（农业机械化工程专业论文）汽车排气系统的声振特性研究.pdf

摘要 “能源与环境”是汽车工业在2 l 世纪发展所面临的两大课题，随着汽车工业迅 速发展，汽车噪声污染日益严重。汽车排气噪声是汽车主要噪声源之一，目前在排气 系统中安装排气消声器是减少排气噪声的主要方法。 对于排气系统的研究，以往的研究工作主要是集中在消声器的声学特性的研究， 对振动研究不多，但是振动和声是分不开的。所以本文从声和振两方面，通过理论、 模拟计算及试验等多种手段对排气系统进行了深入细致的研究。对排气系统的振动特 性进行深入的分析研究，以一款4 8 0 柴油车配装的排气系统的数值仿真和改进设计为 例，通过采用有限元和模态试验分析的方法，对其振动特性进行了详细的研究，得出 了该排气系统的模态参数，找出了该排气系统怠速工况下振动剧烈的主要原因，就是 发动机激励频率和排气系统的固有频率接近产生共振，通过改变吊挂位置解决了其怠 速工况下的振动剧烈问题，为今后的排气系统振动控制提供了研究基础，同时这一研 究结果也是壳体辐射噪声预测的基础。 在消声器的消声性能模拟方面，运用a n s y s 和s y s n o i s e 专业分析软件、三维 有限元法，对不同的结构形式的消声器的性能进行模拟，并得到试验的验证，总结了 不同结构参数对消声性能影响规律。与一维方法相比，三维有限元方法可以相对准确 的预测中、高频范围内的消声特性。为了降低高频噪声通常使用阻性消声器，在膨胀 腔内加入阻性吸声材料，本文使用多域分析方法将有限元模型划分为空气和吸声材料 2 个不同的区域，实现了阻性消声器的性能仿真。 对于消声器的消声性能的提高，提出了两种方案，就是在原消声器纯抗性的基础 上，通过增加短管或将隔板变成穿孔板并在第四腔的出气管变成穿孔管附加吸声材料 的方法。利用上面模拟计算总结的规律，使用s y s n o i s e 有限元流体模型，进行消 声器的传递损失的预估，并得到台架试验的检验，两种方案都满足了相应的法规要求， 并且短管效果比穿孔板的效果要好。通过对实际消声器的结构改进，模拟计算的结果 虽然和台架试验存在差距，但是趋势一致，这为消声器的改进设计提供了很好的模拟 手段，节约试验费用、缩短开发周期。 基于边界元技术，建立了排气系统壳体辐射声的预测模型，将有限元计算得到的 动态响应结果用于排气系统壳体辐射噪声的预测计算，得到了声辐射的近场声压，为 在设计阶段进行噪声预测评价提供了基础。 关键词：振动噪声消声器有限元模态分析 a b s t r a c t e n e r g ys h o r ta n de n v i r o n m e n tp o l l u t i o na r et h et w os e r i o u sp r o b l e m sw h i c hf a c e db y t h ea u t o m o b i l ei n d u s t r i e s 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 ei n d u s t r y ，a u t o m o b i l en o i s e p 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 o n ei m p o r t a n tc o m p o n e n to fa u t o m o b i l en o i s e c o n t r o li st h ee x h a u s tn o i s eo f e n g i n e a tp r e s e n t ，t h em a i nm e t h o dt or e d u c ee x h a u s tn o i s e i sb ys e t t i n gm u f f l e ri na u t o m o b i l ee x h a u s ts y s t e m i nt h es t u d yo fe x h a u s ts y s t e m ，m o s to fr e s e a r c hc o n c e n t r a t e do na c o u s t i c c h a r a c t e r i s t i co f m u f f l e r , t h e r ei sf c wr e s e a r c hi n t ov i b r a t i o n b u tv i b r a t i o na n da c o u s t i ca r e n o ts e p a r a t e t h e r e f o r e ，t h et h e s i sp r e s e n t st h ed e e ps t u d yo fe x h a u s ts y s t e mw h i c h i n t e g r a t em u l t i