－车辆噪声控制与材料参数测试方法研究

1、车辆噪声控制与材料参数测试方法研究应用物理学 吴仁广 指导教师：葛剑敏摘要使用CPB分析材料组合系统的隔声特性，当空腔深度为30mm，系统在中心频率200Hz附近产生共振，隔声频率特性曲线在该位置形成一个低谷；当空腔深度为40mm，隔声频率特性曲线在中心频率为160Hz位置形成一个低谷。并筛选出最佳的材料组合系统，从车辆内部到外部环境依次为：装饰板、1号吸声材料、40mm空腔、50mm列车材料。在条件允许下，应适当加大空腔的深度，可使共振频率移到实用频率范围以下。使用FFT和CPB分析排气系统的消声特性，在转速为2500rpm时，消声效果不理想，试验测得该排气基频为83.4Hz。并通过分析排气

2、噪声的频率-阶次图，得到排气系统噪声主要由两部分组成：低转速下，2阶和4阶噪声占主要部分；高转速下，气流摩擦噪声占主要部分，且随着转速的提高，摩擦噪声慢慢地掩盖了空气动力噪声。关键词 材料组合 隔声特性 排气系统 消声特性AbstractBy Using CPB to analyze the sound insulation character, it show that when the cavity depth is 30mm, the sympathetic vibration exist around the centre frequency of 200Hz of the syste

3、m, the frequency character contours of sound insulation represent a lowest value. While the cavity depth is 40mm, the lowest value is around 160Hz.according to these characters, the optimal group system can be determined, the order of the optimal group system from inside to outside of the car is as

4、follows: decorate board, No.1 sound absorption, the cavity of 40mm, train material of 50mm.the resonance frequency can be acquired at a lower utility frequency bands by increasing the cavity depth at a permit grade.When using FFT and CPB to analyze the noise elimination of exhaust system, the effect

5、 is not so well when it is at a 2500rpm of rotate speed; here the fundamental frequency is 83.4Hz. the noise of the exhaust air system is made of two parts: second-order and forth-order noise play main part at a low rotate speed, while at the high rotate speed the main action of the noise is air cur

6、rent friction, and the friction become the main position instead of aerodynamic noise bit by bit with the increasing of the rotate speed.Keywordmaterial combination insulation character exhaust system noise elimination目录车辆噪声控制与材料参数测试方法研究11 引言42 车辆噪声源的分析和评价62.1 车辆噪声源识别研究概况62.1.1 车辆噪声源的识别理论和方法62.1.2 车

7、辆噪声源识别实验研究62.2 车辆噪声源的分析62.2.1 磁悬浮列车噪声62.2.2 汽车噪声与振动评价72.2.3 通过噪声82.2.4 喇叭噪声102.2.5 排气系统的噪声源102.2.6 车内噪声限值标准102.2.7 汽车加速车外噪声限值113 排气系统噪声的测试方法研究123.1 消音元件声学评价指标123.1.1 传递损失123.1.2 插入损失133.1.3 末端声压级差（减噪量）133.1.4 衰减量133.1.5 排气系统几种评价指标的比较133.2 排气系统性能的测试方法143.2.1 消声器发动机台架试验143.2.2 排气系统几种评价指标的测量153.2.3 本文中

8、的排气噪声的测试方法174 高速列车材料声学特性试验194.1 试验综述194.1.1 试验目的194.1.2 试验材料和主要试验设备194.1.3 试验的声学环境和试验描述194.1.4 试验示意图204.1.5 试验方案和试验步骤204.2 材料组合系统的初步筛选214.3 系统整体隔声量与组合材料系统参数之间的关系224.3.1 隔声量、列车材料厚度和空腔附加隔声量的相关性分析234.3.2 隔声量与材料组合系统参数数学模型的建立234.3.3 隔声量DL1与列车材料厚度的非线性回归分析254.4空腔对整体隔声量的贡献264.4.1 空腔对总的隔声量的影响264.4.2 空腔深度对隔声频

