体流速的对流效应等对消声特性的影响。 m i l e s 是最早研究二维模式声传播的学者，这种模式主要是由于在对称面积 突变处产生激励而引起，他使用无穷级数和已知的边界条件推导出构成声压和 质点振速的正交函数表达式。e i s h a r k a w y 和n e y f e h 在七十年代末对m i l e s 推 导的二维理论进行了补充，研究了圆形管道中简单膨胀腔内的声传播，在不同 的腔长比和膨胀比的条件下讨论了膨胀腔的作用，比较分析了理论结果和实验 结果，指出理论分析与试验结果的一致性较高。 在七十年代后期及八十年代初期，s u l l i v a n 1 3 】等分析了消声器中穿孔管元件 的四极子参数，对这种结构的消声器声学特性进行了研究。p a n i c k e t l 4 l 对消声器 中膨胀腔元件的消声特性进行了研究。这两者的分析中，都考虑了流速对声学 特性的影响。 p r a s a d 和c r o c k e r y 1 5 ，1 6 ，1 7 j 在八十年代初，对具有线性温度梯度和平均气流 的直管段的四极子参数进行了推导。实验对比后发现，利用这种理论对内燃机 排气消声系统的声学性能进行预测，预测值和实际值吻合度比较高。 p e a t 1 8 】等在1 9 8 8 年从流体力学的角度出发，对直管段的四极子参数进行推 导，得到表达式，计算了简单膨胀腔的插入损失，把相应的平均温度与线性温 度计算的结果进行比较，发现插入损失的差别较小，而四极子参数存在明显的 差别。由此推导出这样的结论：在计算排气系统时，如果不能忽略温度变化所 带来的影响，可以用定常温度单元来代替，这种方法既比较简单，精度损失也 不会很大。 m u n j a l 和s r e e n a t h 1 9 j 在九十年代初对消声器中的温度梯度进行研究，得到 一些结论，认为考虑温度梯度的变化可以使计算值更接近于实际值。 上述研究中，体现了国外学者对消声器的研究主要是侧重于消声机理，温 度场和流场这些方面，侧重于分析消声器内部流场和声场的分布对消声器性能 的影响，并在这个方面已经建立了相关的方法进行计算。 6 武汉理工大学硕士学位论文 1 4 2 国内现状 国内的声学工作者对消声器研究比较晚，九十年代初，消声器在国内才开 始进行研究。 1 9 9 4 年，蔡超【2 0 1 分析了消声器的传递矩阵，并以此方法为基础，分析研究 了1 2 种不同声学子结构的声传递矩阵，并以此实际检验了两个不同抗性消声器 的消声性能。 大连理工大学的季振林【2 l 】等在1 9 9 8 年，使用特征线法和双负载法确定发动 机的强度和声源阻抗，利用边界元法和传递矩阵方法对整个排气消声系统的四 极子参数进行了计算，从而预测消声器插入损失和内燃机排气噪声，并进行试 验验证，结果表明与实际测量值一致性较高。 同年，董正身、张旭、黎苏【2 2 1 将声压作为未知参数，采用二维坐标，对内 燃机排气消声器的二维声场进行分析，建立了排气消声器二维有限元模型，将 此模型应用于4 9 2 q 汽油机消声器中，经过试验验证，模拟的插入值与实际值 之间吻合得非常好，证明了二维有限元模型是一种分析排气消声器的精度较高 的方法。 华中理工大学的黄其柏【2 3 l 在1 9 9 9 年通过将刚性直管沿轴向分成多个微段， 假设相邻的微段之间声速、气流马赫数、温度保持不变，研究了刚性直管声场 中存在非均匀流场时的传递矩阵，采用各微段间体积、速度以及声压的连续性 计算出声场传递矩阵。 同年，赵松龄、盛胜我 2 4 _ 5 1 重点分析了采用同轴穿孔管的管道结构，进一 步分析了主管道与穿孔管互相垂直时的声传播特性，对相应结构的声传递矩阵 的公式进行了推导。 