汽车排气噪声控制与消声器设计技术研究

1、目 录摘 要IABSTRACTII第一章 引 言11.1 汽车噪声的危害11.2 汽车消声器的国内外研究现状21.2.1 汽车消声器的国外研究现状21.2.2 汽车消声器的国内研究现状31.3 本文研究的重点4第二章 汽车噪声的控制标准62.1 国外噪声法规62.1.1 欧盟法规体系62.1.2 日本法规体系72.1.3 美国法规体系92.2 国内噪声法规92.2.1 我国噪声控制标准的发展92.2.2 我国现行噪声标准102.3 本章小结11第三章 汽车噪声源及排气噪声的产生原理123.1 汽车噪声的类型和噪声源的识别123.1.1 汽车噪声的分类123.1.2 汽车噪声源的识别方法123.

2、2 汽车排气噪声的产生原理133.2.1 基频排气噪声143.2.2 气柱共振噪声143.2.3 亥姆霍兹共振噪声153.2.4 其他噪声163.3 本章小结17第四章 排气噪声及消声器的基本理论184.1 声学基本理论184.2 声波方程204.2.1 运动方程204.2.2 连续方程214.2.3 物态方程214.2.4 波动方程214.3 一维平面波理论214.3.1 一维波动方程224.3.2 声电类比224.3.3 声学四端网络224.4 管道声学理论234.5 消声器性能的评价指标244.5.1声学性能评价指标244.5.2 空气动力性能评价指标264.5.3 机械性能评价指标28

3、4.6 消声器性能的分析方法284.6.1 传递矩阵法284.6.2 数值分析法304.7 本章小结33第五章 汽车消声器设计技术及其结构优化研究345.1 消声器设计的技术要点345.1.1 消声器性能的主要影响因数345.1.2 消声器设计的技术要点355.1.3 消声器设计的两个关键参数375.2 消声器优化设计的原则和步骤375.2.1 消声器优化设计的原则375.2.2 消声器优化设计的步骤385.3 消声器优化设计技术研究395.3.1 用于SUV和中型载货车的消声器395.3.2 双模消声器415.4 本章小结42第六章 全文总结及展望436.1 全文总结436.2 展望43致

4、谢44参考文献45摘 要随着我国经济的快速发展，人们的生活水平也在不断的提高，城市中汽车保有量的增长，在方便了人们日常生活的同时，也对社会环境造成了极大的影响。汽车噪声已经成为城市噪声的主要构成部分，尤其是汽车运行过程中的排气噪声，它是汽车的的主要噪声源。控制汽车排气噪声主要是通过合理组织气缸内混合气的燃烧方式和设计使用具有良好性能的消声器。目前，实现降低汽车排气噪声最直接、最有效的方法就是使用排气消声器。为了达到消声器最佳的消声性能，同时又保证尽可能少的功率损失是现阶段迫切需要解决的难题。本文主要分析了汽车的噪声源，结合相关的限制法规，分析了汽车噪声源和排气噪声的产生原理，对汽车噪声的类型和

5、噪声源的识别方法作了简单介绍。重点论述了消声器基本理论，包括声学的基本理论、声波方程、一维平面波理论和管道声学理论。另外，详细地分析了消声器性能的评价指标和性能的分析方法，为消声器的优化设计提供了理论基础。消声器的优化设计主要指出了设计的技术要点、设计的原则和步骤。最后对两类消声器的结构优化技术进行了理论分析，进一步熟悉了汽车消声器结构优化的研究理论和方法。关键词：排气噪声，控制标准，噪声源，结构优化ABSTRACTWith China's rapid economic development， people are constantly improving the living st

6、andards of urban growth in vehicle population in the convenience of everyday life， but also the social environment had a huge influence. Car noise has become a major component of urban noise， especially in the automotive exhaust noise during the operation， which is the main noise source of motor veh

7、icles. Control vehicle exhaust noise is mainly within the cylinder through the rational organization of the combustion mixture and designed for use with a good performance muffler. At present， reduce exhaust noise to achieve the most direct and most effective way is to use the exhaust muffler. In or

8、der to achieve the best silencer muffler performance， while ensuring minimal power loss is an urgent need to address the problem at the present stage.This paper analyzes the car's noise sources, combined with the relevant statute of limitations, analysis of noise sources and automobile exhaust n