9、率特性的影响274.5 不同吸收材料的吸声效果的比较304.6 本章小结315 排气系统噪声控制试验335.1 试验描述33试验依据335.1.2 试验目的335.1.3 试验产品参数和主要试验设备335.1.4 试验方法和试验示意图335.1.5 试验方案和试验步骤34排气系统中消声器的性能验证34各方案的声学分析36排气噪声的阶次分析425.5 本章小结446结论45参考文献46谢辞471引言经济的快速发展，带动了城市交通的发展。21世纪交通发展必将是高新技术广泛应用，高速交通全面发展时代。高速交通在带给我们巨大便利的同时，也给我带来了很多难题，其中最引人关注的就是环境问题，而噪声污染作为

10、其中一部分得到空前的重视。汽车自19世纪末诞生以来，已经走过了风风雨雨的一百多年。从卡尔.本茨造出的第一辆三轮汽车以每小时18公里的速度，跑到现在，竟然诞生了100公里加速时间只需要三秒左右的超级跑车；从作为少数贵族的奢侈品到现在的家家户户的代步工具。这一百年，汽车发展的速度是如此的惊人。然而，错综复杂的道路网以及熙来攘往的行使车辆，给整个社会环境特别是城市环境造成了严重的噪声污染。科学家和工程师们一直都努力着寻求解决方法，不管是在车本身发动力、排气系统和轮胎等上，还是在设计另外快捷，安静，舒适的交通工具方面，都作了非常多的研究工作。自1964年日本东海道高速新干线投入运营以来，世界发达国家迎

11、来了高速铁路发展的新时期。法国、德国、西班牙及其他欧洲国家的高速列车相继投入了商业运营，一些国家开通了运营最高时速300km/h的高速铁路，世界高速新干线总长达5900km。高速铁路的新发展、新成就为传统铁路运输业注入了生机与活力。然而，轮轨列车也存在一些缺点，如行驶速度有极限，一般不能超过300km/h；轮轨噪声较大，严重影响铁路沿线的居民生活环境；此外铁路车辆也非常消耗能源。所以，科学家和工程师们努力寻找着一种更好的运输方式来满足人们对高速安全车辆的需求。1930年，一个德国工程师Hermann Kamper设计了不成熟的磁悬浮雏形。在上世纪四十年代末和七十年代，英国Laithwaite教

12、授在进行了成功的研究工作之后分别出版了线性驱动和磁力悬浮车辆和无轮运输两本书。在1969年，两个美国科学家James Powell和Gordon Danby获得了他们首个使用斥力悬浮方法的磁悬浮设计发明的专利权。1970年，日本国家铁路部下属铁路技术研究所建造了一条七公里的测试线路，使用了超导磁体来产生悬浮力和超导线性发动机作为驱动。1972年，日本开始发展HSST系统（高速地面运输系统）并建造了200公里的测试线路，使用电磁体来悬浮和线性电磁感应发动机作为驱动。同时在欧洲，德国联邦研究技术部致力于发展远距离磁悬浮列车，使用电磁体来悬浮和线性同周期发动机作为驱动，又称引力悬浮法。经过了大量的测

13、试试验和改进，1980年时在德国埃姆斯兰的测试轨道上磁悬浮列车的最终速度达到了430km/h。最近，RTRI测试车辆的最高速度已超过了500km/h。随着现代人们对高质量生活的追求和环保意识的增强，一方面，不管是驱车人或乘坐员对汽车内噪声，还是走路者或居民对车外噪声，都提出更高的要求。最近，国际汽车界又制定了一项新标准，简称为NVH标准，即噪音(Noise)、震荡(Vibration)、平稳(Harshness)三项标准，通俗称为乘坐轿车的“舒适感”。科学研究表明：人在声强40dB(A)环境中，睡眠会受到影响；到50dB(A)入睡困难；60dB(A)以上，将影响人们交谈和工作；超过80dB(A