p l em e t h o d s ，s u c ha st h e o r y ，s i m u l a t i o na n de x p e r i m e n tf r o mt w oa s p e c t so f a c o u s t i ca n dv i b r a t i o n t h ev i b r a t o r yc h a r a c t e r i s t i co fe x h a u s ts y s t e mw a sd e e p l ys t u d i e d t h es i m u l a t i o na n da m e l i o r a t i o no ft h em u f f l e rw h i c hi sa s s e m b l e di na4 8 0d i e s e le n g i n e i sp r e s e n t e d a p p l i e dw i t hf e ma n de m am e t h o d s ，t h em o d a lp a r a m e t e r sc a nb eo b t a i n e d a n dt h er e a s o nt h a tt h ee x h a u s ts y s t e mv i b r a t e sh e a v i l yi st h a tn a t u r a lf r e q u e n c yi se q u a lt o e x c i t e df r e q u e n c yo fe n g i n e t h ep r o b l e mo fv i b r a t i o nw a ss o l v e db yt r a n s f e r r i n gt h e p o s i t i o no ft h es u s p e n s o r y t h i sp r o v i d e dam e t h o do nv i b r a t i o nc o n t r o lo fo t h e re x h a u s t s y s t e m t h e s er e s u l t sa r ea l s ot h eb a s i so f n o i s er a d i a t i o np r e d i c t i o n i nt h ea s p e c to fs i m u l a t i o no fm u f f l e rp e r f o r m a n c e ，u s e da n s y sa n ds y s n o i s e ， a n a l y s i ss o f t w a r e ，t h es e v e r a lk i n d so fm u f f l e rp e r f o r m a n c ew e r es i m u l a t e da n dt h er e s u l t s w e r ev e r i f i e db yt e s t s o m ec o n c l u s i o n st h a td i f f e r e n ts t r u c t u r e sa f f e c tm u f f l e rp e r f o r m a n c e w e r es u m m e du p c o m p a r e do n ed i m e n s i o n a lt h e o r y , t h r e ed i m e n s i o nn u m e r i c a lm e t h o d c a nm o r ea c c u r a t e l yc a l c u l a t et h ea c o u s t i cc h a r a c t e r i s t i co fc o m p l i c a t e dm o d e l , e s p e c i a l l y i nt h er a n g eo fm i d d l ea n dh i g hf r e q u e n c i e s l a i ds o u n d - a b s o r b i n gm a t e r i a li nm u f f l e r , i t c a r lr e d u c en o i s ei nh i 曲f r e q u e n c ys i m u l a t i o no fm u f f l e rw a sc a r r i e do u tb ym u l t i f i e l d m e t h o d t h ei m p r o v e m e n to fr e d u c i n gn o i s ew a sc a r r i e do u tb ya f f o r d