排气系统的分析与设计毕业设计论文（）.doc

排气系统的分析与设计摘 要随着城市车辆的增多噪声污染已经严重地干扰人们的生活汽车排气噪声是汽车的主要噪声源之一而汽车排气系统的性能决定着排气噪声的水平本文通过对汽车排气系统分析评价该排气系统的整体性能同时也研究了消声器以及排气系统的开发设计方法 建立排气系统分析模型应用有限元分析软件对汽车排气系统的声场特性进行计算得到系统的声场分布情况归纳出穿孔管的结构参数与消声器消声性能的影响关系其仿真分析结果对排气系统整体性能的优化具有重要指导意义经过研究分析总结出排气消声器的开发设计流程典型消声结构的计算方法等为下一步开发出可用于排气消声器设计与性能预测的软件提供了重要依据Analysis and design of the exhaust systemABSTRACTAlong with the city vehicle increasing noise pollution has seriously disrupt peoples lives Automobile exhaust noise is one of the main noise source of automobile and the automobile exhaust system performance determines the exhaust noise level Therefore a good set of exhaust system with a muffler is better for reducing engine exhaust noise effectively so the exhaust system muffler design is being paid more and more attentionIn this paper based on the comprehensive analysis of the automotive exhaust system the exhaust system performance but also on the muffler and exhaust system design method Establishment of the exhaust system analysis model using finite element analysis software for automotive exhaust system characteristics of sound field calculation system field distribution summarizes the structure parameters and the perforated tube muffler performance influence The results of simulation analysis on exhaust performance of the whole system has important guiding significance for optimization Through research and analysis summed up the development of exhaust muffler design process typical anechoic structure calculation method as well as the exhaust system design methods and process development for the next step which can be used for exhaust muffler design and performance prediction of software provides important basisKEY WORDS Automotive exhaust systems acoustic analysis Noise Controlthe design of muffler前言1第1章 绪论311汽车排气系统的国内外研究状况312本课题的主要研究目的与内容4第2章 汽车排气系统理论基础621汽车排气系统理论6211汽车排气系统的基本要求6212汽车排气系统的结构组成及其功能6213汽车排气系统设计中的材料分析及其选择922汽车排气系统的声学分析11221排气系统噪声发生机理11222影响排气噪声的主要因素12223降低排气噪声的主要方法13第3章 