14、)时，可能损伤听觉细胞，严重时引起耳聋。噪声会引起人体的紧张反应，引起心率加快，血压升高，引起消化系统方面的疾病，会造成失眠、疲劳、头晕及记忆力衰退，诱发神经衰弱症。在高噪声条件下工作的人们，患高血压病、动脉硬化和冠心病发病率比低噪声条件下工作的人要高23倍。另外，人们把眼光投向了高速列车，不仅对其运行速度和乘坐舒适性有更高的期望，对噪声污染周边环境也进行了很多研究。自02年年底上海磁悬浮力车示范线试营，列车运行的噪声问题，一直吸引着人们很多的关注。高速列车运行速度快，在近轨道处的噪声不仅声压级高，而且噪声作用时间短，使得声突发率高。研究表明，上海浦东高速磁悬浮列车以432km/h行使时的噪声

15、进行了测量，计算得到在磁悬浮桥架下和局里磁悬浮30m处的声突发率分别为18dB/s和40dB/s。在对应的调查问卷中，75%的居民反映经过磁悬浮桥下时会被磁悬浮噪声“惊吓”，13.5%的居民抱怨会“头疼”，高速磁悬浮列车产生的高声突发率的噪声严重影响了居民的生活。上海示范线，列车单一侧面低部位声源辐射的声压级为112.28dB(A)，其辐射方向主要是侧面。相比于德国高速磁悬浮列车试验基地（TVE）的测量，其声压级为115.04dB(A)，声音主要是向下辐射；在距轨道中心25m的初步测量显示，在同样的速度下，磁悬浮在上海运行通过噪声比之在德国高速磁悬浮列车试验基地高。本文一方面主要分析高速列车材

16、料的测试数据，建立隔声量（声压级差值）与组合材料系统参数（列车材料厚度、空腔深度）之间的模型，分析了空腔对系统总隔声量之间的贡献和六种不同吸声材料应用在材料组合系统上的效果。而在车辆噪声控制方面，主通过消声器发动机台架试验,分析发动机的排气噪声，包括，不同消声器在不同转速下的插入损失，排气噪声的声学分析和空管的阶次分析。2 车辆噪声源的分析和评价2.1 车辆噪声源识别研究概况车辆噪声源的识别理论和方法目前国外已成功采用了声强测试技术。但是声强测量法需要专门的声强测量仪器，测量过程比较复杂，并且对于较复杂的非平面噪声源的分析效果不是非常理想。国内提出了一种新的识别方法。它是基于偏奇异值分析法识别

17、噪声源的基本原理，采用近场声压测量法，同步采集15个传感器的振动与声压信号，识别出客车车外噪声的主要噪声源，分析出各噪声源对车外噪声的贡献并作出降低车外噪声的预测分析。所采用的试验与分析方法具有计算量小，声源定位准确的特点，并且可以准确预测零部件的改进对车外噪声的影响。实验研究和实车应用表明，这种方法可也适用于复杂的工程实际。其计算步骤如下：对输入信号自功率谱矩阵进行偏奇异值分解，分析奇异值可确定车外主要声源数目，计算高阶偏奇异值可找出声源具体位置。引入贡献因子来评价各非相干声源对系统输出的贡献，从而找出最主要的噪声源，并可预测非相干源强度变化后的输出。这样客车无须经过整车实验台测试，就可预测

18、零部件的改进对车外噪声的影响。车辆噪声源识别实验研究近年来日本对新干线和即有线的车辆噪声进行了实验研究。新干线车辆噪声根据其产生部位不同，有车辆下部噪声，上部空气动力噪声，受电系统噪声及结构振动声。其中铁道车辆下部噪声主要由滚动噪声，空气动力噪声和机器噪声组成。既有线车辆噪声主要是滚动噪声，主电机冷却风扇工作噪声及结构振动噪声。对新干线车辆和既有线车辆噪声现状分析发现，车辆下部噪声在整个车辆噪声中所占比例很大。采用声强测试法确定了新干线和既有线车辆滚动噪声的主要噪声源，并初步分析了两者噪声源分布不同的原因。声强测试时采用配置多个传声器的声级计，测试值为表现声强大小与声波传播方向的矢量。其优点是