i n gt w os c h e m e s ：b o t hi s b a s e do nt h eo r i g i n a lm u f f l e r , t h ef i r s ti sa p p e n d i n gs h o r tt u b ea n dt h et u b ef r o mw h i c hg a s s p i l l sw a si n s t e a do fp e r f o r a t et u b ew i t hs o u n d a b s o r b i n gm a t e r i a l ；t h es e c o n di st h a t i i c l a p b o a r d sw e r et r a n s f o r m e di n t op e r f o r a t eb o a r da n dt h et u b ef r o mw h i c hg a ss p i l l sw a s i n s t e a do fp e r f o r a t et u b ew i t hs o u n d - a b s o r b i n gm a t e r i a l m a d eu s eo fr e s u l to fs i m u l a t i o n a n ds y s n o i s ef e mf l u i dm o d a l ，t h et r a n s m i s s i o nl o s so fm u f f l e rw a sp r e d i c t e da n dt h e r e s u l t sw e r ev e r i f i e db yt e s t t h er e s u l ti n d i c a t e st h a tb o t hs c h e m e sa r ec o r r e c ta n dt h ef i r s t i sb e t t e rt h a nt h es e c o n d t h i ss t u d ys h o w st h a tt h et r e n do fs i m u l a t i o na n dt e s ti s c o n s i s t e n td e s p i t ed i f f e r e n c eo ft h er e s u l t t h i sm e a n sp r o v i d e sa ne f f e c t i v em e a s u r et o d e s i g no f m u f f l e r , m o r er e s o u r c e sa l es a v e da n dt h ed e s i g n i sa c c o m p l i s h e di ns h o r tt i m e b a s e do nb o u n d a r ye l e m e n tm e t h o d ( b e m ) ，ap r e d i c t i o nm o d a lo fn o i s er a d i a t i o nf o r e x h a u s ts h e l lw a ss e tu p a p p l i e dt h er e s u l to fd y n a m i cr e s p o n s eb yf e mt oc a l c u l a t i o no f n o i s er a d i a t i o n ，t h er e s u l t so fs o u n dp r e s s u r el e v e lc o u l db eo b t a i n e da n dt h i sm e t h o d p r o v i d e sa b a s i so nn o i s ee v a l u a t i o nd u r i n gd e s i g np e r i o d k e y w o r d s ：v i b r a t i o n n o i s em u f f l e rf e mm o d e la n a l y s i s i i i 插图骂附表清单 矮图清单 图卜1 欧盟汽车加速行驶噪声5 值变亿。3 图2 - 1 试验模态分折技术的主要环节。9 豳2 - 2 排气系统的三维几何模型1 2 圈2 - 3 。排气系统的有限元模型。1 2 图2 - 4 排气系统模杰振型圈。，1 2 图2 5 试验测试系统框图。1 4 圈2 - 6 原排气系统谐响应频谱图。1 5 盈2 7 改进艏排气系统谐响应频谱圈。1 6 图2 - 8 排气系统原始吊挂点位置。，1 7 图2 - 9 改进焉的排气系统穗挂点位置。1 7 图4 - 1 简单膨胀腔的有限元模型。