汽车排气系统消声器的开发设计1531消声器的基础理论1532汽车排气消声器分析设计方法16321排气噪声的频率特性16322消声器的设计指标的确定1733消声器结构的确定18331消声器的结构类型的确定18332排气消声器进出气管内径的确定18333消声器容积及截面形状的确定19334消声器外形尺寸L和D以及消声器腔数n的确定21335消声器各腔长度的确定22336消声器穿孔管扩张腔结构参数确定23337消声器内各腔连接的确定2434消声器声学性能分析方法24341 一维平面波理论分析25342 三维数值仿真分析方法2535消声器空气动力性分析计算2736消声器的改进设计29第4章 汽车排气系统消声器的设计3041消声器结构基本参数的确定30411 排气消声器进出气管内径的确定30412 消声器容积及截面形状的确定30413 消声器外形尺寸L和D以及消声器腔数n的确定30414消声器各腔长度的确定31415 消声器结构参数确定结果32416 内插管布置方式及长度确定3342消声器结构模型的建立3343消声器最终结构的确定34结论35谢 辞36参考文献37前言汽车工业的快速发展和交通的日益发达使得汽车保有量大幅增加带来的交通噪声污染也日益严重据资料表明城市噪声的80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为了限制交通噪声污染各国大都制定了严格的相关法规而且每隔几年就要修改一次并且随着汽车市场竞争越来越激烈低噪声已经成为乘坐舒适性的一部分与动力性经济性和排放性一起成为了评价汽车品质的重要指标发动机噪声是汽车的主要噪声源要降低整车噪声应首先从降低发动机噪声入手排气噪声有事发动机的最大噪声源它往往比发动机的其他噪声高1015dB可见控制排气噪声是重中之重作为降低和控制汽车排气噪声的一种有效途径消声器在汽车发动机排气系统中得到了广泛的应用但消声器在降低排气噪声的同时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因此研究消声量高功率损伤小的排气系统消声器便成为降低汽车噪声从而控制环境噪声的主要措施传统的排气系统内消声器设计主要是一维平面波理论但该理论难以正确模拟三维波动效应等实际因素的影响分析结果相对不准确随着日益严格的噪声和排放法规的规定排气系统的功能已不仅仅是单纯的将废气导出对排气系统的要求是在尽可能低的排气流动阻力下排出尽量少的有害物质并在车辆的特定部位以尽可能低的热辐射尽可能少的噪声排气排气管表面不仅要光滑流通断面不要突出外形尽量符合气流流线排气噪声是汽车及发动机中能量最大最主要的噪声源除基频噪声及其高次谐波噪声外排气噪声还包括排气总管和排气歧管中存在的气柱共振噪声气门杆背部的涡流噪声排气系统管道内壁面的紊流噪声等此外排气噪声还包括废气喷射和冲击噪声排气噪声的控制策略主要是 1 从排气系统的设计方面入手如合理设计排气管的长度与形状以避免气流产生共振和减少涡流 2 废气涡轮增压器的应用可降低排气噪声但最有效的方法还是采用高消声技术使用低功率损耗和宽消声频率范围的排气消声器本文对汽车排气消声器进行性能分析与设计对设计高性能的消声器降低汽车排气噪声有一定的重要意义 第1章 绪论11汽车排气系统的国内外研究状况排气系统在汽车的发动机上起着重要的作用而消声器作为排气系统的一部分作用更是不言而语消声器是一种既能降低噪声又能使气流顺利通过的设备经过众多前人长期的研究消声器的结构形式和计算方法都得到了不断完善最早出现的是无源消声器它包括阻性消声器抗性消声器及阻抗复合式消声器其中抗性消声器又发展为扩张式消声器共振式消声器无源干涉消声器以及近几年我国学者研究出来的微穿孔板消声器等二十世纪五十年代国际上提出有源消声器的概念但在我国应用最多的还是无源消声器消声器的理论研究最早可追溯到1922年美国学者Stewart率先应用声学滤波理论指导抗性消声器设计利用集中参数近似算法分析消声器元件这种原理只在声波远大于消声器尺寸时才成立五十年代中期Davis等人采用以为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侧支共振腔五十年代后期Igarashi等人利用等效电路的方法计算了消声器的传递矩阵这种以四极参数为基础的传递矩阵法在不考虑流速和温度梯度的平面波范围内计算结果比较准确针对气流对消声器性能的影响各国学者导出了存在气流时的声传递矩阵这就是线性声学的声波分析法这些声传递的矩阵的建立依赖于以下五个假设1线性化假设2无损耗假设3均匀流动假设4均匀参数假设5平面波假设一维近似理论以上都是基于一维平面波理论对消声器内部声场做近似的理论分析当声波长远大于截面几何尺寸且噪声频率不太高时平面波假设与实际情况比较一致但随着消声量要求的加大消声器的结构形式都比较复杂截面几何尺寸一般都不会远小于声波波长这时在扩张