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摩托车消声器的性能分析及改进设计 摘要 随着交通污染的日趋严重，摩托车的噪声问题已经引起了全社会的普遍关注，如何 降低摩托车噪声己成为亟待解决的问题。 在摩托车噪声中，排气噪声是主要的噪声源，而有效控制该噪声的方法就是安装排 气消声器。所以，研究摩托车消声器的消声性能并进行改进设计，对于降低噪声污染， 具有重要的社会意义和应用价值。 基于国内外消声器的研究现状，本文以某型号摩托车的排气消声器为例，综合运用 a n s y s 和s y s n o i s e 软件对此消声器进行数值仿真分析，并分析了各结构参数对消声 性能的影响。对该摩托车消声器进行实地测量，用m a t l a b 软件编程分析其消声性能， 并与仿真结果进行对比，得出一致性。同时，从实验结果得出的传递损失曲线和排气频 谱图中总结出该消声器的消声缺陷：低频消声效果差，并出现多个通过频率。针对此缺 陷和原消声器消声频率特性，迸行如下改进设计：在第三腔体后添加赫尔姆霍茨共振腔 作为第四腔体，并在尾管处加入一段穿孔管，用来改善排气背压。主要以传递损失和压 力损失作为评价指标对改进前后的消声器进行对比，消声性能确实有所改善，排气背压 也稍有降低，故基本达到预期改进目标，对消声器消声性能的预测、计算也提供了重要 的参考价值。 这种分析方法可以缩短试验周期，降低成本，而且方便快捷直观，能够针对原消声 器的消声弱点进行重点改进设计，针对性较强，对提高消声器的设计分析水平，具有一 定的指导意义。 关键词：排气噪声，数值分析，消声器，传递损失 a n a l y s i so f a c o u s t i cp e r f o r m a n c ea n di m p r o v i n gd e s i g n o fe x h a u s tm u f f l e rf o rm o t o r c y c l e a b s t r a c t a st h et r a f f i cp o l l u t i o nh a sb e e ns e v e r e rt h a nb e f o r e ，p e o p l eh a v ep a i dm u c ha t t e n t i o nt o t h en o i s eo fm o t o r c y c l e a sar e s u k ，h o wt or e d u c et h en o i s eo fm o t o r c y c l eh a sb e e nm o r ea n d m o r ei m p o r t a n t t h ee x h a u s tn o i s ei st h em o s ti m p o r t a n tn o i s es o n r c 2o ft h em o t o r c y c l e a n dm u f f l e rw a s u s e dt oc o n t r o lt h ee x h a u s tn o i s ee f f e c t i v e l y i no r d e rt oa b a t en o i s ep o l l u t i o n ，s t u d y i n g a c o u s t i cp e r f o r m a n c eo fe x h a u s tm u f f l e rf o rm o t o r c y c l ea n di t si m p r o v i n gi so fg r e a t i m p o r t a n c et os o c i e t ya n da p p l i c a t i o n b a s e do nt h ep r e s e n ti n v e s t i g a t i o no fm u f f l e r , an u m e r i c a le m u l a t e dr e s e a r c ho i le x h a u s t m u f f l e ro fam o t o r c y c l ei sm a d eb yu s i n gs o f t w a r eo f “a n s y s ”a n d “s y s n o i s e ” c o m b i n e d l y , a n dt h ee f f e c to fs t r u c t u r a lp a r a m e t e ro nm u f f l e r sa c o u s t i cp e r f o r m a n c ei s a n a l y z e db yt h es a m ew a y b e s i d e s ，t h es p e c i a lm o t o r c y c l ea n dm u f f l e ri sm e a s u r e d , a n di t s a c o u s t i cp e r f o r m a n c ei sa n a l y