（车辆工程专业论文）js6101g1c56h型城市客车消声器设计.pdf

摘要 鉴于目前国产后置发动机大客车车外噪声普遍超标的现状，为了达 标，作为主要噪声源之一的排气噪声，必须予以治理。本文以j s 6 1 0 1 g l c 5 6 h 型城市客车为样机，对其排气噪声进行研究分析，在对该车原配排气消声 器分析研究的基础上，进行了新消声器的设计，使该车的排气噪声有明显 的下降。 本文本着传统的消声器设计理论为指导，以消声器的实车试验为基 础，结合技术人员的设计经验，确定了新消声器的结构设计方案，最后经 试验验证证明，新设计的消声器消声性能有了明显的改善，得出新设计消 声器比原配消声器结构合理、消声性能好的结论。达到了本课题预期的设 计要求。 本文为客车行业排气消声器设计、计算提供了重要的理论参考和工程 范例。 关键词：客车，排气噪声，消声器，设计 a b s t r a c t w h e r e a sa tp r e s e n tt h ee x t e m a ln o i s eo fh o m e m a d er e a re n g i n eb u s g e n e r a l l yo v e r s t e p s t h es t a n d a r d ，t h e r e f o r et h ee x h a u s tn o i s ea so n eo f p r i m a r yn o i s em u s tb ec o n t r o l l e d t h ee x h a u s tn o i s eo fj s 6 101g1c 5 6 h t y p e c i t yb u sh a sb e e nr e s e a r c h e da n dd i s c u s s e di nt h ep a p e r o nt h eb a s i so f a n a l y s ea n dr e s e a r c ho nt h eb u s so l dm u f f l e r , an e wm u f f l e rf o rt h eb u sh a s b e e nd e s i g n e da n di t se x h a u s tn o i s eh a sb e e nd e c r e a s e do b v i o u s l y a c c o r d i n gt ot r a d i t i o n a lm u f f l e r sd e s i g nt h e o r y , o nt h eb a s i so ft e s tf o r t h eb u sm u f f l e r , w i t ht e c h n i c i a n sd e s i g ne x p e r i e n c e ，c o n s t r u c t i o no fn e w m u f f l e rh a sb e e nd e t e r m i n e d f i n a l l y , b yt e s t i n gt h eb u s ，i tp r o v e st h a tn e w m u f f l e rh a sb e t t e rs t r u c t u r ea n dn o i s ee l i m i n a t i o np e r f o r m a n c et h a nb e f o r e t h i sm e e t st h ea n t i c i p a t i v ed e s i g nr e q u e s to ft h ep a p e r t h i sp a p e rp r o v i d e si m p o r t a n te x a m p l eo fm u f f l e rd e s i g na n dc a l c u l a t e f o rb u si n d u s t r i e s k e y w o r d s ：b u s ，e x h a u s tn o i s e ，m u f f l e r , d e s i g n 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。本人授权江苏大学可以将本学 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。 保密西 本学位论文属于，在年我解密后适用本授权书。 