2 7 图4 - 2 膨胀腔的传递损失，2 7 图4 _ 3 膨胀腔内的压力云图分布( f = 9 6 0 h z ) 2 8 图4 4 膨胀腚1 的传递损失，3 0 图4 - 5 膨胀腔2 的传递损失2 9 图4 - 6 + 膨胀脏3 的传递损失。3 0 闰4 7 不嗣膨胀比的膨胀腔的传递掼爽3 l 圈4 - 8 。共振腔有限元模型3 2 图4 - 9 共振靛的传递损失3 3 图4 - 1 0 共振腔内的声压云图( f = 9 6 0 h z ) 。3 3 图4 - 1 1 带有吸声材料的膨胀腔的传递损失。3 5 闰5 - 1 排气消声器结构图。，3 7 图s 一2 测试系统框图3 8 瞬5 - 3 隔声仓结构示意圈。，3 8 图5 - 4 隔声自i 盾背景噪声谱。3 9 图5 5 背景嵘声与排气系统噪声比较。3 9 图5 - 6 消声器几簿模黧。4 l 图5 7 消声器传递按失4 2 v i i 图5 - 8 ，撑气噪声谱( 发动机转速1 6 0 0 1 r a i n ) 。 圈5 - 9 。排气噤声谱( 发动机转速3 0 0 0 r 向i n ) 。 图5 - 1 0 消声器截碇图 图5 - 1 1 穿孔的布置示意圈。 图5 一1 2 设声材辩布置示意图；。 凰5 一1 3 共鸣腔钻孔位鬻示意图 图5 一1 4 去孔示意醒。 豳5 一1 5 短管焊接示意图。 圈5 一1 6 对隔扳1 的处理示意图。；。 图5 - 1 7 对隔扳2 、3 的处理示意图 图5 一1 8 短管传递损失 图5 一1 9 隔扳传递。 图5 2 0 ，短管和原方案的对比一 圉5 2 1 隔扳和原方案传递损失对比， 闰5 2 2 短管和瀚板传递损失的 e 鞍。 圈5 2 3 发动机不同消声结构摊气噪声频谱( 发动机转速1 8 0 0 r m i n ) 图5 2 4 消声器插入损失频谱( 发动机转速1 8 0 0 r m i n ) 。 网5 2 5 发动机不同消声结构排气噪声频谱( 发动机转速2 2 0 0 r m jn ) 图5 - 2 6 消声器插入损失频谱( 发动橇转速2 2 0 0 r m i n ) 图p 2 7 发动机不周消声结梅排气噪声频谱( 发动机转速2 6 0 0 r m i n ) 图5 - 2 8 消声嚣摇入损失频谱( 发动机转速2 6 0 0 r m i n ) 。 强5 2 9 发动机不弱消声结构排气噪声频谱( 发动鞔转速3 0 0 0 r m i n ) 图5 3 0 消声器插入损失频谱( 发动机转速3 0 0 0 r m i n ) 。 图5 - 3 1 。不同方寨插入损失频谱( 发动机转速1 8 0 0 r m i n ) 图争3 2 不同方案插入损失频谱( 发动机转速2 2 0 0 r m i n ) 。 闰5 - 3 3 不同方案撬入损失频谱( 发动枕转速2 5 0 0 r m i n ) 。 图弘3 4 不同方案插入损失频谱( 发动机转速3 0 0 0 r m i n ) 。 图6 - 1 捧气系统辐射频谱( f - 4 0 h z ) ，。 豳6 2 。排气系统辐射频谱( f = 1 4 0 h z ) 凰6 - 3 f = 4 0 0 h z 排气系统辐射频潜 豳6 4 f _ 5 6 0 h z 排气系统辐射频谱 v 珏i 蟠鹳斟蛆筋拍始硒钉盯蝤骢曲曲珊飘韶船飘l盘硒盯鹞辨醣眈卵鼹 豳6 5 f = 8 0 0 h z 摊气系统辐射频谱 图6 - 6 f = 4 0 h zj 气系统辖射频谨 表1 - 1 表l 一2 褒2 - 1 表2 吨 褒4 - 1 表4 2 。 表5 - 1 袭5 - 2 袭5 3 表5 - 4 附表清单 6 8 6 8 汽车加速行驶车外噪声限俊。 我国汽车噪声控制目栝与欧盟之间的差距 排气系统前6 阶模态 改进届排气系统前6 阶模态参数 不同长度的膨胀腔的尺寸。 不嗣膨胀比的膨胀腔的尺寸 消声器改进效果 消声器改进效栗。 酒声器改进效粟。 漕声器改进效果 _卫m豫鹅越的缸铭 独创性声明 本人声明所呈交的论文是我个人在导师指导下进行的研究工作及取得的磅 究成聚。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 人已经发表崴撰写过的研究威果，也不包含为获得安徽农业大学或其它教育机构 的学位或证书面使用过的材料。与我一闻工作的嗣恚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。 研究生签名：盔堡墨时润；州年月j 幽 关于论文使用授权的说明 本人完全了勰安徽农业大学有关保匿、使用学位论文的规定，卵t 学校有权 傈蜜送交论文的复印件和磁盘，允许论文被查阅和借翊，珥以采用影印、缩印或 扫描等复制手段保存、汇编学位论文。同意安徽农业大学可以用不同方式在不同 媒体上发表、传援学位论文的全邦或部分内容。 研究生签名：盔延 时阔：年钿钿 导 雨签名：艺选时间：，必g 年6 月目 1 1 研究的背景 1 绪论 在我国近几年来汽车对环境造成的污染排放引起了整个社会的关注，越来越严格 的法规和标准相继出台。