（载运工具运用工程专业论文）汽车排气消声器消声性能及其数值分析研究.pdf

摘要 汽车发动机排气噪声是汽车噪声的主要噪声源之一，控制排气噪声最有效的 途径是在排气系统上使用排气消声器。设计高消声性能、低阻力损失的排气消声 器己成为目前排气噪声控制的重要课题。 复杂消声器是由若干基本消声单元组合而成。运用一维流体力学软件 g t p o w e r 对抗性消声器的基本消声单元及其结构参数进行了数值仿真计算与分 析。在讨论了基本扩张式消声单元、插入管消声单元、偏置消声单元、直通穿孔 管消声单元、阻性消声单元等基本消声单元对消声性能影响的基础上，着重分析 了绵构参数对消声性能的影响，如扩张比、扩张腔长度、扩张腔数目、插入管长 度、穿孔板、穿孔管等对消声性能的影响，并得出了相应的影响规律。 在所得规律及相关消声器改进设计理论、原则的基础上，计算了五十铃4 j b l 型柴油机排气消声器的传递损失，根据消声器的消声性能，分别采取了两种方案 对消声器进行了优化设计与结构改进。通过软件仿真结果表明，经方案一改进设 计后的消声器消声性能有较大改善。 本文对排气消声器进行数值仿真分析，为消声器的设计提供了参考，并且为 消声器的改进提供了切实可行的方法，对提高消声器的设计与分析水平具有一定 的意义。 关键词：声学；排气消声器；g t - p o w e r ；消声单元；结构参数；传递损失 a bs t r a c t t h ee x h a u s tn o i s eo fa u t o m o t i v ee n g i n ei so n eo fm a i nn o i s es o u r c e so fa u t o m o b i l e n o i s e t h em o s te f f e c t i v em e a s _ u r et oc o n t r o le x h a u s tn o i s ei su s i n gm u f f l e ri ne x h a u s t s y s t e m d e s i g n i n gam u f f l e rw i t hh i g ha n e c h o i cp e r f o r m a n c ea n dl o wr e s i s t a n c el o s s h a sb e c o m ea ni m p o r t a n ts u b j e c to ne x h a u s tn o i s ec o n t r 0 1 c o m p l i c a t e dm u f f l e rw a sc o m p o s e db yan u m b e ro fn o i s eb a s i cs t r u c t u r e u s i n g o n e d i m e n s i o n a lf l u i dd y n a m i c ss o f t w a r eg t - p o w e rt on u m 鲥c a ls i m u l a t e da n d a n a l y s e dr e a c t i v em u f f l e rb a s i cs t r u c t u r ea n di t sp a r a m e t e r s a f t e rd i s c u s s e dt h ee f f e c t o fm u f f l e ra n e c h o i cp e r f o r m a n c es u c ha sr e s i s t i v em u f f l e ru n i t ，t h ee x i s t e n c eo fi n s e r t e d t u b em u f f l e ru n i t 。i n s e r tat u b eb i a so fm u 脚e l u n i t ，t h ee x i s t e n c eo fs t r a i g h t - t h r o u g h p e r f o r a t e dp i p em u f f l e ru n i t a n ds oo n t h e nf o c u s e da n a l y s i so nt h es t r u c t u r a l p a r a m e t e r so nt h em u 御e l p e r f o r m a n c eo fn o i s e , s u c h 嬲t h ee x p a n s i o np r o p o r t i o n ， e x p a n s i o nc h a m b e rl e n g t h , n u m b e r so fe x p a n s i o nc h a m b e r , p e r f o r a t e db a f f l e ，i n s e r t e d p i p