腔内出现了高次模式波采用平面波与线性化家社会产生较大偏差特别是当声波频率较高波长相应较短时这种偏差更明显消声器在国内的研究也经历了由早期的实验方法到一维平面波理论的辅助分析以及现在的三维数值模拟分析从单纯考虑声学特性到考虑流速温度的影响过程1994年江苏理工大学的蔡超等用有限元方法计算了轴对称抗性消声器的传递损失通过实验验证和声传递矩阵计算结果对比发现有限元具有较高的精度1998年大连理工大学的季振林等使用传递矩阵和边界发计算了整个排气消声系统的四极参数使用双负载法和特征线法确定发动机的声源阻抗和强度实现内燃机排气噪声和消声器插入损失预测并与实测结果相吻合良好2003年吉林大学的丁万龙用边界法对摩托车排气消声器进行了数值仿真分析在实验验证的基础上提出了切实可行的方案综上所述在消声器声学特征和空气动力特性预测分析方面前人已做了大量的工作在形成了很多好的理论和方法供我们借鉴和参考相对来讲我国在这方面起步较晚要缩短我国和国外的差距在提高消声器实验技术和试验设备完善数值模拟方法方面我们都有待发展12本课题的主要研究目的与内容不同类型汽车的排气系统大都一样但不同类型汽车发射的噪声功率和频谱特性有很大差异由于物理性能上的差异以及文化传统和生活方式的影响人们对噪声的接纳已经更多地加入了主观因素对消声器的性能提出了更高的要求性能的影响因素本文对单扩张腔消声器进行分析研究总结了消声器结构参数气流温度流速等对消声器综合性能的影响情况为消声器的设计与改进提供为了设计出高性能的排气消声器研究消声器综合消声依据本文针对某一典型发动机排气系统设计了消声器预测了其综合性能本文的具体内容如下1总结当前排气系统的理论基础和消声器的设计理论方法分析消声器声学性能及空气动力学性能的影响因素2采用基于相关声学分析的方法分析消声器结构参数等对消声器内部流场声场等的影响从而研究消声器中的流场压力损失再生噪声等对消声器性能的影响为消声器的设计与改进提高依据3针对某典型发动机利用当前消声器的设计方法确定消声器的结构尺寸和基本参数4预测分析各改进消声器的综合性能选择综合最优的消声器结构并绘制排气系统装配图和零件图第2章 汽车排气系统理论基础21汽车排气系统理论211汽车排气系统的基本要求1必须满足发动机的有关要求如排气背压功率损失等2排气系统中的元件不得承受由于重量惯性力元件的相对运动或由于过热膨胀产生的直径变化而引起的过大应力3排气系统必须能防止由于路边飞溅下雨冲洗或其他任何途径的水进入发动机或增压器4排出的废气必须扩散以免对进气的清洁功能冷却系统的效率发动机合适的环境和运转产生不良影响5排气系统必须能使由于发动机产生的噪声降低到符合相关法规要求的程度212汽车排气系统的结构组成及其功能排气系统是客车底盘一个重要的组成部分它的主要作用是将发动机工作时产生的废气排出并且降低排气时所产生的噪声减少环境污染和产生辅助制动它的设计质量直接关系到客车的动力性舒适性和安全性能另外它对发动机的使用寿命也会产生重要影响排气系统从靠近发动机的方向开始由排气歧管前管挠性管催化转换器中心管主消音器和末端管等7个零部件构成根据车种的不同有的安装了数个催化转换器有的安装了副消音器客车排气系统是主要是排放发动机工作所排出的废气同时使排出的废气污染减小噪音减小客车排气系统主要用于轻型车微型车和客车摩托车等机动车辆1排气歧管排气歧管又叫排气支管是发动机的一个重要组件它的设计是一项很专业化的工作排气歧管与发动机的匹配由发动机厂完成作为客车生产厂家只要买进发动机总成就可以了发动机在工作过程中所产生的废气通过排气歧管进入排气管它与排气管之间通过挠性法兰或者弹性波纹管联接图 2-1 排气系统的组成2前排气管排气管的主要作用是将发动机工作过程中所产生的废气排除排气管不能因为自身的重量及产生的惯性弯矩和相对运动或因其受热膨胀产生形变而影响排气歧管和涡轮增压器的正常工作以至于过载产生附加应力造成损坏所以设计时要在其满足其刚度强度的前提条件下要尽量使排气管的质量减轻其材料可以选薄壁中碳钢钢板或者不锈钢钢板当排气管过长时要考虑增加辅助支撑来固定排气管减少因排气管过长所产生的弯矩扭矩对发动机排气歧管涡轮增压器产生影响但是从另一方面来看这样做又会影响排气歧管连接法兰的运动自由度同时为了减轻排气管的热膨胀应力在排气管路采用热补偿装置常用的热补偿装置一一般有两种形式一种是采用弹性的波纹管另一种是挠性连锁式接管这两种方式各有特点弹性波纹管的的密封性能比较好但它的热补偿性较差使用寿命不长而且它的价格相比也较贵相比之下挠性连锁式接管的热补偿性和使用寿命都好于弹性波纹管但它的密封新不太好在设计时应根据具体要求来选择3催化反应器为减少汽车排出的废气对空气的污染安装了被称作催化转换器的排气净 化系统催化转换器安装在排气歧管下面或底盘下面等因此要能够经受住高温和 