9、oise generation principle, the type of vehicle noise and noise source identification methods were described. Focuses on the basic theory muffler, including the basic theory of acoustics, acoustic wave equation, one dimensional plane wave theory and the theory of acoustic channels.In addition, the de

10、tailed analysis of muffler performance evaluation and performance analysis, optimal design for the muffler provides a theoretical basis. Optimal design of muffler main technical points that the design, design principles and steps. Finally, two kinds of structure optimization of the muffler is analyz

11、ed theoretically, become more familiar with the automobile muffler structure optimization theory and method.KEY WORDS：exhaust noise, control standards，noise source, structural optimization第一章 引 言1.1 汽车噪声的危害噪声是一种声波，具有一切声波运动的特点和性质。噪声就是使人烦躁的、讨厌的、不需要的声音，并希望利用一定的噪声控制措施消除掉的声音总称。噪声对人的影响是一个复杂的问题，不仅与噪声性质有关，而

12、且还与每个人的生理状态以及社会生活等多方面的因数有关。经过长期研究证明，噪声的确危害人的健康，噪声级越高，危害性就越大，即使噪声级较低，如小于80 dB(A)的噪声，虽然不致直接危害人的健康，但会影响和干扰人们的正常生活。噪声污染与空气污染、水污染及固体废物污染一起被列为当今社会的四大公害，环境噪声主要包括汽车、火车、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噪声等。而汽车噪声对环境的污染又是最严重的，其中汽车噪声的绝大部分是由汽车排气噪声造成的。据统计，机动车辆所包含的总功率比其它各种动力（飞机、船舶、电站等）的总和要大20倍以上

13、，机动车产生的噪声约占整个环境噪声的75 %，是目前环境中主要的噪声源。而发动机的噪声在汽车总噪声中占相当大的比例，尤其是发动机在排气过程中的噪声。人如果长期处于噪声污染的环境中，将会对人的心理和生理造成伤害。噪声对人最直接的危害是对听觉器官的损伤。噪声强度越大、频率越高、作用时间越长、危害就越大。1）听觉系统的伤害听觉疲劳：长时间在较强噪声的环境中作业或停留，听力将明显下降。噪声性耳聋：如果长期在高强度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。暴震性耳聋：如果突然暴露在高达140 dB(A)以上的强噪声环境中，人的听觉系统可发生急性

14、外伤，引起耳鼓膜破裂出血以至双耳完全失听。2）生理健康的危害对神经系统的危害：噪声可引起神经衰弱综合症。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。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。3）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。如果驾驶员长期处于高噪声强度中，则会降低其判断危险的能力，在遇到突发事件时出现反应迟钝，处理不当等情况。噪声对人体的不良影响是潜移默化的。在100种噪声中有30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10年之

15、多。噪声不仅仅干扰人民的生活，它还阻碍着经济的快速发展。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，严重影响其生长、繁衍。因此，降低噪声污染、改善环境状况是我们每个人应尽的责任和义务。在1996年10月29日，第八届全国人民代表大会常务委员会第二十次会议上通过了中华人民共和国环境噪声污染防治法。其中，第五章第三十二条规定“禁止制造、销售或者进口超过规定的噪声限值的汽车”。在控制汽车噪声方面，我国做出了一系列具体的规定，确保汽车产生的噪声符合规定限值 国家环境保护总局，汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法S，北京：中国环境科学出版社，2002 T.

16、J.舒尔茨，城市噪声评价M，北京：中国环境科学出版社，1987 全国声学标准化技术委员会，编辑室噪声测量标准汇编-机动车噪声M，北京：中国标准出版社，2007。最新标准是2002-10-01开始实施的GB 1495-2002汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法。1.2 汽车消声器的国内外研究现状降噪能力是消声器的首要指标，通常要求安装消声器后，排气噪声应低于内燃机噪声49 dB(A)，过多地降噪并不经济，也无实际意义。传统的消声器实质上是声滤波器，像电滤波器一样，其消声性能随声频率发生变化，主要分为阻性、抗性、阻抗复合型三大类 吴文江，冯国胜，汽车排气噪声控制技术J，城市车辆，2000（01）。

17、1.2.1 汽车消声器的国外研究现状消声器理论研究最早可以追溯到1922年，美国的Stewart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于消声器尺寸时才成立。这一声学滤波器理论后来被进一步发展并得到应用。早期学者一般都忽略温度和气流的影响，Alfredson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一致，忽略流动时两者差别较大。Sreenath和Munjal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 陶丽芳，汽车发动机排气系统性能分析研究D，重庆大学硕士学位论文，2005，06.。可见