e ，p i p eo f f s e t ，p e r f o r a t e dp i p ea n do t h e rp r o p e r t i e s ，w h i c ha f f e c t e dt ot h ea n e c h o i c p e r f o r m a n c eo f t h er e a c t i v em u f f l e rw a sn m l e dd o w n b a s e do nt h em u f f l e rd e s i g na n di m p r o v et h e o r ya n dp f i n o p l e s ，c a l c u l a t e d4 j b1 d i e s e le n g i n ee x h a u s tm u f f l e rt r a n s m i s s i o nl o s s ，a c c o r d i n gt ot h ew e a kp o i n to fm u f f l e r p e r f o r m a n c e , t w op l a n sw e r et a k e nt od e s i g na n di m p r o v e m u f f l e rs t r u c t u r e t h r o u g h s o f t w a r es i m u l a t i o nr e s u l t ss h o wt h a tp l a nah a sm a d et h em u f f l e rp e r f o r m a n c eg r e a t l y i m p r o v e d t h en u m e r i c a ls i m u l a t i o no fe x h a u s tm u f f l e ri nt h i st h e s i sc a np r o v i d er e f e r e n c e a n dn e wm e t h o df o rm u f f l e rd e s i g n i ti so fi m p o r t a n ti n s t r u c t i o n a ls i g n i f i c a n c ef o r i m p r o v i n gt h ed e s i g na n da n a l y s i so f m u f f l e r k e yw o r d s ：a c o u s t i c s ；e x h a u s tm u f f l e r ；g t - p o w e r ；a n e c h o i cu n i t ；s t r u c t u r a l p a r a m e t e r s ；t r a n s m i s s i o nl o s s 重庆交通大学学位论文原创性声明 本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在导师的指导下，独立进行研究工作所 取得的成果。除文中已经注明引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发 表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确 方式标明。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 学名：銮于 1 日期：加蕃年二1 月夕日 重庆交通大学学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向 国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权重 庆交通大学可以将本学位论文的全部内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩 印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。同时授权中国科学技术信息研究所将本人 学位论文收录到中国学位论文全文数据库，并进行信息服务( 包括但不限于汇编、 复制、发行、信息网络传播等) ，同时本人保留在其他媒体发表论文的权利。 学位论文作者签名：杏亨 日期：2 叼年华月7 日 指导教师签名：w 虱乙 日期：o 帅譬年c z 月罗日 0 0 本人同意将本学位论文提交至中国学术期刊( 光盘版) 电子杂志社c n k i 系列数据库 中全文发布，并按中国优秀博硕士学位论文全文数据库出版章程规定享受相关权益。 指导教师签名：确删 只期：加眸乒月夕日 第一章引言 第一章引言 噪声污染已经成为一个世界性的问题。它与空气污染、水污染及固体废物污 染一起被列为当今社会的四大公害。