振动等苛刻条件的考验对于催化载体在使用了铁素体系不锈钢箔材制作的金属 载体使用铁素体系不锈钢箔材的原因是它的热冲击特性小且热容量小的缘故金 属载体由采用不锈钢钢箔制作的蜂窝状型芯和采用不锈钢钢板制作的外壳构成蜂 巢上的型芯是把平箔材和波浪状箔材卷起后通过钎焊等焊接结合而成的外壳要求 具有高温强度耐高温盐害性加工性250Hz400Hz上的噪声最高所以对消声效果要求较高的消声器可以在内腔衬以吸声材料同时消声器体积要小结构要简单合理坚固耐用因此需合理选择消声器的形式和主要参数5排气尾管发动机的末端管的设计必须合理必须保证客车排出的尾气不至于吹到车身上也不能是排出的尾气被吸进空气滤清器影响发动机的工况末端管设计的合理性和美观性将影响客车整体的设计质量和外观性在设计排气尾管的时候为了有效控制排除尾气的排出方向可以将尾气排器口设计成鸭嘴行或者是朝下45度开斜口213汽车排气系统设计中的材料分析及其选择1排气歧管汽车排气歧管使用的氏球墨铸铁但随着发动机性能的提高排气温度会上升且由于对减轻零部件重量的需要因此不锈钢的使用量正不断增加 排气歧管所用的不锈钢有奥氏体系不锈钢和铁素体系不锈钢奥氏体系不锈钢的高温强度好但容易发生氧化皮剥落因此在抗氧化性方面不如铁素体系不锈钢另一方面铁素体系不锈钢的抗氧化性好但高温强度不如奥氏体系不锈钢热膨胀系数小的铁素体系不锈钢在热疲劳特性方面是有利的因此铁素体系不锈钢钢种主要可用作排气歧管初期为适应排气温度为800左右的需要使用的是YUS409D11Cr-TI其后由于排气规定的强化为适应排气温度的升高采用了高温特性好添加19Cr-Nb的YUS18019Cr-Nb再后来由于在高温特性的基础上又对经济性提出了要求于是开发了优化成分的YUS450-MS14Cr-05Mo-Nb-Ti另一方面近年来随着排气规定的强化排气温度变得更高如果达到950以往的材料就无法适应因此开发了增加Cr和Nb添加量再添加Mo以此提高抗氧化性和高温强度的YUS190-EM19Cr-2Mo-Nb-Ti新日铁生产的排气歧管材料YUS450-MS和YUS190-EM的特征在于Nb-Ti的混合添加由此可以提高高温特性尤其是可以提高热疲劳特性根据合金元素对铁素体系不锈钢在950时02屈服强度的影响可知NbMoW和Ta有助于提高屈服强度尤其是添加少量的Nb效果更好另外Mo和Nb在固溶状态下有助于高温强度化但是Nb在高温下长时间使用过程中会析出碳化物和莱夫斯相固溶Nb会随着时间推移而下降高温强度也会下降因此为抑制这种固溶Nb量的下降造成高温强度下的下降研究了Nb-Ti混合添加的作用根据Nb单独添加钢和Nb-Ti混合添加钢在900时的02屈服强度随900时效变化的曲线可知Nb-Ti混合添加钢伴随时效的强度下降小这是由于添加Ti可抑制粗大Nb碳化物M6C析出的缘故具有高温强度的14Cr系Nb单独添加钢和Nb-Ti混合添加钢在约束率变化后热疲劳试验的结果表明在100约束的情况下Nb-Ti混合添加钢有时高温强度低热疲劳寿命比Nb单独添加钢的短但是当约束为50时Nb-Ti混合添加钢的热疲劳寿命会大大延长超过Nb单独添加钢的热疲劳寿命可以认为这是由于当约束率降低时热疲劳强度在总体上会提高由于延长在高温下的保持时间如果是在采用上述Nb-Ti混合添加钢它能通过添加Ti抑制Nb碳化物的析出使高温下热疲劳强度下降变小的缘故实际汽车排气系统零部件材料会因周围部件的影响而在约束状态下承受反复的热滞后所以其热疲劳特性是很重要的但在实际中是无法获得100约束率因此在约束率低的情况下Nb-Ti混合添加对提高热疲劳特性非常有效作为今后的发展趋势是排气温度将继续升高因此需要高温度和热疲劳特性更好的材料另外由于排气歧管具有复杂的形状因此希望提高成形性使加工变得更加容易2前管前管使用的材料有SHU409LSUS436L17Cr-1Mo-LCNSUS430J1L等铁素体系不锈钢但在采用中空双重时还有的使用奥氏体系不锈钢作内管作为今后的发展趋势低成本抗氧化性和热疲劳特性好的铁素体系不锈钢毫无疑问将成为主流尤其是由于排气温度的高温化和管子的薄壁化可以认为将采用高温性能更好的钢种3催化转换器对于催化转换器用箔材的要求是抗氧化性要好因此使用了Fe-Cr-Al系铁素体不锈钢具有代表性的钢种是Fe-20Cr-5Al合金为提高氧化皮膜的密封性还有的添加了少量HfYCe等稀土类金属元素REM今后对抗氧化性的要求将会进一步提高对于催化转换器的外壳大部分是使用SUS43017Cr系不锈钢但随着排气温度的升高目前还有的正在使用SUS430J1L或SUS429系等高温特性更好的铁素体系不锈钢4主消声器各种不锈钢耐冷凝水腐蚀性的比较结果表明在有盐化物共存的条件下容易发生点腐蚀为抑制在这种环境下发生点腐蚀有效的办法是添加Cr和Mo基于这一点考虑目前正在加快材料的开发作为内