唐永琪【2 6 1 在2 0 0 0 年采用三维谱图方法，考虑气流和温度梯度在消声器计算 过程中对消声性能的影响。 2 0 0 3 年吉林大学的丁万龙【2 7 】用边界元方法对某摩托车排气消声器进行了 数值仿真分析，运用仿真结果提出方案，通过实验验证，证明此种算法与实验 结果比较符合。 江苏大学的陆森林【2 8 】等在2 0 0 3 年计算出消声器的四端子参数，利用三维 有限元法，用所求得的参数对消声器的性能进行了预估，并就扩张式长度和扩 张式上限频率这两个参数对消声器效果的影响展开分析，可以为以后消声器的 7 武汉理工大学硕士学位论文 设计提供。些建议。 同年，山东大学的李国祥1 2 9 l 等对消声器某一典型结构利用k - 双方程模型 的方法来进行内部温度场和流场的数值模拟研究，并就消声器内部温度和气流 速度的变化对其性能的影响进行了分析。 季振林【3 0 】在2 0 0 5 年用一维解析法和三维结构边界元法来计算和分析穿孔 管阻性消声器的消声性能，考察消声器内非平面波对消声特性的影响。直通穿 孔管阻性消声器传递损失的预测结果与实验测量结果比较表明：一维解析法只 适用于消声器的低频声学性能计算，而对于高频声学性能的精确预测则需要使 用三维计算方法。 2 0 0 8 年，李建p i l 等应用有限元法对抗性消声器内部声场进行了有限元分 析，建立了抗性消声器声场有限元分析模型，通过加载、求解以及后处理等对 消声器内部声场进行计算分析，获得了消声器内部声压级和压力分布情况。 用理论计算来设计消声器存在着两点不足：第一点是耗费的时间长，需要 消耗大量的人力物力但仍不能取得好的效果，远远不能适应现代化企业发展所 要求的开发周期短、适应市场多样化的需要；第二点是消声器的消声性能需要 与发动机进行实时的耦合，而设计时常常是把消声器的消声性能和发动机的性 能相互孤立地考虑，很难找到两者的最佳结合点。随着现代计算机技术和各种 数值计算方法的不断发展，各种各样的专业计算分析消声器的软件不断推向市 场，使得消声器在开发过程中与发动机性能相互影响的问题得到了综合解决， 大大减小了问题孤立化而带来的困扰，从而缩短产品的开发时间，减少了人力 资源、物质材料、成本的浪费。 计算机模拟仿真同实验相比不需实验硬件设备，只需在计算机上进行设计 和不断改进，就能得到最佳的设计方案。计算机模拟仿真能在节省资源的基础 上为相关实验提供参考，加快消声器的产品开发。计算机的软硬件的不断发展 对消声器的数值研究提供了极大的可行性和方便性，主要应用体现在以下两个 方面：一是在已有一维声学理论的基础上，为得到消声器的最佳消声性能对各 个参数进行多目标优化：二是在尽量增加消声器的消声量的条件下，最大程度 的减小消声器的压力损失【3 2 】。经历了几十年的长足发展，数值计算软件日趋完 善，例如像g t - p o w e r 这样专业的消声器计算软件，提供了一个包含消声器壳 体、弯管、接头、隔板、穿孔管、直管、穿孔板等消声器零件库的二维绘图区， 使消声器的制作十分的便捷。g t - p o w e r 还提供了正视图，左视图以及三维 武汉理工大学硕士学位论文 图，这样设计者可以根据不同的视角，方便地按照工程图的方式设计构造消声 器。经过不同学者的证明，将模型模拟的结果与试验结果相比较，有较好的一 致性，表明g t - p o w e r 软件可以用于工程应用。应用计算机对发动机及消声器 进行整体模拟，不仅能预测消声器的性能，还能反映出不同结构消声器对发动 机性能的影响。 