环境中噪声来源主要包括火车、汽车、飞机 等交通工具产生的交通噪声、各种工矿企业产生的工业噪声、建筑工地产生的施 工噪声以及人为活动所产生的各种社会噪声等。 随着城市建设和现代交通的迅速发展，各种交通工具的数量日益增多，由此 带来的环境污染已成为干扰和破坏国民生活的一大公害。特别是在人口密集的城 市，汽车噪声污染弥漫于城市中的每个角落，无时不在破坏着城市的安宁，危害 着居民的身心健康。2 0 0 0 年，通过对我国2 1 4 个大中型城市的道路交通噪声进行 监测发现，8 9 的城市污染较重，2 2 4 的城市属中度污染，5 3 3 的城市属轻度 污染，只有1 5 4 的城市声环境质量较好。 机动车辆包括的总功率比其它各种动力( 飞机、船舶、电站等) 的总和大2 0 倍以上，机动车辐射的噪声约占整个环境噪声的7 5 ，是目前环境中主要的噪声源。 因此，降低机动车辆本身的噪声是减少城市环境噪声最主要最根本的途径，无论 是车内还是车外，汽车噪声的控制是完全必要的。 1 1 汽车噪声的危害及相关标准 1 1 1 汽车噪声的危害 在世界各国由于车辆导致的交通噪声对人们的只常行为带来了显著的危害。 欧洲1 9 9 6 年1 1 月“绿皮书”指出，欧共体大约有2 0 的人受到噪声污染的损害， 6 7 5 的人在白天受到来自噪声的严重干扰。在美国，仅纽约市每月对噪声污染的 投诉就达3 0 0 多件。日本全国公害起诉案件中，每年有3 5 左右是起诉噪声污染的。 北京2 0 0 0 年关于噪声的投诉案件就有1 0 0 多起，天津市2 0 0 0 年所有与环境有关 的公民投诉中，6 0 是关于噪声的。【i 】 随着汽车工业和城市交通的发展，城市汽车拥有量同益增加。各种调查和测 量结果表明，城市交通噪声是目前城市环境中最主要的噪声源。在有的大街上噪 声有时高达9 0 d b ( a ) 以上，强烈的噪声足以干扰人们的谈话等正常生活；车内噪 2 第一章引言 声也很容易使驾驶员和乘客产生紧张、头晕、心情烦躁、疲劳、注意力不集中等 心理反应，降低了汽车的乘坐舒适性，并且给汽车的行驶带来安全隐患。 汽车是一个包括各种不同性质噪声的综合噪声源。由于噪声源中没有一个是 完全密封的( 有的仅是部分的被密封起来) ，因此整车所辐射的噪声决定于各声 源的声级、强度、特性和它们的相互作用以及周围环境传递的情况。汽车噪声源 大致上可以分为发动机噪声和底盘噪声，前者与发动机转速有关，而后者主要与 汽车速度有关。发动机噪声是汽车的主要噪声源，它是由多种声源发出的噪声组 合而成的，包括空气动力性噪声、机械噪声和燃烧噪声等。汽车底盘噪声包括传 动噪声( 变速箱、传动轴) 、轮胎噪声、制动噪声、车体产生的空气动力噪声等。 噪声对人体的危害主要体现在对人的听觉、生理健康、心理健康三个方面。 听觉系统的伤害 1 ) 听觉疲劳。长时间在较强噪声的环境中作业或停留，听力将明显下降。 2 ) 噪声性耳聋。如果长期在强噪声环境中工作而又不采取保护措施，听觉疲 劳继续发展，会导致听觉系统发生器质性病变，造成永久性听力损害。 3 ) 暴震性耳聋。如果突然暴露在高达1 4 0 d b ( a ) 以上的强噪声环境中，人 的听觉系统可发生急性外伤，引起耳鼓膜破裂出血以至双耳完全失听。 生理健康的危害 1 ) 对神经系统的危害。噪声可引起神经衰弱综合症。 2 ) 对心血管系统的影响。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。 3 ) 噪声对消化系统也有影响，可引起胃功能紊乱、食欲不振、消瘦等。 心理健康的危害 噪声使人烦躁不安，产生疲劳感，影响精力集中和工作效率，又由于噪声的 掩蔽效应，往往使人不易察觉危险信号，从而造成事故。 噪声对人机体的不良影响是潜移默化的，不会一下子就被发现。在1 0 0 种噪 声中有3 0 种可导致人的衰老，生活在喧闹城市中人的寿命要减少8 至1 0 年之多。 噪声还不仅仅是生活上的大敌，它还是发展经济的大敌。因为噪声使工作中的错 误增多，生产质量下降。在生态保护区，噪声使许多动物的生存环境受到了严重 的威胁，严重地影响其生长、繁衍。所以保护环境、研究噪声一直是人类的责任。 1 1 2 汽车噪声的相关标准 汽车所引起的噪声如果不加以很好的控制，往往会远高于8 0 d b 。降低机动车 辆本身的噪声，不仅能够减少对环境的污染，还能降低噪声对人体的伤害。此外， 第一章引言 3 随着汽车市场竞争的日益激烈，低噪声已经成为乘坐舒适性中的重要部分，因而 在对汽车品质的评价中，除了动力性、经济性和排放之外，噪声已经列为另一个 重要的性能指标。汽车和机动车辆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6 0 年代起就对机动车辆噪声给予足够的重视，制定了许 多法规和标准来控制，如联合国欧洲经济委员会( e c e ) 、欧盟( e u ) 、日本、美 国等主要国家和地区自7 0 年代起每3 _ 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1 9 6 0 年就制订了防止噪声法，而美 国纽约、芝加哥、洛杉矶等城市也相继制订了噪声防治条例，欧共体从1 9 7 0 年对 通过噪声限制的8 2 d b ( a ) 到1 9 9 5 年的7 4 d b ( a ) ，噪声降低了8 d b ( a ) 口儿副。 