不保密口 学位论文作者签名： 年月日 黼棚虢巍 汐肜年岁月夕么日 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以 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。 学位论文作者签名： 日期：年月日 第1 章绪论 1 1 概述 随着国民经济建设同益繁荣，汽车工业和城市交通得到了迅速发展，为社会创 造了大量财富，提高了人民的生活水平。但随着汽车保有量的增加，也加剧了环境的 恶化，噪声污染就是其中之一。噪声可以使人的听觉器官受到损伤，造成噪声性耳聋， 对神经系统、心血管系统、消化系统等也有不良影响，同时还干扰f 1 常工作和生活， 妨碍睡眠，造成身体疲劳。高频噪声还有可能使建筑物和仪器设备受到损伤。各种调 查和测量表明，交通噪声是目前城市噪声的主要来源之一，汽车噪声约占城市环境噪 声的7 5 【2 1 ，已经对人们的生活环境造成了很大影响。降低汽车的噪声是减少环境噪 声最根本的途径。 国际上，发达国家早就开始对汽车噪声进行了研究，并制定了限制汽车噪声的法 律法规。美国、同本和欧洲各国基本上每五年就对法规修订一次，每次修订后噪声限 值都要下降2 - 3 分贝l j j 。目前，在美国、r 本等发达国家，发动机的振动噪声已得到有 效的控制，他们研究的重点已经转到结构振动噪声、轮胎噪声和噪声的主动控制等方 面【10 1 。为了提高汽车的制造质量，美国的汽车制造商提出并实施了2 毫米工程，使汽 车质鼍跃卜了新的台阶。德国奔驰公司甚至声称，已具有根据客户要求定制各种噪声 汽车的能力。 与国外发达国家的汽车产品相比，国产汽车的制造质量和总体水平还存在较大差 距。我国对汽车噪声的研究起步较晚，以前尽管也制定了一些机动车辆噪声标准，但 由于标准要求不高，贯彻执行不严，不少车型的噪声达不到噪声标准要求或在标准限 值附近。到目前为止，发动机仍然是国产汽车的主要噪声源之一。现在我国已加入w t o ， 新的汽车噪声标准j 下在贯彻，市场竞争的形势比较严峻。尤其对于客车而言，降低客 车的噪声不仅仅是国家法规的要求，也是提高客车档次，提高乘客舒适性的迫切要求。 2 0 0 2 年l o 月丌始实施的国家标准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( 见表1 1 ) 中，对汽车噪声的要求又有所提高。 1 婆蒸厶堂工狸亟：! ：堂丝迨塞 排气噪声是汽车及发动机的主要噪声源之一。随着发动机转速和强化程度的提高， 排气系统内气流速度的加大，排气噪声也增大，从而使机动车辆噪声有增大趋势。所 以汽车发动机的排气噪声已成为一种影响面很广的环境污染源，必须对其进行控制。 表1 1 汽乍加速行驶车外噪声限值 噪声限值d b ( a ) 汽车种类 笫一阶段笫一二阶段 2 0 0 2 i o i 2 0 0 4 1 2 3 0 期问2 0 0 5 1 1 以后生产的汽车 生产的汽屯 m 17 77 4 m 2 ( g v w 3 5 t ) 或n 1 ( g v w 3 5 t ) ： g v w 2 t7 8 7 6 2 t g v w 3 5 t7 97 7 m 2 ( 3 5 t 5 t ) ： p 1 5 0k w8 28 0 p 1 5 0k w 8 5 8 3 n 2 ( 3 5 t 1 2 t ) ： p ，蠢1 ， ， ， r itl 1 2 52 5 05 0 0l k2 k4 k8 k h z 图3 11 排气噪声倍频程a 计权频涪 ( 实线为未装消声器，虚线为装原消声器) 由图3 1 l 可见，j s 6 1 0 1 g 1 c 5 6 h 型客车安装原消声器后，对原始排气噪声高频部分 作了较大的衰减，而没有很好地衰减排气噪声的中、低频部分，特别是对中心频率 1 2 5 h z 、2 5 0 h z 倍频程的排气噪声消声量不足，对中心频率1 2 5 h z 倍频程排气噪声不仅 没有降低，甚至起到放大作用，因此原消声器虽有一定的消声量，但效果不理想，基 本上解决了排气噪声高频问题，而对中、低频问题解决得不够。 3 4 原配消声器的结构分析 为什么原配消声器的消声效果不够理想，其根本问题是在进行结构设计时若干参 数选择不当，为了搞清此问题，这旱需简单介绍一下扩张式消声器的基本理论。 典型单室扩张式消声器的消声量可用下式计算【： l t l = l o l g 1 + ( 1 4 ) ( m - 1 m ) 2 s i n z k l l 一一一( 3 1 ) 式中m 为扩张比，m = s 2 s l ，这罩s 2 为扩张室截面积，s 1 为导管截面积： k 为波数，k = 2 f c ，这里c 为废气中声速，单位为m s ； 1 1 为扩张室长度，单位为m 。 