z e db yp r o g r a mo f “m a t l a b ”c o n s i s t e n c yc a l lb ed i s p l a y e d b yc o m p a r i n gt h em u f f l e r st e s tw i t ht h a to fn u m e r i c a la n a l y s i s t h e n ，t h ed r a w b a c ko ft h e m u f f l e rc a l lb es h o w e db yo b s e r v i n gt h e s eo u t c o m e s - - - t h eg r a p h so ft r a n s m i s s i o nl o s sa n d e x h a u s ts p e c t r u m ：t h ep e r f o r m a n c eo ft h em u f f l e ri sp o o ra tl o w - f r e q u e n c y , a n dt h e r ea r e s e v e r a lt h r o u g h - f r e q u e n c y a g a i n s tt h e s ed r a w b a c k s ，s o u l ei m p r o v i n gd e s i g ni sd o n e ：a d d i n g ah e l m h o l t z r e s o n a t o ra st h ef o r t hc a v i t y , a d d i n gas h o r tp e r f o r a t ep i p ea tt h et a i lt u b e t r a n s m i s s i o nl o s sa n dp r e s s u r el o s sa r em a i ne v a l u a t i n gi n d i c a t o r si nt h ep r o c e s so f c o m p a r i n gt h eo l da n di m p r o v e dm u f f l e r t h e ni t i s d i s p l a y e dt h a t t h ep e r f o r m a n c ei s i m p r o v e do b v i o u s l y s ot h ee x p e c t e d r e s u l ti sr e a c h e d a n dt h i sm e t h o dw i l lb ev e r y s i g n i f i c a n tt ot h ep e r f o r m a n c ep r e d i c t i o na n d c a l c u l a t i o no fm u f f l e r t h i sm e t h o dc a ns h o r t e nt h et e s t p e r i o do fm u f f l e ra n dr e d u c ei t sc o s t a n di ti sa l s o c o n v e n i e n t ，f a s ta n di l l u s t r a t e d m o r e o v e r , i m p r o v i n gd e s i g na g a i n s ti t sw e a k n e s sc a nb ed o n e b yt h i sm e t h o dw h i c hi ss i g n i f i c a n tt ob o o s t i n gt h el e v e lo fd e s i g n i n ga n da n a l y z i n ge x h a u s t m n f f l e l - k e y w o r d s ：e x h a u s tn o i s e ，n u m e r i c a la n a l y s i s ，m u f f l e r , t r a n s m i s s i o nl o s s 原创性声明 本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在指导教师的指导下，独 立进行研究所取得的成果。除文中已经注明弓l 用的内容外，本论文不包含 其他个人或集体已经发表或撰写过的科研成果。对本文的研究作出重要贡 献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本声明的法律责任由本人 承担。 论文作者签名：童】1 童苤坠 e i 舅t l ： 墨塑z ：。三z 关于学位论文使用权的说明 本人完全了解中北大学有关保管、使用学位论文的规定，其中包括： 学校有权保管、并向有关部门送交学位论文的原件与复印件；学校可 以采用影印、缩印或其它复制手段复制并保存学位论文；学校可允许学 位论文被查阅或借阅；学校可以学术交流为目的，复制赠送和交换学位 论文；学校可以公布学位论文的全部或部分内容( 保密学位论文在解密 后遵守此规定) 。 