外面都处于严酷腐蚀环境下的主消音器用材料以往使用的是热浸镀铝钢板和SUS410L及YUS409D但目前正采用耐蚀性更高的不锈钢予以替代最初采用的是高Cr耐蚀性好的YUS180和减少Si含量提高加工性的YUS180S其后随着实际消音器用材料在腐蚀环境下评价的发展提出了各种与之相应的不锈钢评价试验法新日铁提出了半浸渍加热循环试验法下称NSC试验法采用这种方法能对接近实际环境下的消音器用材料耐蚀性进行评价结果可知添加Cr和Mo能有效地抑制不锈钢在冷凝液中发生局部腐蚀于是开发了YUS436S17Cr-12Mo-Ti该钢的特征是通过优化Cr和Mo的添加量抑制了决定消音器寿命的点腐蚀的发生和扩大另外为固定碳化物不选择添加Nb而是选择添加Ti因此采用高效率的普通钢生产工序采用串列式轧机冷轧-连续退火-酸洗就能生产出目前YUS436S正被广泛用作排气系统用零部件最近由于降低成本的需要正重新看待实际消音器的腐蚀环境随之液正在进行相应的材料选择有的已开始使用YUS43217Cr-05Mo-Ti出于美观和防腐的需要有的外壳或末端板采取镀铝处理5排气尾管由于末端管的使用温度低因此从材料的性能来看使用镀铝钢板就可以了但是从图案性的方面来看有的使用SUS409L和SUS430系等高纯度铁素体系不锈钢有的则使用奥氏体系的SUS304不锈钢在对图案有特别要求的情况下还有的使用镀Cr不锈钢钢管或热浸镀铝不锈钢钢管22汽车排气系统的声学分析221排气系统噪声发生机理发动机的排气过程按照排气气流的流速可分为自由或称超临界排期阶段和强制或称亚临界排气阶段当排气门开启时高温高压的排气由气缸内已接近当地声速的流速排入排气管中在排气门附近发生压力剧变形成强烈的压力扰动波压力波在气缸内发生多次反射产生强烈的噪声影响排气噪声的主要因素有气缸压力排气门直径发动机排量以及排气门开启特性等排气噪声一般包含以下成分基频排气噪声气柱共振噪声涡流噪声废气喷注和冲击噪声紊流噪声等222影响排气噪声的主要因素 1 发动机转速和负荷对排气噪声的影响影响排气噪声的主要因素是气缸压力排气门直径法定及排量以及排气门开启特性等对同一台发动机来说影响排气噪声最大的因素是发动机的传递和负荷以一台4缸2升的柴油机在空负荷不同排气系统时的排气噪声与传递作比较由相关数据显示当转速增加一倍时排气噪声增加1214dB不同的排气系统对噪声级随转速变化的影响不大由于排气压力与发动好几负荷密切相关因此排气噪声在空负荷和全负荷时差别较大由相关数据显示几种不同的发动机在转速增加一倍时空负荷的排气噪声增加1014dB二全负荷时的排气噪声仅增加59dB这就说明发动机在全负荷时各转速下的排气压力变化是不大的综合试验数据得出排气噪声与发动机转速平均有效压力发动机排量的关系如下四冲程汽油机L 28lgn20lgPe15lgVhK1 四冲程柴油机L 25lgn20lgPe13lgVhK2式中n为发动机转速rmin Pe为平均有效压力kgf cm2 Vh为发动机排量l K1K2为与发动机结构有关的常数2 不同类型发动机排气噪声的比较 同等功率的二冲程机比四冲程机的排气噪声大主要原因是二冲程机为了充分换气一般比四冲程机排气开始时刻早因而排气开始时气缸压力较高故排气噪声大些二冲程机通常转速较高单位时间内平均换气量比四冲程机多排气次数也多一倍因此产生的气流声和涡流声大频率也高为了保证扫气效果二冲程发动机不宜采用结构复杂的消声器柴油机一般比汽油机的排气噪声大这是因为柴油机工作时最高爆发压力和压力增长率均比汽油机的高因此同等功率相比柴油机排气噪声较大同一功率的发动机往往汽油机的缸数较多因而改善了排气系统中的气流脉动3 涡轮增压对排气噪声的影响采用涡轮增压后由于气门开启瞬间所产生的噪声通过涡轮机之后其能量将有很大衰减再自涡轮机排气口排出时噪声将明显降低这是非增压四冲程机明显的低频部分的基频噪声消失了而涡轮机本身所具有的高频涡流噪声仍然具有较高的噪声223降低排气噪声的主要方法1 从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往往又要涉及到排气系统如凸轮轴气门机构以及气缸盖的设计而这些又要影响到内燃机其他方面的性能因而需要综合考虑并进行大量的试验研究主要工作集中在不改变发动机性能和排气系统不做大的改变的情况下采取一些措施来降低声源噪声诸如改变排气歧管的布置使吹过管口的气流方向与该管的轴线方向夹角保持在最不易策动该管发生共振的角度范围内合理设计各支管的长度使管的声共振频率错开使各排气支管管口及各管之间连接处都有较大的过渡圆角减小界面突变避免管口存在尖锐的边缘以减弱声共振作用提高排气门杆气门歧管和排气道内壁面的光洁度以减小紊流附面层中的涡流强度在保证排气门刚度和强度的条件下尽可能地减小排气门杆直径等等2 从噪声源外围采取措施 