2 1 o 5 o 5 o 5 o 5 o 5 o 5 o 5 o 1 o o 9 9 8 8 7 7 6 6 5 5 4 4 婆菱丕堂王猩亟堂笪迨塞 由式( 3 1 ) 可知，随着扩张比珊增大，消声量亦增大。但消声量是频率的函数， 且随着s i n 2 k l l 呈周期性变化，如图3 1 2 所示，当s i n 2 k l l = l 时，消声量达到最大，此 时的频率称为最大消声频率f t l m ，其计算公式如下【1 1 ： f - r l m = ( 2 n + 1 ) c 4 l i 式中n = o ，l ，2 ，3 一一。 当s i n 2 k l l = 0 时，l t l = 0 ，消声器不起消声作用，此时的频率称为通过频率f t l o ， 其计算公式如下【1 1 ： f b = n c 2 l i 一 式中n = l ，2 ，3 一。 因此，扩张室消声器的消声量取决于m ，扩张室长度l 应选择成使f t l m 与需要消声 的峰值频率尽可能重合，这是扩张式消声器设计的关键所在。 为了消除通过频率，使消声曲线趋于平坦，采用l i 2 和l 1 4 的内插管是很好的结 构形式。l i 在了解了扩张式消声器基4 0 本理论以后， 现在对兽 j s 6 1 0 1 g 1 c 5 6 h 型客车原配消声 窦2 0 器进行分析，该消声器为三级抗 性消声器，其总图见图3 1 3 ， n v 总成明细见表3 3 。 2 0 04 0 0 6 0 0 荻率h z 。 图3 1 2 单室扩张式消声器消声特性 表3 3 原配消声器总成明细表 序号代号名称数量材料备注 l y x j s o1 进口管1 61 5 2 0 # 2 y x j s 0 2前封板 l61 5 2 0 # 3 y x j s 。0 3中间连接管 461 5 2 0 # 4 y x j s 0 4隔板2 61 5 2 0 # 5 y x j s 。0 5 外壳 l 61 0 2 0 # 6 y x j s 0 6堵头 l 61 5 2 0 # 7 y x j s 0 7出口管1 61 5 2 0 # 8 y x j s 0 8后封板 l 61 o 2 0 # 2 2 厂a厂b 厂、 k 夕 一一 l。lh 9 5 l ak b 7 08 0 0 蓊去清声粉亮半 蠢一度 彝一8 刀翁 铗 媳凿 c 囊 图3 1 3 原配排气消声器总黧 2 3 堑签厶堂工猩亟上堂焦途竖 根据图3 1 3 和表3 3 ，对y c 6 1 0 8 z q 柴油发动机原配消声器结构分析如下： l 、原配消声器的扩张比理论上为m 理= ( 4 ) d 扩2 ( 孔4 ) d 排2 = 2 5 2 9 7 2 6 6 4 。 而实际上，第一腔穿孔管上共有1 1 4 8 个直径4 ) 5 小孔，其面积为1 1 4 8 x ( 0 5 ) 4 ：2 2 5 4 c m 2 ，排气管面积为( n 4 ) x 9 7 2 ：7 3 9c m 2 ，第一腔出口管( 即第二腔进 口管) 的通道面积为4 x ( 丌4 ) x 6 3 = 1 2 4 7c i i i ，则第一腔的实际收缩比为m 实缩 = ( 4 ) 2 5 1 2 4 7 = 3 9 4 ，所以原配消声器第一级实际收缩比太小，本应有6 6 4 的扩张比，实际仅利用一半左右，换言之，对于中2 5 2 外径的外形并没有充分利用。如 前所述，扩张式的消声量取决于扩张比m ，随着扩张比m 减少，消声量亦减少。 第二腔穿孔管上共有8 1 0 个直径4 ) 5 小孔，第二腔出口通道面积a 2 隔板= 4 x ( 丌4 ) x 6 5 1 3 2 7 c 矿，其实际收缩比m 2 实缩= 4 9 0 9 1 3 2 7 = 3 7 ，所以第二腔实际扩张比太 小，实际收缩比也小，也没有充分利用消声器4 ) 2 5 2 外径的外形。 第三腔进口处实际扩张比与第二腔收缩比相同，第三级穿孔管上共有9 8 0 个直径 中5 小孔，其面积为a 3 穿- = 9 8 0 x ( 4 ) x 0 5 = 1 9 2 4c m 6 ，但第三级实际收缩比m 3 受尾管的制约，m 3 实缩= 6 6 4 。 2 、原配消声器虽有插入管，但内插管的尺寸没有符合l 1 2 和l 1 4 的规律，没有起到 消除通过频率的作用，以致通过频率较多。 3 、原配消声器设计时，各扩张腔长度没有针对性地消除排气噪声峰值频率来进行设 计。 