签名： 童1 童盔型 日期： 星! ! ! ! 生兰2 导师签名： 逢趔整 日期： 2 喀：竖= 芝 中北大学学位论文 1 1 概述 1 绪论 改革开放二十多年来，我国摩托车工业取得突飞猛进的发展，摩托车产量和保有量 呈指数级增长。但是，摩托车产量和保有量的增加，也带来一些安全和环境污染方面的 社会问题，摩托车的噪声污染便是其中之一。摩托车经常行驶在居民拥挤的街区，离行 人和住宅很近，因此噪声危害相对更加严重，摩托车的噪声甚至成为某些城市禁摩、限 摩的主要原因之一。随着环保要求的不断提高，我国摩托车噪声标准日趋严格，摩托车 噪声的管理也不断向着规范化，制度化和国标化的方向发展。 噪声对环境的污染日益严重，已经成为当今世界上威胁入类生存的三大公害之一。 据有关数据显示，我国环境噪声主要来源于交通。在发达国家，交通噪声约占城市噪声 的6 0 - 7 0 ，其中摩托车噪声已成为仅次于重型卡车噪声的第二位声污染源。 噪声是重要的环境公害源，在环境污染中占有相当大的比重。据国外资料统计，机 动车辆的噪声占整个城市噪声的7 5 左右，而且随着社会现代化的进步和人们生活水平 的提高及工作节奏的加快，此占有率还在不断上升。在城市机动车辆噪声中，摩托车和 轻便摩托车噪声所占比例虽然不高，但具有刺耳、脉动大的特点，已属于最令人头疼的 噪声之一。机动车交通噪声使居民心情烦恼，不仅影响生活质量和工作质量，而且引发 多种慢性病，在相当程度上危害人们的健康。目前，我国的摩托车噪声限值水平仍处于 国# 1 2 0 世纪9 0 年代的水平，随着我国加入g r o ，满足国际通用的环保要求和各国苛刻的 贸易技术壁垒，摩托车噪声限值体系基本等效采用e c e 法规。从2 0 0 2 年起，大于8 0 m l 及 小于等于1 7 5 m l 排量的摩托车噪声限值规定为8 0 d b ( a ) ，到2 0 0 5 年则将噪声限值加严为 7 7 d b ( h ) 。噪声限值进一步降低，对控制城市摩托车噪声起到积极作用。但是随着在用 车保有量的急剧增长，摩托车噪声的污染程度仍呈上升趋势。为使摩托车噪声控制的总 体效果大于因在用车保有量增加而导致的噪声增长，必须每隔数年加严一次噪声限值， 并辅以切实可行的执行措施。为此，许多企业的摩托车产品面临在产品质量检测时，因 为噪声不能达标，而导致新产品不合格的问题，所以，如何使摩托车的噪声降低，已成 中北大学学位论文 为现在各企业技术攻关的当务之急“1 。 根据试验测定，摩托车的排气噪声是摩托车噪声的主要来源之一”一，因此降低排 气噪声将能有效降低整车噪声水平。降低排气噪声需要采用排气消声器，排气消声器设 计的好坏是决定摩托车排气噪声大小的关键“1 。 1 2 摩托车排气噪声 排气噪声包括从排气系统壁面辐射出的噪声、从排气管口辐射出的噪声。排气噪声 的形成是由于发动机工作时必须从进气口吸入足够的新鲜可燃混合气，经活塞压缩后点 火燃烧，火焰以数十米每秒的高速迅猛爆炸燃烧，产生高达近2 0 0 0 摄氏度的高温和4 0 干 帕的高压，推动活塞下行做功。燃烧后的高温高压废气必须迅速从排气口排出，发动机 才可再次吸入新鲜混合气，循环做功旧。 1 2 1 摩托车排气噪声的主要性质 一般来说，摩托车排气噪声会随发动机转速的提高而增大。因为随着发动机转速的 提高，气缸内产生共振，排气流速及燃烧后的废气量会加大，气流通道的紊流、涡流强 度、管道内压力的脉动强度和频率也会随之提高，造成摩托车整体噪声加大，进而影响 到周围环境。 排气管中的高速气流噪声是空气动力噪声的最主要成分。发动机在打开排气阀后， 气缸内的高压气流通过排气阀门冲出时具有相当高的能量，并且这是一个周期性的排放 过程，将产生周期性迸排气嗓声，同时还在排气阀口通道截面处形成剧烈的涡流噪声。 另外，多缸发动机中各缸排气口用统一的排气管相连接，气流在排气管中将发生压力的 脉动，根据排气管长度不同还会在排气管内产生气柱共振噪声。对同一台发动机来说， 平均有效压力提高、转速的提高也都会使排气噪声有所增大，但平均有效压力对噪声的 影响并不是很大。从不同发动机类型来说，柴油机的排气噪声要高于汽油机，在涡轮增 压发动机中，废气由气缸排气管汇集后进入废气涡轮增压器，排气能量在涡轮中部分转 化为机械能，而使得在涡轮出口处的排气气流比较平稳，所以排气噪声有所降低。由于 发动机的排气噪声通常具有较高的量级，所以一般都装有排气消声器。 排气噪声的声压级决定于发动机的功率、排气量、气缸内的平均有效压力、排气口 2 中北大学学位论文 出口面积与转速等因素，并随着上述因素的增加而提高。排气噪声一方面通过气道内的 气体传播，另一方面激励气道壁振动，产生二次噪声。它的基频是发动机的发火频率， 主要特点是在整个的排气噪声频谱中呈现出基频及其高次谐波的延伸。排气噪声的组成 主要有以下几种嘲： ( 1 ) 周期性排气所引起的低频脉动噪声。其主要的频率成份是 = ( n z 6 0 i ) k 。 式中：n 为发动机主轴转速( r p m ) ； i 为冲程系数，i = l 为二冲程，i = 2 为四冲程； z 为气缸数； k 为谐波序数。 ( 2 ) 排气管道内的气柱噪声。如将排气管视为一端封闭一端开口，则气柱共振频 率，2 。( 2 k 一1 ) c 。2 l ，管道中有限波的传播速度勺一c - - - - - u 。 式中：l 为管道中共振气柱的长度( m ) ，多缸机可取各缸排气管总长的平均长度； f 为管道中的声速( m s ) ； 埘为管道内的气流速度( m s ) ，当气流速度与声速方向一致( 排气) 时，“前 符号为正号，反之取负号； k 为谐波序数。 当，2 = 五时，即转速，l 一( 盈l c 。4 l x 6 0 i z k ) 时，管道的气柱共振噪声将显著增 加这时可以调整排气管长度( 还可以改变转速n ，但要受其它运转因素限制) ，使其五、 厶不一致而降低该噪声。 ( 3 ) 气缸的赫尔姆霍茨共振噪声。该噪声不随发动机转速变化。它源于气缸内的 气体共振。设气缸为一圆柱形的空腔，容积为v ，排气管长度为l ，气门半径为r ，当 l r 时，气缸腔的共振频率为 五一丢岛 式中，s = 石r 2 。多缸机上由于各缸之间的相互干扰，且排气支管及总管较长，赫尔姆霍 茨共振噪声就显得不突出了。 中北大学学位论文 ( 4 ) 高速气流通过排气门环隙及曲折的管道时所产生的喷柱噪声、涡流噪声以及 排气系统在管内压力波激励下所产生的再生噪声形成连续性高频噪声。频率均在1 0 0 0 h z 以上，并且随气流速度增加，频率显著提高。喷柱噪声和涡流噪声峰值频率可用下式估 计： = s ，u d 式中：u 为气门流通截面处的流速( m s ) ； d 为气门直径( m ) ； s ，为斯特劳哈尔数，对喷柱噪声取1 5 2 0 。 大量实验表明，排气噪声的强弱与内燃机的类型、排量、功率、转速、平均有效压 力和排气口的面积直接相关。四冲程汽油机有如下经验公式： 0 ；2 8 1 9 n + 2 m g o 1 e , + l s l g v , + k ( 1 1 ) 四冲程柴油机有如下经验公式： t = 2 5 l g n + 2 0 1 9 0 1 + 1 5 1 9 v 。+ 五，2 ( 1 2 ) 式中：n 为发动机转速( r m i n ) ； 只为平均有效压力( m p a ) ； k 为内燃机排量( l ) ； 墨，k 2 为与内燃机结构有关的常数。 在相同条件下，柴油机的排气噪声要比汽油机的排气噪声大；二冲程的排气噪声要 比四冲程的大。柴油机的排气噪声呈明显的低频性，能量主要集中在基频及其倍频的范 围内；中频范围主要是排气管内气柱震荡的固有噪声：高频范围主要包括燃烧噪声和气 流通过气口的空气动力噪声。 1 2 2 影响排气噪声的主要因素 发动机排气噪声频谱呈明显的低频性，但也有一定程度的中高频噪声。影响排气噪 声的主要因素有以下几个。 1 转速 转速降低，则一切过程的进行变得缓慢。在每个工作循环的燃料和空气消耗量保持 4 中北大学学位论文 不变的情况下，转速降低后，排气噪声频谱线变得密集，且往低频方向转移。这样，即 使总声压降低不多，其a 计权声级也将明显的变小，有资料介绍排气噪声随转速而变的 幅度可用式( 卜1 ) 表示： 2 一 1 4 0 l g 生( d b a ) ( 1 3 ) 以i 式中， 和以：为发动机转速，t ，和：分别为相应的a 声级噪声。 2 负荷 在转速不变的情况下，排气噪声随输出功率降低而降低，但其变化规律在柴油机中 和在汽油机中是不同的。在柴油机中，每个循环吸入的空气量与负荷无关，但输入的燃 料量随负荷而变，因而产生的废气量和放出的热量也随负荷而变，这意味着，负荷降低 时，废气量较少，而较低的废气温度又使排气体积减少，因而声压也较低，相同转速下 从全负荷到空负荷，a 计权声压级可降低1 5 - - 2 5 d b 。 在汽油机中功率降低时不仅每个工作循环吸入的燃油量降低，而且吸入的空气量也 降低，因此排气噪声比在柴油机中降低得更多“1 。 3 排气管 通常废气从排气门排出后并不直接排入大气，而总要经过一段形状比较复杂的管道 才排入大气，很多情况下还要经过消声器。这样的排气管道形成一条声学传递链，它对 排气噪声的强度和频率分布都有很大的影响。 每一段管道中有一个气柱，对应着特定的本征频率，成为对这些特定频率的放大器。 为了避免将这些频率的噪声放大后再设法将它们消去，应尽可能将排气消声器布置在靠 近排气门的地方。如果将消声器布置成和排气门紧靠在一起，或者对排气管采取很强的 消声措施，那么排气管段的“有选择的”放大作用便消失了，但对排气和扫气过程有利 的压力波反射作用也消失了。 4 其它因素 气缸数目对排气噪声也有影响，排气越均衡，则基频噪声越低。四缸机和六缸机的 排气过程比较均衡，因此其低频噪声比单缸机和二缸机小。 中北大学学位论文 1 3 消声器的设计技术要点 1 3 1 影响消声器性能的主要因素 消声器分为阻性消声器和抗性消声器两个种类。影响消声器性能的主要因素包括设 计、加工及安装使用等多个方面，其中设计中的结构选型、材料选用、断面尺寸、流速 控制则又是最基本的因素。并且随不同的消声类型而定，现分述如下9 1 。 1 阻性消声器的性能影响因素 1 ) 首先是结构形式。