我国从1 9 7 9 年颁布了机动车辆噪声限值和试验方法的国家标准g b l 4 9 5 - 7 9 和 g b l 4 9 6 - 7 9 h 1 。随着时间的推移，标准中的噪声限制越来越严格，在我国加入w t o 以后，为了适应国内外竞争激烈的市场需求，增强市场竞争力，我国于2 0 0 2 年1 0 月1 日提出了更严格的汽车加速行驶车外噪声限值g b l 4 9 5 - 2 0 0 2 ，如表1 1 所示。 表1 1 加速行驶噪声限值g b l 4 9 5 - 2 0 0 2 噪声限值 汽车分类 第一阶段第二阶段 2 0 0 2 1 0 1 2 0 0 4 1 2 3 0 2 0 0 5 1 1 以后 m 17 77 4 m 2 ( g v m 3 5 t ) ，或 n l ( g 3 5 t ) g 2 t7 87 6 2 t g v b l 3 5 t 7 97 7 m 2 ( 3 5 t 3 5 t ) p 1 5 0 k w8 28 0 p 1 5 0 k w8 58 3 n 2 ( 3 5 t 1 2 t ) p 7 5 k w8 38 l 7 5 k w p 1 5 0 k w 8 68 3 p 1 5 0 k w 8 88 4 4第一章引言 1 。2 消声器研究的国、内外现状 1 2 1 国外现状 消声器理论涉及气体流动、传热、振动、声学以及发动桃性能和结构等多个 学科，具有一定复杂性瞄1 。消声器理论最早可以追溯到1 9 2 2 年，美国的s t e w a r t 第一个应用声学滤波器的理论来研究抗性消声器，主要采用集中参数单元近似消 声单元，它仅在声波波长远大予淡声器尺寸时才成立。这一声学滤波器理论艨来 被进一步发展并得到废瓣。 五十年代中期，d a v i s 两3 等人采用一维波动方程，利用截面突变处声压和体积 振动速度的连续性，计算了单级和多级膨胀腔和旁支共振腔。 五十年代焉矮，i g a r a s h i 静3 等人利用等效电路方法计算了消声器的传递矩阵。 在d a v i s 和i g a r a s h i 的基础上，经过大量声学工作者的努力，在用声传播法计算 消声器的传递损失和用传递矩阵法计算消声器的插入损失和传递损失方面，有了 较成熟的计算公式蹲3 。 早期学者一般都忽略温度和气流的影响，a l f r e d s o n 等人通过将膨胀腔消声器 的消声量测量值与理论预测值加以比较，发现考虑流动时理论值与实测值致， 忽略流动时两者差别较大。s r e e n a t h 和m u n j a l 的研究认为忽略温度梯度的变化也 会导致预测与实测的差异嘲。可见对消声器消声性能的研究必须要考虑到流速和温 度梯度的影响。 七十年代中期以前，消声器理论研究只限于基本消声元件。质来p a n i c k e 围1 分 析了具有内捶管膨胀腔鲍声学特性，s u l l i v a n 娃螂等人分析了穿孔管消声器元件的 四极子参数及声学特性，在他们的研究中考虑了流速的影响。 最早研究在对称的面积突变处激励而引起的二维模式声传播的是m il e s ，他使 用已知的边界条件和无穷级数构成声压和质点振速的难交函数表达式。七十年代 末，e i - s h a r k a w y 和n e y f e h 补充了这个对称膨胀腔的二维分析理论，研究了有简 单膨胀腔的圆形管道中的声传播，并在不同膨胀比及腔长比下讨论了膨胀腔的作 用，把解柝结果和实验结果进行了比较，认为二者相符得很好。 夕十年代初，p r a s a d 和c r o c k e r 雅圮n 硪婚攘导了具有平均气流及线性温度梯度 的直管段的四极子参数。他们对多缸内燃机排气消声系统的声学性能预测结果和 实测结果一致性很好。 p e a t h 郇等从流体力学的基本方程出发，导出了直管段的嬲极子参数表达式； 他们对壹管段的四极予参数和简单膨胀腔的插入损失进行了计算，取线性温度梯 第一章引言 5 度与取平均温度时相应的计算结果比较表明，四极子参数的差别是明显的，而插 入损失的差别很小。p e a t 由此得出结论：当需要考虑排气系统的温度变化时，可 以使用一系列定常温度单元，与使用相似的一系列线性温度梯度单元相比没有明 显的精度损失。 e r i k s s o n 通过实验研究了管道及膨胀腔中的高次模式波的效应及进出口位置 对消声器中高次模式波的影响。指出高次模式波是影响消声器声学特性的重要因 素，在消声器设计中应给予充分考虑。i h 和l e e 对具有平均流的圆形膨胀腔中的 高次模式波效应进行了研究，得到了傅立叶级数形式的声压表达式n 引，使用推导 的四极参数进行传递损失的定量分析并分别讨论了进出口的相对位置、腔长、平 均流的对流效应等对声学特性的影响。 