1 ) 第一腔长度：l l = 3 6 0 m m ，当排气声速c = 6 0 1 5 m s 时，其最大消声频率和通过 频率如下： 最大消声频率：当n = o ，f r l m ( i ) = ( 1x 6 0 1 5 ) ( 4 x o 3 6 ) = 4 1 7 7 h z 通过频率： n = 1 ， n = 2 ， 当n = 1 n = 2 ， n = 3 ， f t l m ( 1 ) = ( 3 6 0 1 5 ) ( 4 0 3 6 ) = 1 2 5 3 h z f r l m ( 1 ) = ( 5 x 6 0 1 5 ) ( 4 0 3 6 ) = 2 0 8 8 5 h z f r l 0 ( 1 ) = ( 1 6 0 1 5 ) ( 2 o 3 6 ) = 8 3 5 4 h z f r l 0 ( 1 ) = ( 2 6 0 1 5 ) ( 2 0 3 6 ) = 1 6 7 0 8 h z f r l 0 ( 1 ) = ( 3 6 0 1 5 ) ( 2 o 3 6 ) = 2 5 0 6 2 5 h z 而我们所要解决的排气噪声峰值为：第峰为6 8 7 h z ，第二二峰为8 8 7 h z ，第三峰为 2 4 婆蒸厶堂工猩亟= k 堂焦迨塞 1 8 0 0 h z ，将这些峰值与f t l m ( i ) 相比，没有直接地针对性，即f t l m ( 1 ) 与峰值频率没有 对齐。故第一腔长度设计不妥，没有充分利用最大消声量，相反f t l 0 ( i ) 的8 3 5 4 h z 与 8 8 7 h z 较近，相当于用通过频率附近来对准需消除的第二峰值，这是失策的。 2 ) 第二腔的长度：l 2 = 1 8 l m m ，此时的最大消声频率和通过频率如下： 最大消声频率：当n = o ，f r l m ( 2 ) = ( 1 6 0 1 5 ) ( 4 0 1 8 1 ) = 8 3 0 8 h z 通过频率： n = 1 f t l m ( 2 ) = ( 3 6 0 1 5 ) ( 4 0 1 8 1 ) = 2 4 9 2 4 h z 当n = l ，f t l 0 ( 2 ) = ( 1 6 0 1 5 ) ( 2 0 1 8 1 ) = 1 6 6 1 6 h z n = 2 f t l 0 ( 2 ) = ( 2 6 0 1 5 ) ( 2 x 0 1 8 1 ) = 3 3 2 3 2 h z 由计算可知，第二腔长度的设计对解决8 8 7 h z 峰值有好处，但还不是对得很准， 另外，通过频率1 6 6 1 6 h z 对第三峰值1 8 0 0 h z 靠得很近，对解决此频率峰值不利。 3 ) 第三腔的长度：l 3 = 2 2 8 m m ，此时的最大消声频率和通过频率如下： 最大消声频率：当n = 0 ，f t l m ( 3 ) = ( 1x 6 0 1 5 ) ( 4 0 2 2 8 ) = 6 5 9 5 h z n = l ，f r l m ( 3 ) = ( 3 6 0 1 5 ) ( 4 0 2 2 8 ) = 1 9 7 8 6 h z 通过频率：当n = l ，f r l 0 ( 3 ) = ( 1 6 0 1 5 ) ( 2 0 2 2 8 ) = 1 3 1 9 h z n = 2 ，f t l 0 ( 3 ) = ( 2 6 0 1 5 ) ( 2 0 2 2 8 ) = 2 6 3 8h z 由计算可知，此腔长度的设计是比较好的，因消声频率6 5 9 5 h z 与第一峰值6 8 7 h z 相距很近，对解决此峰值频率有好处，其通过频率对需消除的三个峰值频率无大影响。 综上所述，该消声器的腔长设计上，考虑得不是很周到，特别是第一腔很不合理，造 成了损失，影响了它的消声效果。 4 、原配消声器使用了大量的穿孔，当声波通过这些小孔时，由于其声阻的作用，对消 除高频的噪声是有帮助的，但因气流在消声器中多次转弯，必然使流体阻力增加，功 率损失大，同时也增加了工艺上的复杂性，成本也有所增加。 5 、原配消声器的两端有一部分阻性吸声材料，因其面积小，对消声作用不大，而且易 被碳狄所堵塞，以致短期就会失效，并增加了制作成本。 3 5 本章小节 本章首先介绍了j s 6 1 0 i g i c 5 6 h 型客车以及柴油发动机基本性能参数，然后对该客 2 5 堑蒸_ 大堂王猩亟尘堂垡迨塞 车排气噪声进行现场摸底试验，了解了该柴油机不装消声器和装原消声器时排气噪声 实际情况，得出几种工况下的排气噪声线性和倍频程频谱，具体分析了柴油发动机排 气噪声消声特性，最后分析了原消声器结构特点，阐述了其结构设计原理，指出了该 消声器结构设计上存在的不足，得出了该客车原装消声器消声性能较差，只解决了排 气噪声高频问题，没有解决排气噪声中、低频问题，因而与该客车柴油发动机排气系 统匹配不佳。 