1 5 课题的来源及目的 本课题来源于台湾裕隆汽车公司和湖南长丰汽车零部件有限公司合作开发 的一款涡轮增压汽油机，主要是为这款车设计出合适的排气消声器，使其能满 足国家法规的要求，为其尽快上市做好准备。 近几年，中国汽车市场非常火爆，竞争越来越激烈，为了能让产品更具有 竞争力，设计的成本和周期都要大大缩短，同时也要保证其产品的性能和寿命 满足一定的目标要求。本课题结合软件和试验于一体的方法，针对涡轮增压发 动机的特性，综合考虑加工方便、经济和确保试验的成功，决定从设计的方案 中选出三种方案来进行加工，然后将样件进行试验验证。通过模拟与试验的不 断优化，选出一种消声效果最佳的消声器。 1 6 本文主要内容 本论文是在结合实际项目的基础上，用仿真软件g t - p o w e r 建立涡轮增压 发动机工作模型、排气系统模型、消声器模型、排气系统的噪声计算模型以及 耦合消声器的尾管噪声、压力损失模型。计算表明三个方案有比较好的消声效 果，将设计好的方案提交进行样件制作，由于受客观条件的限制，制作的样件 还没有进行消声器台架试验的检验。主要内容包括： ( 1 ) 介绍了中国大陆、台湾和日本的汽车噪声法规及对比，分析了我国噪 声法规的不足及未来汽车噪声排放法规和标准的发展趋势。 ( 2 ) 分析了发动机排气噪声的产生机理以及有关的声学基本理论，阐述了 消声器的性能评价指标及其消声器性能的分析方法，并对消声器所要进行的一 些试验项目和试验规范进行了具体的介绍 ( 3 ) 介绍了g t - p o w e r 软件，应用g t - p o w e r 软件对某乘用车涡轮增 压发动机进行建模，并进行外特性的标定。建立了发动机排气声学计算模型， 9 武汉理工大学硕士学位论文 用g t - m u f f l e r 建立消声器模型，与发动机排气声学计算模型耦合，对结果进行 了分析。 ( 4 ) 研究消声器的排水方案和隔热板的设计，结合项目的实际材料及安装 位置设计消声器的隔热板和排水方案。 l o 武汉理工大学硕十学位论文 第2 章发动机排气噪声及消声器理论基础 2 1 发动机排气噪声理论基础 排气噪声主要是由于高压燃烧废气高速流动而形成，主要包括基频噪声、 管道内的气柱共振噪声、涡流噪声、废气喷注和冲击噪声及紊流噪声等组成。 2 1 1 基频排气噪声 在内燃机的排气行程过程中会形成基频排气噪声，各个缸的排气门开启的 一瞬间，气缸里的排气以很高的速度迅速喷出，直接与排气道内气门附近的气 体相冲，使气体发生压力剧变，形成强烈的压力波，这种压力波会激发出噪声， 即为基频捧气噪声。基频排气噪声是一种低频噪声，成周期特性，基频排气噪 声的频率可以用下式进行计算： 厂= 昙k ( h z ) ( 2 - 1 ) 式中z 为汽缸数：刀为发动机转速( r m i n ) ；f 为冲程系数，对二冲程发 动机取r = l ，对四冲程发动机取r = 2 ；k 为谐波次数。 在排气噪声频谱上，峰值通常出现在基频( k = 1 ) 或其第二( 七= 2 ) 、三次 ( k = 3 ) 谐波附近，而在此之后，基频排气噪声的声压级随频率的增加，基本 保持不变【3 3 1 。 2 1 2 气柱共振噪声 空气柱位于排气系统管道中，受到周围排气噪声的激发，会导致气缸内气 体发生共振而产生空气柱共振噪声。 