18、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。直到七十年代中期，消声器的理论研究都只局限于基本消声元件，缺乏对实际使用因素的考虑。后来，Panicke分析了具有内插管膨胀腔的声学特性 V.B.Panicker，M.L.Munjal. Aeroacoustic Analysis of Straight-through Mufflers with Simple and Extended Tube Expansion ChambersJ. J.Ind.Inst. Sc，1981，63 （A）：119.，Sullivan等人分析了穿孔管消声器元件的四极子参数及声学特性 Joseph W. S

19、ullivan，Malcolm J. Crocker. Analysis of Concentric-Tube Resonators Having Unpartitioned CavitiesJ. Journal of the Acoustical Society of America，1978 Vo1.64，No.1 July：207215.，在他们的研究中都考虑了流速的影响，理论研究值与实测值之间的差距进一步减小。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Miles，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正交函数表达式。七十年代末，EI-Sharkawy和Neyf

20、eh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，把解析结果和实验结果进行了比较，认为二者相符得很好。Prasad和Crocker推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 M.G.Prased，M.J.Crocker. Evaluation of Four-pole Parameters for a Straight Pipe with Mean Glow and a Linear Temperature GradientJ. Journal of the Acoustical Society of Amer

21、ica，1981，69（4）：916921. M.G.Prased，M.J.Crocker. Studies of Acoustical Performance of a Multi-cylinder Engine Exhaust Muffler SystemJ. Journal of Sound and Vibration，1983，90（4）：491508.。他们对多缸内燃机排气消声系统的声学性能的预测与实测结果有很好的一致性。Peat等从流体力学的基本方程出发，导出了直管段的四极子参数表达式 K.S.Peat. A Numerical Decoupling Analysis of Per

22、forated Pipe Silencer ElementsJ. Journal of Sound and Vibration，1988，123（2）：199212.，他们对直管段的四极子参数和简单膨胀腔的插入损失进行了计算。取线性温度梯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。Peat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。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

23、和三维有限元、边界元计算模型进行计算。1.2.2 汽车消声器的国内研究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。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

24、器进行了深入研究。赵松龄、盛胜我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 赵松龄，盛胜我，抗性消声器中含穿孔管时的声传递矩阵J，声学技术，2000，19（1）：25.。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

25、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 马强，季振林，张志华，边界元法与特征线法联合用于内燃机排气噪声预报及消声器声学性能分析J，内燃机学报，1997，15（1）： 8290.。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ANSYS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 王耀前，陆森林，ANSYS在抗性消声器分析中的应用J，江苏大学学报（自然科学版），2003，24（03）。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

26、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 马强，季振林，张志华，边界元法与特征线法联合用于内燃机排气噪声预报及消声器声学性能分析J，内燃机学报，1997，15（01）。国内外专家学者在进行被动消声技术研究的同时，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控制。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

27、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，自适应有源消声有很好的发展前景。1.3 本文研究的重点排气噪声作为汽车噪声的主要组成部分，是噪声控制过程中的重要影响因素。降低汽车排气噪声，除了合理的组织汽缸内混合气的燃烧之外，还可以设计出具有良好性能的排气消声器，有效控制汽车在使用过程中所产生的噪声污染。本文通过对汽车噪声的危害、噪声控制法规、噪声源以及噪声产生原理的分析，结合消声器

28、的工作原理和设计理论，对两类消声器存在的问题进行了分析，进一步熟悉了结构优化的相关理论和方法。1）针对日益增大的汽车噪声污染，了解国内外噪声控制的标准，通过与我国的噪声限制标准相比较，分析出其中的差异。2）理解和分析汽车噪声的产生原理，确定汽车主要的噪声源。分析汽车发动机排气噪声的产生原理和理论基础。3）熟悉汽车消声器的设计理论和相关技术规范，掌握常见消声器的工作原理和结构特点，弄清楚消声器的内部结构和分析计算方法。4）对消声器结构和性能参数进行分析，弄清楚各个结构单元对消声器消声性能的影响。了解消声器的主要技术和设计参数，分析消声器结构优化的相关理论和方法。第二章 汽车噪声的控制标准2.1