有些学者如a s e l a m e t 等人还尝试用时域的方法来计算消声器的消声性能 n 叼刀。国外对消声器的研究侧重于声场和流场以及消声机理的研究，并且重点讨 论了消声器内部声场和流场的分布对消声器性能的影响，已经建立了相关的二维 和三维有限元、边界元计算模型进行计算。 1 2 2 国内现状 相对于国外消声器的研制水平，我国消声器的研究相对落后，特别是在消声 器内部流场和消声器的动态特性上的研究。这是由于我国消声器研究起步比较晚， 对消声器的设计，特别是空气动力性能，缺乏严密的科学方法和设计理论n8 j 。国 内汽车企业大多是以一维平面波理论为指导和流体力学中简单阻力系数计算方 法，根据相关样品和设计者的经验试制出几种消声器的成品，然后以试验的结果 对这些消声器做出评价。这种方法虽然简单直接，但是在工程实践中往往难以满 足要求，常常会出现较大偏差。所以二维和三维的分析方法受到越来越多的重视。 八十年代后期开始，国内很多专家学者对消声器进行了深入研究。赵松龄、 盛胜我钔啪1 着重研究管道结构中含同轴穿孔管时的声传播特性，并对穿孔管与主 管道垂直交叉时的声传播特性作了进一步分析，导出了相应结构声传递矩阵的精 确计算公式。 蔡超、宫镇乜以消声器传递矩阵分析方法为基础，给出了1 2 种拖拉机抗性消 声器声学子结构的声传递矩阵，以传递损失为评价指标，实验验证了两个消声器 的声学性能。 考虑到气流速度、温度对消声器性能有着重要的影响，黄其柏等人提出了计 及气流和温度变化的传递矩阵计算公式，使得传递损失的理论计算结果与试验结 果更为接近，但其中速度、温度的确定只是凭经验设定陋2 3 1 。对于实际消声器， 6第一章引言 特别是复杂结构的消声器，其内部流动是二维、非定常的，蓝军，史绍熙对发动 机排气消声器传声特性利用有限元方法进行求解计算心刳。 董一身、张旭、黎苏采用二维坐标将声压作为未知参数，分析汽车内燃机排 气消声器内二维声场描述了排气消声器二维有限元模型的建立及其在1 3 0 系列车 用4 9 2 q 汽油机消声器中的应用，计算的插入损失与实测结果具有很好的一致性， 表明了二维有限元模型是分析排气消声器的有效方法并且具有较高的精度堙副。 陆森林，刘红光首先用二维有限元法计算出消声器的四端子参数，然后利用 所求得的四端子参数预估消声器的性能，克服了由于高次波影响，一维理论计算 公式在高频区计算不准确的缺陷，也克服了二维有限元法不适用于非对称结构消 声器的缺陷，取得了计算结果、理论分析与试验值吻合的良好效果。在此基础上， 对扩张式消声器最高有效上限频率及扩张室长度对消声器性能的影响进行了讨 论，其结论对消声器设计有一定的参考价值啪1 。 王耀前，陆森林从实际情况出发，对一抗性消声器作了一些合理的假设，建 立了该消声器的数学模型，利用a n s y s 软件建立了消声器的有限元模型，在此模 型基础上，于消声器的入口端施加声压载荷，求得该消声器出口端的声压，进而 求得该消声器的传递损失比7 1 。 马强，季振林，张志华使用边界元法计算消声器元件的四极参数，并结合传 递矩阵法获得整个排气系统的四极参数，以及使用特征线法计算内燃机的不稳定 流动过程，并依靠双负载法确定发动机的声源阻抗和强度，实现内燃机排气噪声 预报及消声器声学性能分析啪3 。 国、内外进行被动消声研究的同时，也进行了噪声的主动控制研究。噪声主 动控制亦称有源消声。近年来，我国学者对噪声的主动控制也相当重视，南京大 学、清华大学、吉林工大、华中理工大学、西安交通大学等都在开展这方面的工 作。有源消声技术发展很快，尤其在对管道噪声控制方面，已进入实用阶段。但 是要将有源消声技术作为一种较为通用的噪声控制手段，还有许多困难。如消声 系统中电子装置复杂，电路信号幅度相位失真，而限制噪声量提高，降噪区非控 制参数引入了不恒定因素和影响语音信号的传播等困难。要解决这些困难，要求 有源消声采用自适应技术，在高速低廉的数字信号处理芯片不断涌现的情况下， 自适应有源消声的前景非常诱人。 随着计算机技术和各种数值计算方法的不断发展以及计算机容量和计算能力 的不断提高，为计算机模拟消声器性能提供了工具，各种各样的专业软件不断推 向市场，使得消声器的数值模拟成为可能。在声学方面，以美国a n s y s 公司的a n s y s 软件和比利时l m s 公司的s y s n o i s e 软件为代表。a n s y s 是专业的有限元软件，是 国内是应用最广泛的有限元软件之一。在计算流体动力学( c f d ，c o m p u t a t i o n a l 第一章引言7 f l u i dd y n a m i c s ) 方面，c f d 也越来越多地在分析消声器内部的流场和温度场中得 到应用，可以准确地得到消声器内部气流的流动情况以及压力温度分布，将消声 器的空气动力性能和声学性能互相结合得到消声器的最优参数。近十多年来，计 算流体动力学有了很大的发展，替代了经典流体力学中的一些近似计算法和图解 法。