噪声减振措施包括采用消声器和控制由发动机排气歧管传来地机械振动这些措施的采用不影响发动机的性能又比较容易实现其中最主要最有效最简单的是采用排气消声器隔离排气歧管传递的振动隔振是一种有效的降低噪声的方法将软弹性管装在排气歧管和前排气管之间以便隔离由排气歧管传来的振动用消声器消声现在用得最普遍的方法是安装消声器消声消声器消声与其它消声方法相比更具有针对性它可针对峰值频段制定消声策略其实际效果也随着消声器设计技术的发展而最为显著这也正是本文所研究的主要内容第3章 汽车排气系统消声器的开发设计31消声器的基础理论311 消声器的基本工作原理汽车消音器的原理就是其排气管是由两个长度不同的管道构成这两个管道先分开再交汇由于两个管道的的长度差值等于汽车所发出的声波 波长的一半使得两列声波在叠加时发生干涉时相互抵消而减弱声强使声音减小从而起到消音的效果 阻性消声器主要是利用多孔吸声材料来降低噪声的把吸声材料固定在气流通道的内壁上或按照一定方式在管道中排列就构成了阻性消声器当声波进入阻性消声器时一部分声能在多孔材料的孔隙中摩擦而转化成热能耗散掉使通过消声器的声波减弱阻性消声器就好象电学上的纯电阻电路吸声材料类似于电阻因此人们就把这种消声器称为阻性消声器阻性消声器对中高频消声效果好对低频消声效果较差 抗性消声器是由突变界面的管和室组合而成的好象是一个声学滤波器与电学滤波器相似每一个带管的小室是滤波器的一个网孔管中的空气质量相当于电学上的电感和电阻称为声质量和声阻小室中的空气体积相当于电学上的电容称为声顺与电学滤波器类似每一个带管的小室都有自己的固有频率当包含有各种频率成分的声波进入第一个短管时只有在第一个网孔固有频率附近的某些频率的声波才能通过网孔到达第二个短管口而另外一些频率的声波则不可能通过网孔只能在小室中来回反射因此我们称这种对声波有滤波功能的结构为声学滤波器选取适当的管和室进行组合就可以滤掉某些频率成分的噪声从而达到消声的目的抗性消声器适用于消除中低频噪声 把阻性结构和抗性结构按照一定的方式组合起来就构成了阻抗复合式消声器微穿孔板消声器一般是用厚度小于1mm的纯金属薄板制作在薄板上用孔径小于1mm的钻头穿孔穿孔率为1一3选择不同的穿孔率和板厚不同的腔深就可以控制消声器的频谱性能使其在需要的频率范围内获得良好的消声效果小孔消声器的结构是一根末端封闭的直管管壁上钻有很多小孔小孔消声器的原理是以喷气噪声的频谱为依据的如果保持喷口的总面积不变而用很多小喷口来代替当气流经过小孔时喷气噪声的频谱就会移向高频或超高频使频谱中的可听声成分明显降低从而减少对人的干扰和伤害有源消声器的基本原理是在原来的声场中利用电子设备再产生一个与原来的声压大小相等相位相反的声波使其在一定范围内与原来的声场相抵消这种消声器是一套仪器装置主要由传声器放大器相移装置功率放大器和扬声器等组成内燃机工作时废气以脉冲的形式从排气缝隙中喷出产生能量很高频谱很复杂的噪声这种噪声呈现出明显的宽频带特征随着内燃机结构种类以及内燃机转速等的不同将会有不同形状的频谱内燃机的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排气噪声的组成主要分为低频脉动噪声排气管道内的气柱噪声气缸的赫尔姆霍茨共振噪声高速气流在通过排气门环隙及曲折的管道时所产生的喷注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汽车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内主要包括燃烧噪声和气流通过其口的空气动力噪声频率在 I000Hz 以上并且随气流速度增加频率显著提高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且气噪声随排量转速功率平均有效压力的增加而提高内燃机周期性燃烧过程和进排气门开闭时所产生的低频脉动冲击噪声的基频及其谐波频率 3-1 式中 N为内燃机主轴转速i为气缸数k为谐波序数为冲程系数对于二冲程 1 四冲程 2 322消声器的设计指标的确定由于汽车排气消声器需要在不同负荷不同转速下工作这就要求排气消声器在不同温度流速下在宽频带范围具有较高的消声值较低的功率损失重要的是选择合理的设计指标国际上评价汽车噪声通常采用以一定工况加速或匀速行驶时产生的A计权整车噪声级作为评价量汽车噪声是一个典型的综合噪声源包括排气噪声发动机噪声车体振动噪声等排气消声器的功能仅是降低排气噪声消声量过大牺牲发动机功率和增加成本并不能进一步降低整车噪声反之 消声器的消声量过小 排气噪声仍是主要噪声源达不到降低整车噪声的目的消声器的合理设计指标取决于车辆类型和其它噪源的强度针对我国汽车噪声的现状表 31所列各类消声器推荐设计指标是合理可行的表31各类消声器推荐设计指标 