如管式、片式结构简单，消声效果好，阻力小，但低频性 能相对差些；阻抗复合式消声器频带宽，但结构较复杂；折板式、多室式消声量大，但 阻力也高。 2 ) 阻性吸声材料类别及其厚度、密度和护面层选择。如消声片厚度大些，密度 高些，可有利改善低频性能。 3 ) 气流通道断面尺寸。如扇形通道有利提高p s 值，改善消声性能。 4 ) 通道内的气流速度。如流速较低时，气流再生噪声低，消声器性能不受气流 噪声影响，而且压力损失也较小。 5 ) 有效消声长度。在气流再生噪声及背景噪声均无影响的条件下，消声器的消 声量应与有效长度成正比。 2 抗性消声器的性能影响因素 1 ) 扩张比m 值决定抗性消声器消声量的大小。 2 ) 扩张室的长度及插入管的长度决定抗性消声器的消声频率特性。 3 ) 扩张室的长径比影响抗性消声器的消声频率特性。长径比大，低频性能较好； 反之，高频消声性能改善。 4 ) 结构形式。如多节串连能提高消声性能，插入管错位可改善高频消声性能， 阻抗复合增加消声频带宽等。 5 ) 气流速度。 1 3 2 各类消声器的设计技术要点 1 阻性消声器 6 中北大学学位论文 1 ) 正确合理选择阻性消声器的结构形式。 2 ) 正确选择阻性吸声材料。选择阻性消声器内的多孔吸声材料，除了应满足吸 声性能要求之外，还应注意防潮、耐温、耐气流冲刷及净化等工艺要求，通常采用离心 玻璃棉作为吸声材料；如有净化及防纤维吹出要求，则可采用阻燃聚氨酯声学泡沫塑料。 3 ) 合理确定阻性消声器内吸声层的厚度及密度。 4 ) 合理确定阻性消声器内气流通道的断面尺寸。阻性消声器的断面尺寸对消声 器的消声性能及空气动力性能均直接相关。 5 ) 合理确定阻性消声器内消声片的护面层材料。消声片护面层用料及做法应满 足不影响消声性能及与消声器内的气流速度相适应两个前提条件。 6 ) 合理确定消声器的有效长度。由于消声器的实际消声效果受声源强度、气流 再生噪声及末端背景噪声的影响，在一定条件下，消声器的长度并不同消声量成正比， 因此必须合理确定消声器的有效总长度。 2 抗性消声器 1 ) 抗性消声器主要适用于降低以低中频噪声为主的空气动力性设备噪声，如发 动机排气噪声等。 2 ) 合理确定抗性消声器的膨胀比m 值，以决定消声量的大小。 3 ) 合理确定抗性消声器膨胀室及插入管的长度，以消除通过频率，提高低频消 声性能，改善消声特性9 1 。 4 ) 当m 值较大而使膨胀室截面积较大时，上限失效频率较低，有效消声频率范 围较小，因此设计中应采取分割膨胀室的措旖，使一个大截面的抗性消声器变为m 值相 同的多个较小截面的抗性消声器并联的形式，以达到提高上限失效频率，改善消声频带 宽的目的。 5 ) 将抗性消声器内管不连续段用穿孔率大于2 5 ( 孔径可取m 4 一巾l o m m ) 的穿 孔管连接，即可保持原有抗性消声性能，又可大大减小管道截面不连续处的局部气流阻 力m 。 6 ) 改善抗性消声器消声频带宽度的设计措施包括：膨胀室内壁做吸声层，错开 内接插入管形成迷路形式，将阻性消声同抗性消声结合在一个消声器中，即形成阻抗复 合式消声器等。 7 中北大学学位论文 1 3 3 消声器设计的两个关键参数 大消声量和低功率损失是设计消声器时主要考虑的两个参数，我们希望在降低噪声 的同时又减少功率损失。然而噪声降低很多时，必然会增加功率损失，二者是矛盾的共 同体。 在排气系统中噪声的减少是和功率损失密切相关的，而功率损失又直接和排气背压 相关，可以通过测量得到。背压就是指当发动机接上一个排气或进气系统后，进排气阀 门处的气压相对于发动机不与进气或排气系统连接时的进气或排气阀门处的气压( 就是 大气压) 有所增高的压力“1 。功率损失通常是指在发动机最大转速时的功率损失。 背压的产生是由于存在着和气流方向相反的作用力，这个作用力可能是由于管路或 者流动本身产生的。背压增高，空气在进排气系统中运动将消耗一部分能量，即消耗发 动机的能量。如果进排气管道截面积越大，空气流通就越顺畅，功率损失就越小”1 。可 是降低噪声需要截面积较小，而且气体流动受到的阻力越大越好。因此在设计消声器时 会出现这样矛盾的情况，采用简单、低阻抗的结构会使背压减小，功率损失降低，但增 加了尾管噪声；采用大型复杂、高阻抗的消声器结构会减小噪声，但背压升高，功率损 艺 失升高。所以必须设计时，两者都要兼顾，使其达到一个完美的结合点。 1 4 研究排气消声器的意义 在城市环境中，交通噪声是辐射最强、影响面最广的污染源。而机动车辆噪声中， 排气噪声是其主要的噪声源，它通常比其它噪声高1 0 1 5 d b ) 。用排气消声器控制机 动车辆的排气噪声是切实有效的降噪措施“1 。 安装消声器后，对原发动机产生了两方面的影响。其一，降低了排气噪声：其二， 增加了排气阻力，提高了排气背压，从而影响了发动机的动力性和经济性。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。匹配小功率发动机的消声器要求 有较低的功率损失“”。 我国的摩托车拥有量越来越大，人们对摩托车的要求不再仅仅是交通工具而己，更 要求车的节能环保，美观和舒适“”。