所有涉及流体流动、热交换、分子输运等现象的问题，几乎都可以通过计算 流体动力学的方法进行分析和模拟。为了完成c f d 计算，过去多是用户自己编写 计算程序，由于c f d 本身具有鲜明的系统性和规律性，自1 9 8 1 年以来，出现了如 f l u e n t ，p h o e n i c s ，c f x ，s t a r c d ，f i d i p ，g t p o w e r 等多个商用c f d 软件。 经过几十年发展累积的理论和方法，利用专业软件对消声器的声学性能和空 气动力性能进行模拟己成为消声器仿真的一个热点。许多国内外著名的公司及研 究部门己经作了大量的尝试。如何将消声器的主要性能指标如实地、直观地反映 出来并能为消声器的设计和改进做出指导成为许多研究学者们关心的问题。 1 3 研究排气消声器的意义 汽车总噪声随车辆种类、车速以及载重量不同而有所差别。一般情况下，在 没有进排气消声器时，排气噪声是发动机最大的噪声源，进气噪声次之，风扇噪 声与进排气噪声相比其噪声级很小。近年来，随着制造技术和加工手段的提高， 发动机的机械噪声及燃烧噪声已得到有效控制啪1 ，排气噪声成为发动机噪声的主 要成分，据统计，发动机噪声源中，排气噪声约占总噪声的3 0 ，排气噪声往往比 发动机其它噪声高1 0 - - 1 5 d b ( a ) ，用排气消声器控制汽车的排气噪声是切实有效 的降噪措施。 排气噪声主要是在排气开始，废气以脉冲形式从排气门问隙排出，并迅速从 排气口进入大气，所形成的能量很高、频率很复杂的噪声。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。发动机技术发 展到现在，降低排放有机内净化方法，降低振动噪声有机内降低方法，但是直接 以降低排气噪声为目的机内改进方法还从未提出过。因此，排气噪声的降低主要 依靠机外降低，即安装排气消声器。 同时，面对同益严格的排放标准以及人们对汽车噪声关注度的提高，汽车的 n v h ( n o i s e ，v i b r a t i o n ，h a r s h n e s s ) 已经成为衡量产品质量的重要指标，各生产 厂商开始日益注意n v h 问题口，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。所以研究汽车消声器并进行优化设计，对于减少汽车 噪声、降低噪声污染具有重要的社会意义和应用价值。 8第一章引言 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。 随着我国新的噪声法规的出台和日益加剧的能源危机，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，针对汽车的噪声排放法规会不断严 格，排气噪声作为汽车主要的噪声源，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c o ：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越少 越好以减少能量损失。 1 4 本文的主要内容 本文在掌握声学理论、消声器理论及其分析方法、评价指标的基础上，主要 对消声器基本消声单元及结构参数对消声性能的影响进行了分析，并针对五十铃 4 j b l 型柴油机排气消声器提出了切实可行的改进方案。本文的主要内容如下： 首先讨论了发动机排气噪声的产生机理以及有关的声学基本理论，并阐述 了消声器的性能评价指标以及消声器性能的分析方法，着重论述了数值分析方法。 介绍了( ? , t - p o w e r 软件，并应用g t - p o w e r 软件对抗性消声器的基本消声单 元进行了消声性能的分析，在讨论了扩张式消声单元、插入管消声单元、偏置消 声单元、直通穿孔管消声单元、阻性消声单元等基本消声单元对消声性能影响的 基础上，进一步针对消声器的结构参数做了定量、定性的分析，如扩张比、扩张 腔长度、扩张腔数目、插入管长度、穿孔板、穿孔管等对消声性能的影响，得出 了各个结构参数在不同尺寸下的传递损失，通过对各个图谱的分析阐述了各个结 构参数对传递损失的影响规律。 在所得规律及相关消声器改进设计理论、原则及设计的技术要点基础上， 首先计算了五十铃4 j b l 型柴油机排气消声器的传递损失，根据消声器的消声性能， 选取了两种优化设计方案对其进行了改进，通过软件仿真比较，得出了最优结构。 第二章排气噪声及消声器的基本理论 9 第二章排气噪声及消声器的基本理论 2 1 排气噪声的产生机理 发动机全负荷工作时，排气开始时气缸内燃气温度高达8 0 0 - - 一1 0 0 0 ，气缸压 力约为( 3 - - - 4 ) 1 0 5 p a 。由于这时气缸内的压力为排气管内压力的两倍以上，排 气为超临界流动，这时通过排气门的气体速度等于燃气中的声速，一般可达5 5 0 - - - 7 0 0 m s 。虽然占整个排气时间的百分比不大，但气体流速很高，排除废气量可达 6 0 以上。