当一段气柱被封闭在管道中，就可以看成是一个振动系统，其本征频率为： 正= 鲁( 2 - 2 ) c o = c f “ ( 2 3 ) 式中，k 为谐波系数，k = 1 ，2 ，3 ，；c o 为管道中有限波的传播速度， 武汉理工大学硕士学位论文 m s ；，为气柱长度，m ；c 为管道中的声速，m l s ：1 , 1 为管道内的气流速度， m | so 当气柱只有一端封闭时，其本征频率应用下式进行计算： 五= 丁( 2 k - ) c o ( 2 - 4 ) 在内燃机排气系统中，气体从排气门排出，经过排气道到达排气管，最后 排向外界环境，正好构成了气门端封闭、大气端敞开的气柱，这种情况下的噪 声频率通过式( 2 4 计算得到。当石= 石时，由于发生共振，气柱共振噪声会 极大的增加，此时可以采取改变排气管长度，的办法来解决1 3 4 1 。 2 1 3 涡流噪声 高速气流通过气门和排气道时会产生涡流噪声。在排气门刚打开时，排气 处于超临界状态，气缸内气体压力非常高，约为排气管内压力的2 倍左右，排 气以音速急速排出，在流经环形气门喉口，与气门头附近的排气管道产生强烈 撞击，从而产生剧烈的涡流运动。随着气门的开度加大，气缸内废气量的减少， 气体流动变为亚声速流动，由于气流粘滞力的作用，使周围气体发生旋转，形 成周期性的涡流，涡流带动气门背面的气体一起运动并产生卷吸作用，气体受 到这种气流的的影响，压力会发生变化，激发出一种被称为“唇”音或“边棱音” 的噪声。压力波动时会引起频率的相应变化，如果出现一个频率，使得管口附 近的声阻抗z 恰好为最小的频率，那么就会发生共振现象，产生涡流噪声。“唇” 部附近产生的周期性涡流，其频率为 正= s 了v ( h z ) ( 2 - 5 ) 式中：墨为与流场的不定常性有关的斯脱哈尔数，无量纲；，为废气流经 排气歧管口时的流速，单位：m s ；d 为气道口的外径，单位：m 。 因为气体流速v 是一个与曲轴转角有关系的量，当曲轴转角发生变化时，v 也 会发生变化，因此一定会存在一个废气流速v 符合气道共振的条件，引起气道 共振而发出气柱共振声。此外，废气在通过消声器的狭长部位时流速增加，形 成高速气流，并可能产生废气涡流，废气涡流产生的声强正比于废气流速的8 次方，废气涡流主要呈高频特性【3 5 】。 1 2 武汉理工大学硕士学位论文 2 1 4 废气喷注和冲击噪声 排气分为自由排气阶段和强制排气阶段，在自由阶段，气流高速喷出，喷 注流经排气门处，会引发非常强烈的喷注噪声。废气流经排气门排出时，由于 气体的粘性，排气门后的气体会相应的发生运动，导致卷吸作用的发生，在卷 吸作用下，周围的气体会发生旋转，形成强烈的气体运动，辐射出噪声。此外， 气体压力在排气门附近处有不连续面，气体在压力不连续面上容易产生冲击波， 激发出冲击噪声。废气喷注与冲击噪声是连续宽带的高频噪声。 喷注和冲击噪声的经验公式为 1 8 0 + 2 0 1 9 d + 2 0 1 9 ( r - 1 ) 2 ( r - 0 5 ) l r 2 l = 7 0 + 2 0 1 9 d + l o ( 尺- 1 8 9 3 ) ( r 1 3 ) 2 3 1 式中，d 为喷口特征尺寸，取其圆孔直径，n l m lr = 咒p o ；l a 为距喷口 i m ，0 处的a 声压级f 3 3 1 。 2 1 5 紊流噪声 排气处于超临界状态时，位于排气道内的一段管道中，气体流动的速度与 当地声速基本相同，此时管道中气体的流动雷诺数如2 3 2 0 ，整个排气管的气 体流动属于紊流流动。此时，气道壁面的温度大概在1 0 0 左右，而整个排气 道内的温度非常高，造成管道与管壁之间的气体层产生剧烈的温度差，使得气 体的紊流程度进一步增强，辐射出刺耳的噪声。此外，一般的内燃机排气道内 壁面均用砂蕊铸造成型，材料表面比较粗糙，这个粗糙度的绝对值要比层流底 面的厚度高。