其中，污染物的排放得到了一定的控制，但同时随着我国汽 车保有量的急剧增加，汽车所辐射的噪声越来越严重，噪声污染也曰益加剧，严重影 响广大人民群众的身心健康，因此噪声控制已经成为环境保护的一项重要内容。噪声 污染属于物理污染，具有即时性。据有关资料表明：城市环境噪声的8 0 来源于机动 车辆，各种机动车辆已成为环境噪声的最大污染源。随着我国汽车保有量的增加、 加入w t 0 以后带来的对我国汽车行业本身的竞争、以及2 0 0 8 年的北京奥运会，噪声 的控制将更加迫在眉睫。 国家和地方的噪声法规是治理噪声的法律依据。它一方面是汽车噪声控制、检测 和管理的标准，另一方面又是汽车厂商不断提高汽车质量的动力。对此，世界各汽车 大国早在2 0 世纪6 0 年代就开始着力关注。日本从1 9 7 1 年、欧盟从1 9 6 9 年、美国基 本从1 9 6 7 年就开始控制机动车噪声，制定噪声法规，图1 - 1 显示了欧盟噪声控制限 值趋势。而我国政府从1 9 7 9 年开始控制机动车噪声，并制定相关的标准( g b1 4 9 5 7 9 、 1 4 9 6 7 9 ) ，以后定期修订噪声标型2 】，使得噪声控制的要求变得越来越突出，限值的 变化也还有进一步向下发展的趋势。但与工业发达国家在噪声性能指标上相比，仍存 在一定的差距。这一点从车辆噪声法规中就可以体现出来。欧共体r 5 i 0 1 法规规定 了现行的包括驾驶员座位的座位少于9 的载客汽车的加速行驶噪声的限值为 7 4 d b ( a ) ；而日本则规定了包括驾驶员座位的座位数少于1 0 的载客汽车的加速行驶噪 声限值为7 6 d b ( a ) ；而我国一直到2 0 0 2 年底的标准g b l 4 9 5 7 9 中规定了1 9 8 5 年1 月1 日起生产的总质量小于4 吨的客车的加速行驶噪声限值为8 3 d b ( a ) ，轿车的加速 行驶噪声限值为8 2 d b ( a ) 。现行标准是2 0 0 2 年新公布的g b l 4 9 5 2 0 0 2 ，新的噪声标 准对于2 0 0 2 年1 2 月3 0 日到2 0 0 4 年1 2 月3 0 日和2 0 0 5 年1 月1 日后规定了不同的 噪声限值，具体见表1 1 。通过和国外标准对比可以看出，对于载重量小于3 5 吨的 轿车、小客车和小货车，我国从2 0 0 2 年1 2 月3 0 日到2 0 0 4 年1 2 月3 0 日的噪声限值 实际上照搬了欧盟9 0 年标准r 5 i 0 1 的噪声限值，而2 0 0 5 年1 月1 日后的噪声限值 则是照搬欧盟9 6 年标准r 5 1 ，0 2 的噪声限值。对于载重量大于3 5 吨的各种车辆噪声 限值规定相对比较宽松一些，从2 0 0 2 年1 2 月3 0 日到2 0 0 4 年1 2 月3 0 日的噪声限值 比7 9 年标准规定的1 9 8 5 年以后生产的车辆噪声限值稍有降低，而2 0 0 5 年1 月1 日 后这些车辆豹噪声限值娴是照搬欧盟9 0 年的噪声限值标准r 5 i 0 1 ，而没有像载重量 小于3 5 吨的车辆那样照搬9 6 年的噪声标准。表1 1 2 给出了我国汽车噪声控制霸标与 欧盟噪声限值间的差鼹。 表卜1 汽车力羹速行驶车外噤声隈菹( g b1 4 9 5 - 2 0 0 2 ) t a b l e l - i l i m i t s f o r n o i s ee m i t t e d b y a c c e l e r a t i n g m o t o r v e b l e t e s 一_ h _ - _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ - _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ h - - _ _ _ _ _ _ _ - _ - _ _ _ _ _ _ _ w * - 一_ _ _ h h h _ _ _ _ - _ - _ - _ _ _ 一 噪声限值d b f a 】 汽车分类 第一阶段 2 0 年1 0 胄2 0 0 4 年1 2 第二阶段 2 0 0 5 年l 胄l 扫以后 胄3 0 日期辅生产的汽车生产的汽车 m l 7 77 4 m 2 ( g v m 一 35 0 ，或n ，( g v m ：35 0 ： g v m 2 t 7 8 7 6 2 t g v m 咤 35 t 7 9 m 2 ( 3 ，5 t g v m q s t ) ： p i s 0 k w 8 28 0 p 1 5 0 h 8 5 8 3 n 弗5 t g v m 一 1 2 0 ： p 7 5 晰 站8 l 7 5k w 咤p 2 t 鞋： 如果1 1 5 0 跏。