废气从排气门以高速( 速度可达到当地声速) 冲出，沿着排气歧管进入 消声器，最后从尾管排入大气，在这一过程中，产生了宽频带的排气噪声。侧 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， 以及其它的一些组成声源，如排气门杆产生的涡流噪声、可燃物质在排气系统中 再燃烧产生的噪声、由排气的脉动压力激发管壁产生的噪声、排气门落座声、气 流通过断面突变处的湍流噪声等。 空气噪声 发动机在运作的时候产生压力波，这个压力波在排气管道中传播而形成空气 噪声，在管道中的这股气流是稳定的。空气噪声取决于排气管道的直径，在一定 的气流量时，直径越大，空气噪声就越稳定。空气噪声的大小取决于排气系统的 结构。在排气系统中，纯粹的声学设计就是针对这类噪声的。 冲击噪声 排气管道中不稳定的气流会对管道产生冲击，从而形成冲击噪声。在管道截 面积突然变化的时候，也会产生冲击噪声。加大管道的过渡圆弧和渐进地改变结 构的变截面积是减小冲击噪声的途径。 辐射噪声 排气系统的管道和消声元件被机械振动激励或者受内部流体压力波动一起振 动，这些被激励的结构对外将声音辐射出去，形成了辐射噪声。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、不稳定气流。辐射噪声的 大小取决于板结构的几何尺寸、结构形状和刚度等。辐射噪声的频率与薄板结构 振动的频率相对应。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，因为管道的刚度比消声元件的刚度高。解决辐射噪声的途径：减少流 体声波的扰动；改变结构的特征，如采用双层板壳结构、加阻尼处理等。 气流摩擦噪声 1 0第二二牵 j 气噪声及消声器的基本理论 幽管道中气体流动速度非常高的时候，流体与管壁之问产生摩擦，一方面形 成紊流，扰动板结构并产生辐射噪声；另方面当气流传捌尾管对对外发出巨大 的噪声，这就是气流摩擦噪声。降低摩擦噪声的办法有：减少气体的流动速度， 增加镎道的截面积，管壁尽可能地光滑，避免管道中的突然转弯，在排气管口避 免障碍物体，使用吸声材料等。 摊气噪声盼基频应是内燃机的发火频率。在整个的撵气噪声频谱中应呈现出 基频及其高次谐波的延伸。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、排气系统管遂内壁面处的紊流噪声、摊气歧管处的气流吹气声 和气门杼背部的卡门涡流噪声等。 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 激发如噪声。由于各气缸撩气是在指定的相位上周期性进行的，因焉这是一种周 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： 式：竺 ( h z )( 2 1 ) 。 6 0 r 式中，卜内燃机气缸数； 旷内燃机转速，r r a i n ； 一行程系数，匿行程 = 2 ，二行程1 竺l 。 在排气噪声频谱上，通常在基频彳或其第二、三次谐波2 z 、3 z 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 1 2 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，因发生共振而产 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： 正= 等烈乩2 ，3 ；岛= q 甜 ( 2 2 ) 式中，f 气柱长度，m ； 第二章排气噪声及消声器的基本理论 c 广管道中有限波的传播速度，m s ； c t 一管道中的声速，m s ： u 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) ，t l 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： 六：( 2 n _ - - 1 ) 一c o 以：l ，2 ，3 ( 2 3 ) t 4 1 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 石= 石时，气柱共振噪声将显著增强，这时可调整排气管长度，使石与石不一致。 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1 0 0 0 h z 以下这类噪声就微不足道了。 2 1 3 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，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： 厂= 云品磊 ( 2 4 ) 式中，c 一管道内声速，m s ； v 。