29、国外噪声法规早在20世纪30年代，一些发达工业国家就已有了汽车噪声法规。比如德国，第1部汽车噪声法规建立于1937年。不过在当时这些法规各国皆不相同，国际上也没有统一的标准。直到20世纪70年代初，汽车噪声法规在世界范围内被广泛引入。并且法规和测量标准在世界各个经济体内取得了协调一致，甚至在限值上也基本相同。但在各个经济体间，由于具体的情况不同，相应的法规和标准有一些变化。目前，世界各国噪声法规中有代表性的是3个体系：欧盟、日本和美国 吕静，陈达亮，舒歌群，汽车噪声法规标准及主要控制技术J，天津汽车， 2007(04)。2.1.1 欧盟法规体系欧盟最早颁布的汽车噪声法规是在70年代初，即70/

30、157/EEC欧共体型式认证指令汽车噪声，各阶段的限值变化和实施日期基本同步于联合国欧洲经济委员会法规ECE Reg.No.51关于在噪声方面汽车(至少有4个车轮)型式认证的统一规定。至今，该法规已修订3次，目前的修订版本号为92/97/EEC(等效于ECE Reg.No.51/02)，开始实施于1995-10-01，如图 2-1所示。欧盟汽车噪声法规对新型车型式认证中所包含的车型有载客汽车和载货汽车2大类别。又按照汽车总质量和包括驾驶员座位的座位数，载客汽车细分为M1、M2和M3类；载货汽车细分为N1、N2和N3类。在上述车型分类的基础上，根据发动机最大额定功率和发动机类型的不同，规定不同的

31、噪声级水平。图 2-1和图 2-2分别表示了2种车型(M1和N3类)的噪声限值在过去40年中的变化情况。从图 2-1可以看出，欧盟自1970年引入噪声法规以来，轿车噪声限值已降低了8 dB(A)；重型货车限值降低了11 dB(A)。另外，由于1985年在噪声测量方法上进行了一些修改，对于重型货车而言，实际限值要更严格24 dB(A)；对于轿车，实际限值要放宽大约2 dB(A)。1996年，欧盟又实施了生产一致性(COP)条例，虽然没有改变噪声限值，但是，事实上对汽车生产厂家来说，却增加了1 dB(A)的限值压力。不过，在1995年以后的新型车型式认证测试中，规定允许使用已磨损的轮胎，这会使得汽

32、车噪声级降低12 dB(A)。因此，综合考虑欧盟汽车噪声法规，在过去的40年中，轿车的限值降低了7 dB(A)；重型货车降低了1316 dB(A)。另外，欧盟对汽车轮胎噪声也制定了相应的法规。1992年欧盟首次颁布了轮胎型式认证指令92/23/EEC。然后于2001年，欧盟对该法令进行了修订，公布了新的轮胎型式认证指令2001/43/EC。上述法规对轮胎噪声测试路面的要求和车辆噪声测量(ISO 10844)相同。对轿车轮胎而言，测试工况的速度范围为7090 km/h；对卡车轮胎，速度范围为6080 km/h。不过，该法规没有包括实际车辆运行中经常出现的低速工况下的轮胎噪声限值。2.1.2 日本

33、法规体系日本自1952年开始对汽车噪声进行控制，规定了车辆等速行驶噪声和排气噪声。不过，早期的日本汽车噪声法规并没有包含汽车加速行驶噪声，只是笼统地限制噪声级在85 dB(A)以下。直到1971年，日本才实施了等效于国际标准的现代汽车噪声法规体系。目前，日本正在实施的汽车噪声法规修订于1992年，如图 2-1所示。由图 2-1和图 2-2可知，日本汽车加速噪声限值经历了4个阶段。轿车已由原来的84 dB(A)降低了8 dB(A)；同时重型货车降低了11 dB(A)。对比各阶段日本和欧盟法规的噪声限值，欧盟法规看起来要比日本更加严格。但事实上，如果考虑各自法规所规定的稍许不同的测试条件和数据处理

34、方式，二者几乎是一致的。例如，在重型货车的型式认证测试中，日本的重型货车是满载的，而基于ISO 362噪声测量方法的欧盟测试条件却不加任何载荷。因此，比较而言，日本的测试条件更加符合车辆实际行驶状况，这也是日本法规在实际道路交通噪声控制中取得明显效果的原因之一。日本汽车噪声法规对车辆等速行驶噪声和定置噪声的控制有很长的历史。目前，日本车辆等速行驶噪声限值依然维持在1952年的85 dB(A)水平。而针对于在用车辆的定置噪声测量方法，在19861989年被新的更加适合于路边检测的“近似定置噪声测量方法”所取代；同时，定置噪声限值也有所变化，规定了摩托车为94 dB(A)；轿车为96 dB(A)；