菇限像增加1d h ) _ 如果p ：i s 0k w ，其报值增如2 d b ( ) c ) m i 按汽车，若甚盘速器翦进档争予蠲个，i b l 4 0 舢，p g v m 之钝大于7 5k v , t ，并且甩第兰档测试其尾媾出蛀的速度 太于6 l k m h 其辊值增加1 曲( a ) ， 采1 _ 2 我国汽车噪声撩制目标与数盟之间的差距 t a b l e1 - 2 t h e g a p i n t h ea i m o f a u t o m o b i l e n o i s ec o n t r o l b e t c e o n c h i n a a n d e u r o p e 2 ： 喜酗 7 0 ? 08 09 oo o 癸研 图卜1欧盟汽车加速行驶噪声限值变化 f i g 1 1 t r a n s f o r m a t i o no f l i m i t sf o rn o i s ee m i t t e db ya c c e l e r a t i n gm o t o rv e h i c l e si ne u r o p e 汽车是一个包括各种不同性质噪声的综合噪声源。根据英国汽车工业研究协会经 多年研究发现，在汽车产生的噪声中以发动机噪声为最大。1 。因此，要降低汽车噪声， 首先应从降低发动机噪声着手。鉴于当前躁声污染的严重形式以及加入w t o 后所要面 临的严峻挑战，我国政府对噪声控制极为重视，不断提出更为严格的要求，内燃机噪 声控制技术被列为刚刚过去“十五”期间应优先发展的内燃机九大关键技术之一“。 可见，控制发动机噪声刻不容缓。 在发动机噪声中，排气噪声是最大的噪声源。对排气噪声的控制，可从两个方面 采取措施。一方面就是对噪声源本身采取措施，这需要从噪声源机理分析入手，采取 相应的对策，但这些措施又往往涉及到排气系统，如凸轮轴、气门结构以及气缸盖的 设计，而这些又会影响到内燃机其他方面的性能，因此需要综合考虑并进行大量的试 验研究；另一方面的降噪措施是采用排气消声器，这是最有效、最简单，也是目前国 内外采用最多的方法。因此，研制高性能的排气消声器，分析排气系统的声振特性， 是进行排气系统设计，降低排气系统噪声，从而降低环境噪声的首要和主要措施。 1 2 研究现状 1 2 1 国外研究现状 把气缸内燃烧的废气导出的零部件集合体称为排气系统，其主要包括催化转化 器、消声器和排气管等，该系统的振动、噪声问题一方面影响汽车的舒适性，降低 汽车的品质；另一方面，影响交通噪声，污染环境。为此，国内外学者对此进行了 多方面的研究。 国外对汽车噪声的控制起步较早，其中消声器理论的研究最早始于2 0 世纪的2 0 年代，是美国的s t e w a r t 首先提出研究抗性的声滤清器理论。其后噪声控制技术和消 声器设计得到持续快速的发展，其中由日本福田基一教授的专著噪声控制与消声设 计的出版作为机动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， 奠定了消声器的理论研究的经典基础嗍。在七十年代，国外就采用了有限元法对消声 器进行研究分析，八十年代就实现了三维有限元分析0 1 ：完成了对一简单扩张腔式 消声器、内插管、锥形消声器、偏置式消声器以及回流式消声器传递损失的计算，证 明了三维有限元法对于结构复杂的消声器是一种有效的分析方法，而维理论是不适 用的”；研究了简单扩张式消声器扩张比、扩张室长度、扩张室内隔板数目以及不等 分腔等参数的变化对消声性能的影响。另外国外采用边界元法可有效地确定其四极参 数，并将非平均流动对声传播的影响考虑在内0 1 。 近来，计算流体力学( c f d ) 在发动机领域的应用越来越广，并逐渐形成一个独 立的发展分支，其中主要内容之一就是对发动机中的气体流动进行综合数值模拟，现 在c f d 在消声器内的应用也渐渐多起来。应用一维非线性模型可以预测流动特性、多 缸内燃机的容积效率、排气噪声、传递损失、排气系统内的冲击波等，但是一维理论 需要管道内的流量系数、管壁的摩擦系数、弯曲损失等，而这些参数通常由稳态流动 式，单个元部件的试验测量得到，与实际有着很大出入。相对来说三维模型对于这些 参数的依赖性较小，更为精确、理想。并且排气系统内的压力波动已经超过了线性压 力波动的范围，所以应采用三维非线性模型“。采用一维与三维相结合的计算流体力 学模型对消声器内不定常流动进行分析“1 ；为了节省时间，在整个排气系统内的气 体交换过程采用一维非线性流体力学模型，而对消声器内的气体流动及压力的变化则 采用三维非线性流体力学模型进行模拟。通过这种一维与三维的相结合的数值模拟方 法可同时预测发动机实际工况下消声器内部的压力损失和声学特性，在样品制造之 前，即可实现对消声器的预先优化。 近年来，随着现代数字信号处理技术的发展以及电子控制装置的性能成本的提 高，国际上又提出了有源消声器的概念“2 ”1 。 