t _ 气缸工作容积，l ： s 一排气管截面积，m 2 ； 卜一排气管长度，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 1 2 第二章排气噪声及消卢器的基本理论 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 1 4 其它噪声 喷注噪声、涡流噪声和冲击噪声 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。 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，这时气体在管道中的流动雷诺数也。2 3 2 0 ，废气的流动是紊流流动。另外， 由于排气道内的温度很高，而气道壁面的温度只有1 0 0 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 0 6 m m 。 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。 排气歧管处的气流吹气声 当多缸机工作时，可以近似地认为，任何时刻都只有一个气缸中的废气大量 排出，其余各缸是关闭的。假定某一缸废气大量排出，当气流流向总管时，也会 吹向其他各气道的开口端，并且气流流速也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。这种涡流将使歧 管内气体产生压力波动，从而激发出噪声，这种噪声称为“唇”音或“边棱音”。 如果这种压力波动的频率恰好在使管口附近的声阻抗为最小的频率上，则管内将 发生共振，激发出噪声。 由于发动机排气噪声是上述几种频率成分组成的，所以排气噪声频谱一般呈 明显的低频特性，但中、高频噪声也达到一定的程度。中频噪声一般是由气柱共 振和排气基频的高次谐波延伸所致，而高频噪声主要是排气时产生的喷注噪声、 涡流声，以及排气系统管壁振动等所附加的噪声。结构不同的内燃机，随着气缸 数、燃烧室形状、燃料种类、内燃机转速等不同，其排气噪声有不同形状的频谱。 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。 第二章排气噪声及消卢器的基本理论1 3 2 2 排气噪声的理论基础 2 2 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p o 、静态密度p 。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p o ；质点速度v 远小于声速c 。，质点位移远小于声波波长入；媒 质密度增量远小于静态密度p 。 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： _ a 矿 v ( p + p _ ) = 一p + 店) ： ( 2 5 ) 式中，寻：昙了+ 导了+ 昙z ，哈密顿算子； o x o y o z y = 匕f + 1 ，_ ，+ 屹k ，质点速度矢量。 根据假设，略去二阶微量，得 ： 鼻- 、p = - p a 百1 2 v ( 2 6 ) 4 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 于微团内质量的变化率。方程为： 掣：一弧p + n ) 苫) ( 2 7 ) 同样，略去二阶微量，得 1 4 第二章排气噪声及消卢器的基本理论 蚴：一p v 。苫 ( 2 8 ) 优 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。 面p + 万p a = 常数 ( 2 9 ) 对时间微分，并略去二阶微量，得 粤：c 2 挲 ( 2 1 0 ) 魂8t 式中，c = 肷丁，k 为比热比，空气为1 4 ，r 为通用气体常数。 波动方程 一 根据理想介质的上述三个基本方程( 2 6 ) 、 波的波动方程： 第一c 2 护p 式中，v 2 = 导+ 萨a 2 + 等，拉普拉斯算子。 2 2 2 一维平面波理论 ( 2 8 ) 、( 2 1 0 ) ，可导出声 ( 2 1 1 ) 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： 睾= ：c 2 害 ( 2 1 2 ) 对于角频率为的简谐波，其一般解为p = a s i n r o ( t + _ x ) + q ， 。 式中，卜反向声波；一正向声波； 卜声压幅值；p 一初始相位角。 第二章排气噪声及消声器的基本理论 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 = 掣= 譬u ，式 中s 表示声波通过面积，u - - v s 称为体积速度。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：丝 j 2 ) 声质量，在声线路中，声质量表征形成整体振动的