35、重型货车为99 dB(A)。图 2-1 汽车加速行驶车外噪声限值变化(M1类)图 2-2 汽车加速行驶车外噪声限值变化(N3类)注：1）箭头表明欧盟在1985年对噪声测量方法有一个改变。对卡车而言，相应标准要更严格24 dB(A)；但是，对轿车而言，相应要求则宽松了2 dB(A)。2）在美国，联邦政府对轿车的噪声限值一直没有法规限定，但一些州则制定了80 dB(A)或84 dB(A)的噪声限值。3）重型货车限值数值增加了6 dB(A)，以补偿扩大2倍的测量距离(1980年以前的为加州限值)。2.1.3 美国法规体系1967年美国联邦政府颁布了第1部汽车噪声法规SAE J986小客车和轻型载货车

36、噪声级。随后，1969年又批准了SAE J366重型载货车和客车的车外噪声级。早期的SAE标准中既包括了加速噪声测量方法和限值，但后来这些标准中取消了限值的规定，而改在有关机动车辆的联邦法规(CFR)中规定。如图 2-1和图 2-2所示，美国的汽车噪声法规同欧盟和日本相比，有较大的差异。尤其是美国联邦法规只规定了中、重型载货车和大客车的噪声限值，而从未对轻型车的噪声进行限制。但是，一些州或市的地方性法规对此有规定，按照SAE J986的测量方法，把轻型车的噪声级限制在80 dB(A)或84 dB(A)。另外，SAE J986规定传声器的测量距离是15 m，而北美以外的大多数标准要求是7.5 m

37、。因此，相应于ISO 362的测量方法，美国轻型车的噪声限值应该为86 dB(A)和90 dB(A)。不过，和ISO 362标准有所不同，SAE标准规定了轻型车噪声测量的档位为最低档。这将使SAE标准测量的汽车噪声级要增加6 dB(A)。也就是说，美国法规规定的限值80 dB(A)大体上等同于其它基于ISO 362标准的法规所规定的80 dB(A)。目前，美国法规规定卡车的噪声限值为80 dB(A)，按照欧盟法规的测量距离相当于86 dB(A)。但是，大多数人认为事实上它相当于欧盟法规的84 dB(A)。至少一辆满足84 dB(A)欧盟法规的卡车，可以毫无问题地通过美国的噪声限值。美国法规对在

38、用车辆的噪声也有一定的限制。1975年联邦车辆运输安全局颁布了州际商用卡车和客车的噪声限值，1989年又对该法规进行了修订，规定速度低于56 km/h的噪声限值为86 dB(A)，超出56 km/h的限值为90 dB(A)；同时该法案还限定了车辆定置噪声，在传声器距离车辆中心线15 m处测量，限值为88 dB(A)。另外，加州法规还制定在用轿车的行驶噪声限值，分别为82 dB(A)和86 dB(A)。2.2 国内噪声法规2.2.1 我国噪声控制标准的发展与国外相比，我国汽车噪声控制起步较晚。1979年我国首次颁布了2项国家标准GB 1495-79机动车辆允许噪声和GB 1496-79机动车辆噪

39、声测量方法，主要适用于新型车型式认证，规定了各类车辆加速行驶噪声的限值和测量方法。1996年，由于我国城市交通噪声污染日益严重，国家环境保护局和国家技术监督局联合发布了国标GB 16170-1996汽车定置噪声限值，对在用车辆处于定置工况下的噪声辐射实行控制。该标准至今仍有效，对轿车和重型货车的定置噪声分别规定了85 dB(A)和103 dB(A)的限值 GB16170-1996：1996 汽车定置噪声限值。我国对于机动车噪声方面的相关法规在20多年内没有任何发展，这也在一定程度上阻碍和限制了我国汽车在噪声控制方面的发展。近年来，汽车工业给中国带来巨大经济增长的同时，社会和自然环境不得不面临巨