车辆类型插入损失ILdB A 功率损失比摩托车2025 5载重汽车2025 5工程车辆1530 5大中型客车2530 5小轿车3040 533消声器结构的确定331消声器的结构类型的确定按照消声机理不同可将消声器分为阻性消声器抗性消声器和阻抗复合式消声器三大类阻性消声器主要利用吸声材料增大声阻来消声具有良好的中高频消声效果抗性消声器则是利用管道截面突变旁支管和共振腔等造成声传播时阻抗失配 主要是声抗 从而达到消声的目的具有良好的低中频消声效果阻抗复合型消声器是综合上述两种消声器的特点制成的即将扩张室共振腔和吸声材料组合在一起构成消声器兼有阻性和抗性的作用在很宽的频率范围内都有良好的消声性能从对汽车排气消声器的要求来看采用抗性消声器最为合适因为它是全金属结构机构简单能耐高温耐腐蚀耐气流冲击成本低寿命长为了弥补其高频消声效果差的缺陷往往需要采用如穿孔板或多级组合等对高频消声效果较好的结构本文设计的消声器为扩张式和共振式组合的抗性消声器332排气消声器进出气管内径的确定消声器进出口管的直径直接影响排气管气流的流速消声器的扩张比以及消声器的功率损失等消声器进出口管的直径不得小于内燃机排气管出口或排气道口的直径否则将因排气背压增高引起功率损失增加同时易产生高速气流而高速气流容易激发再生噪声从而影响消声器的实际消声效果消声器进出口管的直径也不宜过大否则将会降低扩张比 m从而降低消声器的消声量一般消声器前插入管的气流速度可取 v 6090ms 初步选择进气管气流平均流速再根据如下公式确定排气管截面积 3-2式中v为排气流速为 取决于排气温度的系数通常取 12之间n为内燃机转速为内燃机总排量为冲程数为排气管截面积由公式 3-3确定进排气管的直径 3-3综合比较内燃机排气管出口或排气道口的直径和上述公式计算确定的结果最终确定消声器的进出口直径333消声器容积及截面形状的确定1 消声器容积的确定消声器容积合理的选择方法应是在使用条件允许的情况下尽量取大的容积为宜因为容积增大有助于降低下限失效频率增加消声效果减小阻力损增大对脉动气流的缓冲作用而容积太小会引起内燃机功率损失的增加 消声效果下降但是消声器尺寸的大小要受其安装位置生产成本等的约束目前一般是根据发动机排量的大小来确定其尺寸为了估算消声器容积 Ve的大小一般有一下三种计算公式LHBilley推荐的四冲程内燃机消声器容积计算公式 3-4 式中K 为常数用于城市及公路货车K 35000用于客车及轿车K 50000 为内燃机排量n为内燃机标定转速 rpm N 为内燃机气缸数 美国 Ne1Son公司推荐的经验公式如下来进行估算 3-5 式中 为发动机排量 L n为发动机额定功率转速 rpm T为发动机冲程数 N为发动机气缸数 Q为常数根据不同的消声要求可取 56 消声器容积 3-6 式中 C为经验常数根据消声器所要达到的指标而定 A 类消声器 消声量10dB A C 23 B 类消声器 消声量15dB A C 45 C 类消声器 消声量20dB A C 78 D 类消声器 消声量25dB A C 1013 为气缸修正值 3-7 i为气缸数为内燃机冲程数修正系数四冲程 1二冲程 2 为消声器应用于不同类型内燃机的修正系数非增压柴油机 1 非增压汽油 098增压内燃机 为增压比 为内燃机转速修正系数 为标定转速 为内燃机压缩比修正系数汽油机 柴油机 为压缩比 为发动机排量 L 2 消声器截面形状的确定由于布置空间和外观需要等原因往往将消声器做成各种形状常见的有圆形截面椭圆形截面等依据一维平面波理论只要扩张比相同不同形状的消声器性能是一样的但实际上由于高次谐波的存在不仅消声器的形状而且进出气管的位置等对消声器性能都有一定的影响通过用有限元法对不同形状的消声器性能进行数值模拟在频率较低的平面波范围内消声器的性能仅与扩张比有关而与截面形状无关而当频率较高时由高次谐波的影响在扩张比相同的条件下不同截面形状的消声器的性能是不一样的在各种不同的截面形状中 截面为圆形的消声器性能最优 在截面积相同的条件下消声器越是扁平其性能越差因此在设计时不影响消声器安装空间尺寸的条件下截面形状应尽量取圆形334消声器外形尺寸L和D以及消声器腔数n的确定1消声器外形尺寸L和D的确定消声器容积 V 确定之后消声器的直径和长度也可确定一般可通过预期消声量要求确定膨胀比 m再根据膨胀比 m 由公式3-8确定消声器外型尺消声器扩张腔横截面面积 3-8式中 为进出口截面积 为消声器扩张腔横截面面积由于不同截面形状的面积计算公式故不同截面形状的消声器外形尺寸 D和扩张比 m的直接关系式是不同的本文以圆形截面的消声器为例为将公式3-8化简得到公式 3-9 在扩张比 m 确定后选定容积实际上就已确定了消声器的长度根据消声器体积公式3-10确定消声器长度L 