另外，随着我国新的噪声法规的出台和日益加剧的 8 中北大学学位论文 能源危机，使得人们对噪声污染和节约能源的关注程度不断增加，所以继续消声器的研 究有如下意义：第一，随着人们对噪声污染的不断重视，针对汽车、摩托车的噪声排放 法规会不断严格，排气噪声作为机动车辆主要的噪声源，必须严格控制，这就要求消声 器的消声性能要进一步提高以减少环境污染。第二，不久将来的尾气排放法规要规定二 氧化碳的排放量，这就要求发动机的能量损失要尽量少，消声器的功率损失不过百分之 几，但是，只要发动机运转，这部分能量就要损耗掉，可想而知其长期积累的结果。因 此，消声器的功率损失要尽量降低到最小，但也要与消声量同时权衡，才有实际意义。 1 5 消声器研究现状 消声器理论的研究最早始于二十世纪的二十年代，美国的s t e w a r t 首先提出研究抗 性的声滤波器理论。1 9 5 4 年，d a v i s 便发表了平面波理论的经典论文，他成功运用了平 面波理论，分析了无气流情况下的消声器声学特性“”。在1 9 5 0 年到1 9 7 0 年期间，f u k u d a 提出用等效电路得到的传递矩阵法计算消声器的传声特性，在同一时期，s u l l i v a n 对存 在平均气流时的声传递矩阵进行了研究。进入六七十年代后，随着环保意识的加强和环 保法规的日益严格，消声器的理论研究出现了飞跃性的发展。以日本福田基一教授的专 著噪声控制与消声设计的出版作为汽车噪声控制研究的一个里程碑，总结和发展了 以前的消声器理论，奠定了消声器理论研究的经典基础“”1 。 由于排气消声器涉及气体流动、传热、振动、声学以及发动机性能和结构等多个学 科，具有一定的复杂性，早期的研究工作主要以试验为主，对排气消声器的设计，大多 是在一维平面波理论计算的指导下，根据样品及有关资料推荐的参数，加上设计者的经 验进行设计，试验后满足要求即可。这种设计方法试验周期长，人力物力消耗严重，不 能适应企业现代化、市场化及开发周期最小化的需要；设计时常常把消声器昀消声性能 和发动机的性能相互孤立地考虑，以至于很难找到两者的最佳结合点。另外，在计算复 杂消声器或分析频率较高时，由于高次谐波的出现，一维平面波理论分析的结果并不准 确。故对于复杂消声器的设计，一维平面波理论和经验设计就显得“力不从心”了。 相比之下，三维数值方法可以在计算机上更为准确地计算复杂消声器，找到最佳的 方案，为实验提供更准确的参考，从而节省了资源，加快了产品开发的进程。目前国内 外对消声器进行数值模拟的方法主要有：有限元法和边界元法“”。随着计算机软件技术 9 中北大学学位论文 的迅猛发展及其在工程中的广泛应用，发动机性能仿真技术也得到了快速发展并日渐成 熟。因此，现在在消声器的开发和应用中，使其与发动机性能相互影响的问题得到了综 合解决的前提下，更加顾及全局的效果，减小了问题孤立化带来的困扰，并且大大缩短 了产品的开发周期，减少了人力、物力、财力的浪费，提高了企业的竞争力。 数值计算软件经历了几十年的长足发展，日趋完善，专业的噪声计算软件，如 s y s n o i s e ，已经能够用多种方法，如有限元和边界元等方法，对同一问题进行分析，且 能考虑气体流动、壁面振动对消声性能的影响。另外，应用计算机对发动机及消声器进 行整体模拟，不仅能预测消声器特性，还能反应出不同结构消声器对发动机性能的影响。 因此，这种方法更能准确地对排气消声器性能进行分析“”。 1 6 本文研究内容 本文在初步掌握声学理论及其分析方法的基础上，主要对某一特定的摩托车消声器 的消声性能进行了分析，并提出了切实可行的改进方案。本文的主要内容如下： 1 首先讨论发动机排气噪声的基本理论和性质，以及有关的声学基本理论和消声器 的性能评价指标，并阐述了一维平面波理论和三维数值分析方法，及其各自的适用范围： 2 按照g b t4 7 5 9 1 9 9 5 内燃机排气消声器测量方法的要求，对某一特定的摩托 车进行测量，分析其频谱，得到该消声器的实际传递损失曲线和频谱分析图，进而分析 其消声性能及不完善所在，以便进一步改进。 3 用a n s y s 软件对此摩托车的消声器进行建模，导入到s y s n o i s e 软件中进行求解 计算，分析其消声性能，得出其传递损失曲线，即消声量，与第二步得出的结果进行对 比，验证软件的可用性，并为改进工作做准备； 4 用同样的方法对消声器的各种基本消声结构进行建模、消声性能分析，得出各结 构参数对消声性能的影响，为改进摩托车消声器打下基础。 5 根据第三步、第四步所得结果对该消声器进行改进，并分析其消声性能，得出结 论。 1 0 中北大学学位论文 2 ，1 声学理论的基本概念 2 ，1 1 声压 2 声学基本理论 声压是声波在气体传播介质中引起的扰动。声压随时间变化，传到人耳时，由于耳 膜的惯性作用，辨别不出声压的起伏，邸不是声压的最大值起作用，而是个有效声压 起作用a 有效声压是一段时间内瞬时声压的均方根值，p j 亭置2 出，式中，只是瞬 时声压，t 是其周期。频率为1 0 0 0 h z 时，人耳能听到的声压范围是2 x 1 0 4 帕到2 0 帕。 在非自由声场中，存在着反射声波，声场中任一点的声压由入射声波的声压和反射 声波的声压叠加而成，因此，在声压的实际测量当中，应尽量接近被测件测量，以减少 反射声压的影响。 