从上面叙述可以看出排气噪声的控制主要是消声器设计理论和模拟技术的发展， 主要关心的是排气系统管口辐射出噪声的控制技术，但是随着汽车车速不断提高，排 气噪声限值越来越低，对于消声器而言，其外壁本身就是一个面积很大的噪声源辐射 源，排气系统壳体辐射噪声或管道辐射噪声也引起了人们的关注“。首先看一下振 动辐射声数值方法的发展历程：在振动声辐射问题分析的早期，在借助于特殊函数、 级数逼近等方法( 例如分离变量法等) 得不到解析解的情况下，人们或者采用差分法 离散以获得数值解，或者采用里兹法或伽辽金法等近似方法来获得近似解。2 0 世纪 5 0 年代，有限元方法( f e m ) 一经问世，就显示出其巨大的优越性，迅速被应用于 4 声辐射问题的分析计算n “”“”。随着有限元在实际中的应用到后来暴露的不足，促使 边界元法的出现，边界元法的研究开始于2 0 世纪6 0 年代。后来在这两个基础的理论 上又出现了很多新的数值方法，可是最基本理论还是有限元和边界元理论。当然这些 经典理论在振动辐射声工程中的应用很多：d c h o d g s o n “删等编制了声辐射计算的 边界元方法软件，对落锤的低噪声设计进行了成功的研究。a r m o h a n t y 等运用有限 元和边界方法分析了微型卡车驾驶室内声场的自然频率、模态振型。 现在发达国家排气系统设计技术的一个总趋势：在发动机所有运行工况下将 进、排气系统及其构成元件相应的运行特性、气体动力特性和声学特性的实际可预 测模型合并成一个整体的程序，从而计算出气缸中随着气流通过气门时进行的循环 热力过程和气体动力过程，以及随之产生的歧管内和进排气系统波的运动“”，使发 动机性能、燃油经济性和污染排放之间达到一个最佳的匹配平衡。 1 2 2 国内研究现状 国内对汽车排气噪声研究较晚，直到1 9 7 9 年我国颁布执行机动车噪声标准后才 开始进行，并且工作重点侧重于试验研制。对于排气系统的噪声到现在一直主要是对 消声器的研究，也就是利用有限元和边界元等方法进行消声器的结构设计。消声器是 一种阻止声传播而允许气流通过的降噪装置，是控制气流噪声的主要技术措施。在消 声器发展过程中，首先出现的是无源消声器：阻性消声器、抗性消声器及阻抗复合式 消声器。随着技术的日趋成熟，无源消声器已经取得了很好的消声效果，现已经得到 广泛的应用。中国加入w t o 后，汽车工业面临着极大的挑战。现在我国在噪声控制 方面的落后随着噪声法规的日益严格以及市场竞争的日益激烈，引起了人们极大的关 注。不可否认的是，由于以前我们对机动车辆声控制的重视程度不够，监控不严格， 致使我国目前消声器的研究水平和技术水平与市场需求情况非常不协调，研究单位 少，投资少，开发能力差，产品技术性能低，至今产品设计还停留在发达国家八十年 代的水平。理论研究方面，中国科学院、北京劳动保护科学院究所最早在微穿孔消声 理论上做了一些工作。“。最近几年国内很多专家还是做了不少的工作，取得了很多的 研究成果，下面做一些简单的介绍； 束永平”1 对c p q 2 型叉车油泵齿轮箱在工作过程中单元形心处表面声压的计算 进行了实验研究。对其声压进行了详细深入的研究，收获很大。陈朝阳“”等人利用传 递矩阵法对汽车排气消声器进行了性能模拟，并基于理论模拟方法对消声器进行了优 化设计，取得了良好的效果。赵翔等陆喇编制了边界元方法计算程序b e m s r ，在半 消声室环境下，通过测量旋转式冰箱压缩机壳体表面的振动速度场来计算其外部辐射 的噪声场，这一具体结构和排气系统的壳体结构类似，有借鉴作用。郑泽红则利用 传递矩阵法对n j d 4 3 3a 柴油机的排气消声器的结构参数进行了优化设计。目前建立 的主要是简单的直管、穿孔管、插入管等简单元件的传递矩阵，而实际消声器形状往 往比较复杂，仅利用传递矩阵法很难解决。董正身啪1 等人采用二维坐标将声压作为未 知参数，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 2q 汽油 机消声器中的应用。这种方法面临的主要问题是计算量大。刘晓玲“”利用二维声学 边界元法建立了汽车排气消声器的降噪计算模型，计算了排气消声器的插入损失，经 与汽车匀速行驶车外噪声试验的比较，表明边界元法是消声器设计的一种简捷有效的 方法。文献 3 1 将有限元方法与边界元方法相结合，对箱型振动件的辐射声场进行预 测，其基本思路是：对箱型振动件进行有限元方法的分析，求取其振动特性及结构的 表面振速，然后再对其进行边界元方法计算，求出箱型振动件辐射声场的分布。文献 3 2 利用有限元软件a n s y s 和边界元软件s y s n o i s e 对一两端带有半球帽的双层加 肋圆柱壳的水下受激振动与声辐射作了数值计算分析：利用a n s y s 软件数值计算了 双层壳的轴对称模态以及当双层壳在水下受点力激励时外表面的法向位移、法向质点 振速及表面声压和法向声强的频率响应，然后，将法向位移数据传递给s y s n o i s e 软件，利用边界元技术计算了双层壳的辐射声功率、辐射效率的频率响应及其近场的 声压和声能流分布和远场指向性。