40、大的压力。据国外资料统计显示，交通噪声占城市总噪声源的70%。在这样的背景下，机动车噪声控制已经成为中国汽车工业发展中所急需解决的主要问题之一，相应地，我国在汽车噪声法规和标准的制定上，形势更加紧迫。2.2.2 我国现行噪声标准2002年，为了适应现代车型的噪声测量以及与国际惯例保持一致，国家环境保护总局和国家质量监督检验检疫总局又联合发布了GB1495-2002 汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法。GB1495-2002主要参考了联合国欧洲经济委员会法规ECE Reg.No.51和ISO362噪声测量标准，取代了原有2项国标GB 1495-79和GB 1496-79，自2002-10-01起

41、分2个阶段实施,如表2-1所示。表2-1汽车加速行驶车外噪声限值汽车类型噪声限值 dB(A)第一阶段第二阶段2002.10.1-2004.12.30期间生产的汽车2005.1.1以后生产的汽车M17774M2(GVM3.5t)，或N1(GVM3.5t)：GVM2t2t<GVM3.5t78797677M2(3.5t<GVM5t)，或M3(GVM>5t)：P<150kWP150kW82858083N2(3.5t<GVM12t)，或N3(GVM>12t)：P<75kW75kWP<150kWP150kW838688818384注：1）GVM是汽车最大总质

42、量（t），P是发动机额定功率（kW）。2）M1，M2（GVM3.5t）和N1类汽车装用直喷式柴油机时，其限值增加1 dB(A)。3）对于越野汽车，其GVM>2t时：如果P<150kW，其限值增加1 dB(A)；如果P150kW，其限值增加2 dB(A)。4）M1类汽车，若其变速器前进档多于四个，P>140 kW，P/GVM之比大于75 kW/t，并且用第三档测试时其尾端气流的速度大于61 km/h，则其限值增加1 dB(A)。GB 1495-2002在测量方法上弥补了GB 1496-1979的缺陷，对测量场地应达到的声学条件要求加以具体规定，如以测量场地中心（O点）为基点、半

43、径为50 m的范围内应无围栏、岩石、桥梁或建筑物等大的声反射物等，目前国内只有少数几个试验场满足该条件。国家客车质量监督检验中心拥有西南地区唯一的能满足ISO 10844要求并获得国家认可的机动车噪声专用试验路。标准还增加了手动及自动变速器档位选择条件，明确了加速行驶操作条件等，对汽车加速行驶车外噪声测量方法做了详尽规范的要求。2.3 本章小结本章主要介绍了国内外噪声控制的相关法规、标准，对欧盟、日本和美国三大法规体系进行了叙述，同时，也对我国噪声法规的发展作了简要的说明。相比而言，我国的噪声强制控制标准较国外有一定的滞后，这与我国的国情和经济发展有关。随着我国汽车保有量的增加，噪声污染日益严

44、重，迫切需要形成相关的约束性法规，来控制汽车噪声污染。我国最早于1979年颁布了2项国家标准，GB 1495-79 机动车辆允许噪声和GB 1496-79 机动车辆噪声测量方法。到2002年，为了使现代车型与国际惯例保持一致，国家又颁布了GB1495-2002 汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法，更加严格的控制了噪声的最高限值。这对汽车降噪技术的发展有极大的促进作用，加快了汽车消声器的新型性能研究。第三章 汽车噪声源及排气噪声的产生原理3.1 汽车噪声的类型和噪声源的识别3.1.1 汽车噪声的分类根据汽车噪声源发声机理，通常将噪声分成机械噪声、空气动力噪声和电磁噪声三类，其产生原因如图3-1所

45、示。汽车噪声电磁噪声空气动力噪声机械噪声由机械部件的振动、撞击、摩擦、不平衡等造成由气体流动中的相互作用或与固体间的作用而产生由电磁场的交变造成机械部件或空间容积的振动而产生图 3-1 汽车噪声组成结构图汽车发动机在换气过程中所产生的噪声属于空气动力噪声的范畴，气体与气壁之间相互摩擦，同时作用于进排气门产生换气噪声。尤其是在排气过程中的自由排气阶段，废气在极短的时间内，经历了超临界流动和亚临界流动两个阶段，排出了占总量60%的废气，但同时也产生了巨大的噪声 颜伏伍，汽车发动机原理M，北京：人民交通出版社，2007(10)。它是排气噪声的主要组成部分。3.1.2 汽车噪声源的识别方法噪声源识别就