2 1 2 声阻抗率 声学中把传播介质中任意点处的声压日与该点处的质点速度v 的比值称为该点处的 声阻抗率，压一p j v ，单位是p a 。s m 。对于在自由声场中传播韵正弦平面波有 号- p c a w c o s ( r o t h ) ( 2 1 ) y ；爿c o s ( 脚( f 一兰) ) ( 2 2 ) c 式中，p 是介质密度，单位为酶m 3 ；是角频率，单位为i l s ；a 是质点位移的幅值， 单位为m ；k 是波数，k = c = 2 ，r a ，a 是波长，单位为i l l 。 由上述两个式子可知，压2 号t p c ，此式子说明在平面波的声场中，各点的声阻抗 率是同一个值p c ，它反映了介质的声学特性，它随温度和大气压的变化而变化，是介 质对振动面运动的反作用的定量描述，称为介质的特性阻抗。一般情况下，墨、k 相位 n 中北大学学位论文 不同，声阻抗率而是两者的复数比值，即：z s 一咫+ 吼，式中，凡是声阻率，是声阻 抗率的实部，墨是声抗率，是声阻抗率的虚部声压与该点处的体积速度的比值称为 声阻抗，声阻抗的倒数称为声导纳嘧0 1 。 2 1 3 声强 声强是单位时间内通过垂直于声波传播方向的单位面积的声能，i w l s 其中， 为声功率，s 为面积，声强的单位是w m 2 。平面波的声强为一定值，球面波的声强是 w ，锄r z ，r 为球面半径。声强的大小与离开声源的距离有关，单位时间内，声源辐射的 声能是一定的，离声源越远，声波辐射声能的面积越大，因此通过单位面积的能量越小， 声强越小。 由上面声强的定义可知，声强是一个既有大小又有方向的矢量。由于声强有方向性， 可以指明声源的位置，因次可以利用声强识别声源。由数学的基本积分理论可知，矢量 通过闭合曲面的积分为零，因此可以利用声强计算声源向外辐射的能量。取一个包含声 源的封闭曲面，测量曲面上的声强并求和，由于任何曲面外声源在该曲面上形成的声强 之和为零，求和结果只剩下曲面内声源向外辐射的能量，也就是声源的声功率。 2 ，1 4 声功率 声源在单位时间内辐射出的总声能量称为声功率，。f s l d s ，单位为瓦。声功率 是表征声源特性的重要物理量，它与声波传播的距离和环境无关。声功率不能直接侧量， 在自由声场内，由于没有反射声波的影响，测量闭合曲面上的声压和声强，都可以求和 而得到声功率。而在一般的测量环境下，只能由声强测量法计算声功率。 2 2 声波方程 声振动作为一种宏观物理现象，应满足物理学基本定律，即牛顿第二定律、质量守 恒定律以及描述压强、温度、和密度关系的气体状态方程。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。为建立声波传递的波动方程， 中北大学学位论文 并且使问题简化，现作如下简化和假设乜0 1 ： 1 介质为理想流体，无粘滞性，声波在其中传播时没有能量损失。 2 传播过程是绝热过程，与外界不存在热交换。 3 声压p 远小于媒质中静态压强p o ；质点速度v 远小于声速c ，媒质密度增量远小于静 态密度p ，质点位移远小于声波波长a 。 声波波动方程的推导与理想气体中压力波的波动方程的推导样，唯一不同的就是 声波所引起的压力波动非常小。 2 ，2 1 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 其中，算符 寻( p 吲叫j 口+ 办) 詈 ( 2 3 ) 亏一去；+ 专j + 旦o z 云，哈密顿算子 v 一i + k ，+ 屹膏， 质点速度矢量 根据假设，略去二阶微量，得 寻p 一一办i o v 即为运动方程。 2 2 2 连续方程 ( 2 4 ) ( 2 5 ) ( 2 6 ) 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 内质量的变化率。方程为 掣。一寻( ( p + 风) i ) ( 2 7 ) d t 同样，方程中略去了二阶微量，得 中北大学学位论文 亟丝；一d 寻i m 。 式中各符号含义同上。 2 2 3 气体状态方程 ( 2 8 ) 声波在理想介质中传播时，因波动过程很快，压缩和膨胀所需时问比热传导所需时 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。即： 器一常数 ( 2 9 ) 对时间微分，并略去二阶微量，得 竺，c 2a _ e p ( 2 1 0 ) a ta t 其中，c t 乐r ，k 为比热比，空气中为1 4 ，r 为通用气体常数。 2 2 4 波动方程 根据理想介质的上述三个基本方程，可导出声波的波动方程 窭= c 2 v 2 p( 2 i i ) o t v 2 一蔷+ 熹+ 0 2 ，拉普拉斯算子 ( 2 1 2 ) 2 3 一维平面波理论 上述方程要在三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。对于一维情况，其潜在的假设是声波为平面波，当实际结 构中，其它两个方向的波动较为明显时，该方法就失效了1 。 