3-10 一般消声器的纵横比 LD 155对于直通式消声器LD 68LD 越小说明消声器越短粗膨胀比越大最大消声量也大高频消声效果好但是低频消声效果差反之消声器的 LD 越大说明消声器越细长虽然高频消声效果差些但低频消声效果好2消声器腔数n的确定消声器腔数n越多从理论上讲最大衰减量为 消声量越大高频消声效果好而低频消声效果差但腔数多制造材料消耗和加工时间增多成本增加因此消声器分隔的腔数多少应与消声特性和消声量相配合一般 可根据消声量选择按照下列经验公式3-11确定消声器的腔数nA 类消声器 消声量10 dB A n 23 B 类消声器 消声量15 dB A n 34 3-11 C 类消声器 消声量20 dB A n4335消声器各腔长度的确定当消声器的容积纵横比 LD腔数 n 确定之后如何分配各腔的长度尤其是第一腔长度 L1 的确定十分重要它承担着消声器的主要消声性能和缓冲高温高速脉动气流的任务一般第一腔的容积不应小于内燃机排量 的 13倍当内燃机标定转速 n3000 rpm 时第一腔长度L1主要应考虑消除内燃机燃烧过程和进排气门开闭时所产生的冲击噪声其基频及其谐波 3-12式中 N为内燃机主轴转速i为气缸数k为谐波序数为冲程系数对于二冲程 1四冲程 2 内燃机在标定功率时n 3000 rpm这时第一腔长度L1主要应考虑中低频成分中最突出的噪声频率即对发动机直管噪声的分析根据直管排气声频谱合理选择第一腔对应的中心频率第一腔的长度 L1应取其中心频率波长的 14 3-13 3-14式中C 为膨胀腔内声速 ms Te为标定功率时排气温度 K 第一腔长度 L1 确定之后第二腔长度 L2第三腔长度 L3 等便可相继确定L2 L12L3 L22目的是为了实现消除低中高频噪声的全频消声 确定各腔长度后 还应将由各腔长度确定的总长与有扩张比 m 和消声器容积确定的总长综合比较若有矛盾还需做微量调整以最终确定能实现两者协调的消声器外形尺寸 L 和D以及各腔长度 等各尺寸参数 确定消声器各尺寸参数后还需根据公式3-15和3-16确定消声器消声频率的的上下限 3-15 3-16 式中c为扩张腔内声速 ms D为扩张室截面特征尺寸 m f0 为消声器共振频率s 为扩张腔的横截面L为消声器各腔的长度V为消声器各腔对应的容积336消声器穿孔管扩张腔结构参数确定由于扩张腔结构的低频消声效果不是很理想往往设计消声器时需要将扩张腔结构与穿孔管共振腔结构相结合以弥补扩张腔结构低频消声量不足的缺陷 共振腔消声器是由一段开有若干小孔的管道和管外一个密闭的空腔所组成小孔和空腔组成一个弹性振动系统当气流的声波频率和共振腔振动系统的固有频率相同时这个振动系统就发生共振孔颈中具有一定质量的空气柱运动速度加快摩擦阻力增大大量声能转化为热能而消耗掉从而达到消声的目的共振腔消声器的共振频率见公式3-17 3-17 式中C声速V共振腔体积G传导率是一个以长度为单位的物理量由公式3-18确定 3-18 式中d为孔径t为板厚工程设计中穿孔管的消声量可按公式3-19计算 3-19式中k为与共振腔消声器消声性能有关的无量纲常数 3-20式中S为消声通道截面积由公式3-17 3-8可确定穿孔直径由公式3-19 3-20可知穿孔直径直接影响着穿孔管的消声性能实际上穿孔管的消声特性有与穿孔管的位置及穿孔率有关337消声器内各腔连接的确定由一维声波理论得到简单扩张腔村在通过频率可以通过采用插入管及多节扩张腔串联 消声器内各腔的长度确定之后 腔与腔之间可用管子或开小孔连通只要流通面积一定本质上无多大差别采用插入管连接时插入管的长度为 L2可以消除偶数倍通过频率而插入管长度为 L4 可以消除奇数倍通过频率故插入管连接时其插入管长度可用 L2 和 L4 相互匹配实际应用时插入管长度可比计算长度减少 0304 d其中d为插入管内径 试验证明中心对正插入管的性能差些插入深度越大阻力系数越大性能下降越多随着两插入管的接近高速脉动气流越不能在消声器中得到充分膨胀排出气体仍以脉动形式从排气管中排出出入口处排气产生的涡流越强因而在某些频率形成再生噪声因此最好是采用错开式内插管它能避免简单膨胀腔出现通过频率的缺点又能使气流在消声器内得到充分的膨胀因而消声性能较好34消声器声学性能分析方法由于消声器的声学性能评价指标中传声损失反映的是消声器本身的传递声波特性不受声源管道系统和消声器之后尾管的影响故对消声器进行理论分析和设计计算时采用传声损失比较方便消声器声学性能分析方法主要有基于一维平面理论传统的消声结构分析法和三维数值仿真分析方法341 一维平面波理论分析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对于角频率为的简谐波其一般解为 式中号表示反向声波号代表正向声波A 为声压幅值 为初始相