46、是针对分析对象中存在的各种声源，采用各种方法了解产生噪声的机理，为采取有效的降噪措施提供依据。声源识别的方法很多，实际应用时应根据条件合理采用一种适当的方法，或几种方法相互补充验证，以保证有效地识别声源。下面将几种常用的声源识别方法作简单介绍 陈南，汽车振动与噪声控制M，北京：人民交通出版社，2005（03）：1）主观评价法对于结构简单的系统，或熟知的设备，直接利用人的听觉系统对噪声进行鉴别，以判断声源的位置和特性。这种方法简便易行，取决于人的实际经验，无法对噪声源作定量描述。2）分别运行法对于复杂机器存在多个发声的组件或部件，若能依次脱开运行，在声学环境不变的条件下，首先测得整个机器运转时的

47、噪声，然后脱开某个部件或组件，使之不产生噪声，再运转机器测得噪声，识别出所脱开部件的噪声，从而达到识别声源的目的。实际上部件间的影响总是存在的，这就影响该方法的识别精度。3）覆盖法通常用铅板做成一个与机器各部分表面相接近的密封隔声罩，罩的内壁有吸声材料，以消除罩内的混响。罩表面设计出可打开的小窗口，则相应的机器表面暴露出来形成直接向罩外辐射噪声，这时可测得机器暴露部分表面辐射的声压级。依次移动窗口，则可确定机器噪声的主要辐射面和该面上的主要辐射区域，从而达到声源识别的目的。4）表面振速测量法从声学理论中可以知道，声的辐射和法向振动速度是密切相关的。可以测得振动结构表面的速度，从而得到表面辐射的

48、分布情况，识别出声源。此方法一般适用在高频段，因为此时结构的声辐射效率1。而在低频段<1使用，有较大误差。5）信号分析法根据测试的振动信号、噪声信号等采用频谱分析、倒频谱分析、相关分析和相干分析等技术来确定噪声信号的频率特性和各信号间的相互关系，从而达到识别声源的目的。6）声强测量法声强测量法是目前噪声源识别中较为先进的技术，由于声强是矢量，因此测试时不受声源类型和现场的限制，可以直接识别出声源。7）声全息法声全息技术随着信号分析技术的发展，愈来愈得到发展和应用。它通过对声源在声场中一个面或一个包络面的声压或声强测量，利用Fourier声学理论逆向推导，识别出声源。3.2 汽车排气噪声的

49、产生原理发动机全负荷工作时，排气开始时气缸内燃气温度高达8001000，气缸压力约为(34)·105 Pa。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5507O0 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60%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。排气噪声的基频应是内燃机的发火频率。在整个的排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

50、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、排气系统管道内壁面处的紊流噪声、排气歧管处的气流吹气声和气门杆背部的卡门涡流噪声等 李宁，汽车排气消声器消声性能及其数值分析研究D，重庆交通大学硕士学位论文，2008，12。3.2.1 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，从而激发出噪声。由于各气缸排气是在指定的相位上周期性进行的，因而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：

51、（HZ）(3-1)式中，Z内燃机的气缸数；n内燃机的转速，单位为r/min；行程系数，四行程发动机=2，二行程发动机=l。在排气噪声频谱上，通常在基频1或其第二、三次谐波21、31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。3.2.2 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： n=1，2，3；c0=ct±u(3-2)式中，n为谐波系数，n=l，2，3，；c0为管道中有限波的传播速度，m/s；ct为管道中的声速，m/s；u为管道内的气流速度，m/s，当气流方向

52、与声速方向一致(排气)时，取正号，反之取负号；为气柱的长度，m。如果气柱一端封闭、一端敞开，则其本征频率为： n=1，2，3(3-3)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(3-3)式确定。当f3=f1时，气柱共振噪声将显著增强，这时可调整排气管长度使f3与f1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l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

53、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1000 Hz以下这类噪声就微不足道了。3.2.3 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l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、l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：(3-4)式中，c是管道内的声速，m/s；S是排气管的截面积，m2；Vh是气缸工作容积，L；是排气管长度，m

54、。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。3.2.4 其他噪声1）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

55、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。2）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Rec2320，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100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=0.30.6 mm。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

56、，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。3）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、高频噪声也达到了一定的程度。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一谱。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。3.3 本章小结本章主要介绍了汽车噪声源和排气噪声的产生原理，说明了汽车噪声的类型以及噪声源的一般识别方法，通过对基频排气噪声、气柱共振噪