因此，气流在这些粗糙不平的地方会产生脱离现象，在气门杆后 的位置形成卡门涡流，进一步增强管壁处的涡流，涡流引起管道壁面附近的气 体压力产生波动，辐射出高频的频带较宽的噪声。 2 1 6 其他排气噪声 除了以上主要的排气噪声外，还有其他排气噪声影响汽车的噪声。 l 由排气的脉动压力激发管壁产生的噪声。 发动机排气系统中废气的压力与发动机的排气周期是一样的，都是脉动的。 因此，当这种脉冲压力激发发动机内弹性构件发生振动时，排气系统管壁上的 武汉理工大学硕士学位论文 振动频率也会发生变化，如果气体压力的脉动频率恰好与元件的固有频率一致， 就会发生共振辐射出强烈的噪声。 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，发动机的燃气并不是充分燃烧的，排出的废气中还会含有 极少量的可燃物质和氧。这部分可燃物质在排气过程有可能与气体再混合，在 排气系统中继续燃烧，这种燃烧会造成局部区域的气体压力剧烈地波动，从而 使排气系统中原本就比较剧烈的气体压力脉动进一步加剧。 3 气流通过断面突变处的湍流噪声。 在发动机排气系统内，排气门座圈与排气道的交接处，排气道与排气歧管 的交接处，这些地方在加工和装配过程中有可能会存在凹凸，当气流流经这些 不平面时，流动断面会发生突然变化，产生涡流并辐射出噪声。而排气总管的 出口是这种变化最显著的地方。 排气噪声频谱一般呈明显的低频特性，采用涡轮增压后，排气噪声的能量 有很大的衰减，由于气门开启瞬回所产生的噪声要先通过涡轮机，之后再从涡 轮机排气口排出，所以噪声会明显降低。这时低频部分的基频噪声消失了，而 涡轮机排气本身所具有的高频涡流噪声仍然具有较高的噪声。同一类型的内燃 机的频谱大体上相似，多缸机和单缸机的频谱则有不同的特征【3 3 1 。 2 2 消声器理论基础 2 2 1 消声器分类及消声原理 根据消声原理的不同，消声器主要分为阻性消声器、抗性消声器和阻抗复 合式消声器三种类型。 1 阻性消声器 阻性消声器的消声原理是通过吸声结构的吸收作用或者利用安装在管道内 吸声材料的吸声特性，不断的吸收管道中通过的声音，当声波进入消声器内， 由于粘性阻力和摩擦阻力，阻性消声器中多孔材料的空气层会和纤维发生相对 运动，散失掉一部分声能，起到消声的作用。 阻性消声器主要由吸声材料组成，消声器高频吸声取决于材料的特性，如 材料的结构、材料中的孔隙直径和材料的密度。一般来说，材料的密度越高， 吸声系数就越大，但随着材料密度提高到一定程度，吸收系数不会随着材料密 1 4 武汉理工大学硕士学位论文 度的增加而增加，反而当密度太大时，吸声系数还会大大下降。在低频的时候， 吸声材料的作用不大，只有在高频的时候，才起较大的作用。吸声材料密度在 l o o g l 时吸声作用比较大，吸声材料密度在l o o g l 以下时，吸声材料密度增加， 吸声系数较大。当材料密度大于l o o g l 时，吸声系数增加比较缓慢。吸声层厚 度的设计，取决于消除的频率，如果只是为了吸收高频噪声，吸声材料可以选 择薄一些，如果要加强低频噪声的吸收，则可以厚一些。由于吸声材料工作在 气流流动的环境中，所以吸声材料要用护面结构固定。阻性消声器结构简单， 其形式多种多样，常用的形式有管式消声器、片式消声器、蜂窝式消声器、折 板式消声器、声流式消声器、弯头式消声器、圆盘式消声器等【3 6 1 。其主要缺点 是怕烟灰堵塞吸声材料微孔引起吸声系数下降，此外，怕水气、油雾等对吸声 材料的腐蚀而导致吸声效果的恶化。 2 抗性消声器 抗性消声器的消声原理是在通道管路中安装旁接共振腔，使截面突然扩大 或缩小，发生急剧的变化，利用声波发生反射、干涉