2 6 第四章新消声器的设计 消声器的设计步骤已在第二章中阐述，现根据该型发动机排气噪声的实际情况， 并考虑到消声器在汽车上的安装空间，为该型汽车新设计一种新的消声器，具体如下： 4 1 消声器必需的消声量及其频率特性 为了要使新消声器的设计方案更加富有成效，必须先确定消声器必需消声量频率 特性，以作为消声器结构设计的第一步，其具体方法如下： 按“内燃机排气消声器测量方法”( g b t 4 7 5 9 - 1 9 9 5 ) 规定的方法，测出j s 6 1 0 1 g 1 c 5 6 h 型客车不装消声器时排气噪声倍频程频谱，并利用公式l w = l p + 2 0 l g r s + 1 l 算出各倍频 程的排气声源的声功率级l w x 。本课题的计算结果见表4 1 。 表4 1 排气声源的声功率级l w l ( 不带消声器，2 5 0 0 转分) 中心频率h z3 1 56 31 2 52 5 05 0 0 l0 0 0 2 0 0 04 0 0 08 0 0 0 声压级d b 1 0 29 71 0 49 7 39 7 7 9 8 9 2 5 6 3 56 8 5 声功率级l w l 1 0 71 0 21 0 91 0 2 31 0 2 71 0 39 7 56 8 57 3 5 同时根据2 0 0 2 年1 0 月开始实施的国家标准g b l 4 9 5 - 2 0 0 2 汽车加速行驶车外噪声 限值及测量方法中规定：m 3 类客车最大总质量大于5 t ，发动机额定功率小于1 5 0k w ， 其加速行驶车外噪声限值在2 0 0 2 1 0 。1 - - - 2 0 0 4 1 2 3 0 期j 刨为8 2d b ( a ) 。而2 0 0 2 年l o 月l 同开始实施的中华人民共和国城镇建设行业标准( c j t 1 6 2 2 0 0 2 ) 城市客车分等 级技术要求与配置中规定：市区运行的普通级大型客车( 1 0 m 车辆长 1 2 m ) 车内噪 声限值( 5 0 k m h 匀速行驶时) 为8 2d b ( a ) ( 见表4 2 ) 。即j s 6 1 0 1 g 1 c 5 6 h 型客车驾驶 员耳旁噪声限值为8 2d b ( a ) 。 表4 2 城市客车分等级技术要求与配置表( 部分) 一 人型( 1 0 m 车辆长 1 2 m ) 超2 级超l 级高级中级普通级 技术要求及裴置 市区 城郊 市区城郊市区城郊市区城郊市区城郊 午内噪声d b ( a )7 56 87 87 47 97 68 07 88 28 0 ( 5 0 k m h 匀速行驶时) 2 7 婆蒸厶堂! ：摧熊! ：堂僮途竖 因现有噪声标准中仅规定了a 声级的数值，但设计消声器时，必须明确不同频率 成分时的消声量，故利用式( 4 1 ) ( 4 2 ) 的关系，将标准中规定的a 声级折算成容许 的n r 数( 噪声评价数n r 是由国际标准化组织( i s o ) 推荐使用) 。 a 声级与n r 数之间近似的换算关系如下： 当a 声级l a j 、于7 5d b ( a ) 时，n r = i 2 5 ( l a d b ( a ) 一1 8 ) 一一( 4 1 ) 当a 声笔毖l a 大于7 5d b ( a ) 时，n r = l a d b ( a ) 一5 一( 4 2 ) 如前所述，j s 6 1 0 1 g 1 c 5 6 h 型客车驾驶员耳旁和动态环境噪声限值均为8 2 d b ( a ) ， 则根据式( 4 2 ) 计算出其容许的n r 数均为7 7 。但这罩仅考虑了排气噪声，实际上客 车上还存在着发动机辐射噪声等其它声源，为了达标，所设计的消声器的实际消声量 应大于必需消声量，因此取n r 为7 3 作为排气噪声控制目标较为适宜。 在噪声评价数n r 曲线上，中心频率1 0 0 0 h z 的倍频带声压级值等于噪声评价数n r 。 其它8 个中心频率的倍频带声压级与n r 的关系为： l p d b = a + b n r ( 4 3 ) 上三式中n r 和系数a , b 均为无量纲数。a ，b 的数值见下表4 3 ： 表4 3a ，b 数值表 中心频率i z6 31 2 52 5 05 0 01 0 0 02 0 0 04 0 0 08 0 0 0 a 3 5 5 2 2 1 24 8o一3 56 18 0 bo 7 9o 8 70 9 30 9 7 411 0 l51 0 2 51 0 3 0 根据式( 4 3 ) 计算n r 7 3 的各倍频程声压级值见表4 4 ： 表4 4n r 7 3 倍频程声压级值 中心频率h z6 31 2 52 5 05 0 01 0 0 02 0 0 04 0 0 08 0 0 0 声压级d b 9 3 1 78 5 5 1 7 9 97 5 9 7 37 0 6 6 8 7 36 7 2 考虑到接收距离的衰减，应根据n r 7 3 曲线上各倍频程的声压级，利用