文献 3 3 利用a n s y s 建立了水下船舶结构振动和 声场的耦合模型，并利用边界元软件s y s n o i s e ，对轻外壳面上的声强进行了预报， 该文献为解决大型复杂结构的耦合声振预报提供了一个典型的实例。以上的研究成果 对我们进行振动声辐射研究提出了很好的思路，现在比较成熟的理论就是用有限元方 法和边界元方法的互相配合使用进行辐射噪声的预报。 总结以上国内外的概况，可以看出国外在噪声控制的理论研究和汽车排气系统 的降噪水平都要领先于国内很多。在国内，对于排气系统的噪声控制还是集中在消 声器的设计，更多的考虑排气噪声的控制，对于排气系统的辐射噪声研究很少。但 我们可以看出最近有很多类似汽车排气系统结构的振动声场的研究，比如上面的文 献 3 l ，3 2 ，3 3 】等。基于以上背景的需要和国内外的发展趋势，在充分吸收前人的 成果的基础上，特提出对汽车排气系统的声振特性研究。 1 3 本文的研究内容 本文主要目的是在初步掌握振动和声学理论及其数值分析方法的基础上，应用 数值仿真分析方法研究常用消声器结构的消声性能和规律，以一款4 8 0 柴油车配装 的排气系统为研究对象，对其的声振特性进行深入的分析研究，并提出了改进方案， 取得了实际效果，从中探索出一种可以有效指导实验工作并能缩短开发或改进周期 的排气系统现代设计方法。论文的主要研究工作如下： ( 1 ) 第一点，论述国内外排气系统的研究状况和发展趋势，研究的背景、意义 等。 ( 2 ) 随着汽车车速的加速，排气系统的振动越来越剧烈，其可以直接导致排气 管道的开裂，以及影响车内噪声和车外辐射噪声。第二点，就对实际的整个排气系统 进行振动特性分析，包括模态分析和谐响应分析，其中振动分析结果可以作为后面对 其辐射噪声预测的边界条件。 ( 3 ) 第三点，叙述排气系统噪声的一些基本理论和控制方法，为其后的几章排 气系统的消声性能模拟分析、结构改进设计、噪声预测等提供必要的基础理论知识。 ( 4 ) 第四点，对不同结构的消声器的消声性能进行模拟分析，得出了膨胀腔、 穿孔管、阻性消声器等不同消声结构的消声特性，总结一些结构参数对消声性能影响 的规律。 ( 5 ) 第五点，在模拟分析的结果上，加上消声器的控制技术，对一款实际的消 声器进行结构改进，使其达到对应的国家标准。 ( 6 ) 第六点，在振动分析的基础上，对排气系统的辐射进行尝试性的预测分析。 ( 7 ) 第七点，全文工作进行总结，提出关于排气系统噪声控制的下一步研究方 向。 2 振动特性分析 在发动机及路面的激励下，排气系统振动能量通过吊挂传递给车身，导致车身振 动并产生结构声，振动也会激起排气系统本身以及车内噪声，因此排气系统的振动特 性严重影响着汽车的n v h 性能。随着车速的提高和人们对汽车舒适性要求的不断 提高，对汽车振动和噪声控制的研究也越来越重视嘲。 国内外对排气系统振动特性的分析主要是通过数值模拟和试验模态分析优化排 气系统本身的结构或确定橡胶吊挂的位置。因结构的复杂性，采用数值方法分析时， 建立准确数值分析模型有一定的困难，现在主要采用简化的数值分析模型来进行排气 系统的模态分析，结合试验模态了解排气系统的振动特性。 本课题研究的排气系统存在怠速状态下排气尾管振动强烈的问题，为此，对其进 行数值模拟和模态试验分析，找出其本身的振动参数，通过改变吊挂点的位置，解决 了存在的振动强烈问题，有效地提高了排气系统的寿命，降低车身振动和车内噪声水 平。 2 1 振动分析原理 现代机械不断向高速、轻量、低能耗和高性能发展，机械和结构的振动与噪声问 题日益突出，故在机械和结构的设计与制造过程中，必须进行机械和结构的振动特性 分析。对样机、样件进行振动模态试验，已成为新产品研制中不可缺少的重要步骤。 根据振动系统需要的独立坐标个数可以将振动分为单自由度振系和多自由度振 系。较为复杂的机械或结构很难用单自由度模型来准确描述振动特性，因实际结构的 质量和刚度都是分布参数，属无限多个自由度的弹性体。但通过适当的转化，可将分 布参数系统离散为集中参数的多自由度系统。可以通过牛顿法、拉格朗日法、柔度系 数法等建立多自由度具有普遍意义的振动微分方程。 阻】每2 ) + c 如1 + 医k = 妒 ( 2 1 ) 阻】、【c 】、k 1 ：结构的质量、阻尼、刚度矩阵 扛2 、扛l j 、斟：结构的加速度、速度、位移列阵 f ：作用在结构上的力列阵 振动根据上述微分方程的求解形式不同可以分为振动分析、系统识别、振动环境 的预测。这些就是振动要研究的三大类型。其中的振动分析就是已知激励力f 和系统 特性参数h ( 印) ，求解响应的分析过程。振动分析也就是求解上述运动微分方程过程， 主要是求解系统的固有频率和振型，其求解方法，对于自由度较少的系统可以采取由 特征方程求解固有频率及主振型，但对于自由度很大的系统，计算量大增；另一方面， 工程振动的许多实际问题，往往只需要求出最低几阶的固有频率和振型即可。因而， 简易的近似计算法，对工程设计