1 4 中北大学学位论文 2 3 1 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： 窭c 2 窖 ：2 1 3 ) 矿孑 _ + 对于角频率为。的简谐波，其一般解为 pa s i n o j ( t 三) + 词 ( 2 1 4 ) 式中，+ 号表示反向声波，一号代表正向声波。h 为声压幅值，妒为初始相位角。 2 3 2 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 p 。删。丝u( 2 1 5 ) 5 式中p 为声压，s 表示声波通过面积，u = y s 称为声体积速度，v 为质点速度。受声 压作用而产生声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。构成声线路的基本元件如下： ( 1 ) 声阻p c s ，类似电路中的电阻，p c 为特征阻抗率； ( 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 r 为l 的管子内介质密度为p 时，其声质量是m 2 p ；，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，c - v p c 2 。 声压类似于电压，而声体积速度类似于电流。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：p , p , 一u ：u 。= s 1 s ： 声电类比的方法虽然由平面波推导而得，但该方法并不局限于平面波。对于二维和 中北大学学位论文 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。 2 3 3 声学四端网络 四端网络法又称传递矩阵法，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 为四端网络阱1 。与此相仿，在消声器声线路中，在入口管处施加声压只后则产生声体积 速度u 1 ，出口处有声压忍和声体积速度【，：。这样的声线路叫做声学四端网络。根据四 端网络计算原理，有如下关系式： j 舻苎枷警 ( 2 1 6 ) l u ；c 最+ d u 2 用矩阵表示为：( 星) 4 ( 会言) ( 爰) 其中，a 、b 、c 、d 称为四端网络参数， 含义： 么；f 星1 i 芝i ) z - 0 曰；f 旦1 i u ：j r - 0 c ：f 堡1 i 昱) u 2 - o d ；f 堕1 i 【厂2 厶。 ( 2 1 7 ) 它们仅与网络内部结构、元件有关，具有如下 ，为出口断开传递系数 ，为出口短路传递阻抗 ( 2 1 8 ) ( 2 1 9 ) ，为出口断开传递导纳( 2 2 0 ) ，为出口短路传递系数( 2 2 1 ) 断路是指出口端封闭，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络关系， 也就可以求出出口的声压和体积速度。 在数值解法以前，四端网络法是应用平面波理论求解消声结构的消声性能的重要方 1 6 中北大学学位论文 法。在多维情况下，该方法仍可用于消声结构和消声系统问的理论分析汹1 。 2 3 4 消声器的四端子参数 四端网络法即传递矩阵法，是把整个排气系统管道从入口到出口间的全部作为研究 对象，将整个系统按适当顺序拆分成数个相互联系的声学子结构，各子结构的声传播特 性由传递矩阵描述，只要确定出各子结构的声传递矩阵，借助矩阵运算就可求出整个排 气系统管道的总传递矩阵o ”。 通常，发动机排气系统包括从声源到尾管出口的全部结构。图2 1 表示了包含排 气消声器在内的发动机排气系统模型。 r 一一一一一一一一一一1 i 发a b _ j 动 彳峥前排气节 机 ic d i 图2 1 发动机排气系统模型 如果消声器的性能用四端网络传递矩阵r 2 ( a cd b ) 表示；则在尚未深入研究发动机 声源特性的前提下，常将其当作恒压声源或恒速声源。在这种情况下，图2 - 1 的排气系 统模型可模拟成如图2 2 所示的四端网络等效模型啪。 户j i ab 见i cd 厂 - ( a ) 压力源模型 1 7 中北大学学位论文 砷夕l 么艿 p 2 i l cd ( b ) 速度源模型 图2 2 发动机排气系统等效模型 图中，z ，为排气管口的辐射声阻抗率，互为发动机排气噪声的源阻抗率，b 为压 力源，k 为速度源。在等效电路中，声压p 模拟成电压，声体积速度( ，模拟成电流。a 、 b 、c 、d 为整个管道系统的四端子参数，具体公式即为上节中所阐述的。这种求解四端 子参数的方法在后面消声器的数学模型的建立和a n s y s 有限元网格划分时构成了描述消 声器问题特有的边界条件。 2 4 三维数值方法 数值解法是在求解域上离散控制方程，施加正确的边界条件后，在每一个单元或节 点上求解控制变量。依据求解域的不同，可分为有限元和边界元两种方法。数值计算技 术发展到今日，不管是有限元还是边界元已经非常成熟，对于一般的问题，只要边值问 题处理好，都可以获得比较满意的结果。现在比较好的噪声计算软件，如s y s n o i s e 已经能够做到这一点，而且，