19、测试结果中声音的指向性不依赖频率，缺点是在低频段易受声音以外因素的干扰。由噪声声像图分析得出，在新干线车辆的滚动噪声中，根据总声级值测试结果，车轮部位的辐射噪声小于轮轨部位的辐射噪声。既有线车辆的最大滚动噪声源部位稍高于新干线车辆的最大滚动噪声源部位，即车轮部位。其分布不同的原因有两点：一是两者采用的车轮型式不同；二是新干线车辆装有轮盘制动装置。通过对有驱动系统的动车和无驱动系统的拖车两者转向架部位的噪声进行对比分析，能够将车辆的机器噪声的噪声源区分出来。2.2 车辆噪声源的分析 磁悬浮列车噪声磁悬浮列车是使用电磁悬浮系统与长定子直线电机相结合，采用线路侧长定子直线同步电机驱动的常导磁悬浮技术

20、。普通列车的轮轨的各项功能，如承载、导向、驱动和制动，在磁悬浮列车上全部由一个无接触的电磁悬浮及牵引系统承担。磁浮作用的依据是车辆两侧安装的电磁铁与安装在线路下部的带三相电机绕组的定子组之间产生的吸引力。悬浮磁铁将车辆从下部吸引到运行线路上，导向磁铁则从侧面将车辆保持在轨道上。电子调节系统可以确保车辆在运行时与线路永久均衡地保持在10毫米的间隔距离上。由于其结构与普通列车有很大不同，因此磁悬浮列车的噪声源也较特殊，分别有三大噪声源：推进及辅助设备噪声、机械/结构辐射噪声、空气动力性噪声。这三大噪声源产生的部位、机理、频率范围随不同的运行工况均有所不同。此外，导向槽结构的不同对磁悬浮噪声也有很大

21、影响。图2.1上海磁悬浮线示范线和德国高速列车试验基地（TVE）所用两种不同的支架结构。a 混合梁结构（上海）b 混凝土梁结构（德国）图2.1 两种支架的结构实验测量了两条磁悬浮线的声场辐射指向性如图2.2。图2.2混凝土梁结构（TVE）、混合梁结构（上海）、吸声混合梁结构（上海）的声场指向性由图中可以看出，支架结构材料及外形轻微不同将引起周围声场极大变化，因此可以优化设计支架结构来降低磁悬浮噪声。研究表明：根据对比结果，列车在同样的运行速度下，上海示范线所测得的声压级总体上与德国试验基地所测一致。噪声辐射方向不同，是由于上海示范线和德国试验基地支架的横截面形状不同。经贴在支架外表面的吸声材料

22、作用，声压级可以有效地降低大概6dB(A)。在未来支架设计中应该进行更深入的研究。支架的横向和纵向缺口、列车的构造、推进系统和磁道数（单一磁道或双磁道）对最大声压级没有重大贡献。2.2.2汽车噪声与振动评价汽车噪声与振动的评价标准是由三个因素来决定的。第一是顾客的要求，第二是汽车制造公司的技术水平，第三是政府法规。噪声振动评价有车内噪声评价，系统和零部件的噪声与振动评价，车外噪声评价。噪声与振动评价的第一个方面是车内评价。顾客购买汽车的时候，最关心的是坐在汽车里面对噪声与振动的感觉，这就是车内噪声评价。它是从顾客的角度来评价一部车的噪声与振动大小，所以也叫顾客层次的评价。车内评价反映了一部汽车

23、整体噪声与振动水准，所以又叫整车评价。噪声与振动评价的第二个方面是系统和零部件。在汽车开发的初期，在车内噪声与振动指标确定后，这个指标就分解到各个系统和零部件。在以后的开发过程中，所有系统和零部件的开发就是以车内指标为中心进行的。比如车内噪声分解到排气系统，排气系统就设立排气尾管的噪声指标、排气系统的辐射噪声指标、消声器的传递损失指标、挂钩传递力指标等等。能否达到系统和零部件的噪声与振动指标就完全取决于汽车公司和供应商的技术水平和制造能力。这些决定了一家公司在市场上的竞争力。噪声与振动评价的第三方面是“通过噪声”。这也是大部分人最关心的问题。汽车在通过街道和居民区时会产生噪声。过大的噪声会影响

24、人们的休息和生活，于是政府颁定法规，规定当汽车通过街道时，在一定的距离内，其噪声不能超过某个标准，这就是通过噪声。每个国家有自己的通过噪声标准，ISO也有一个统一的噪声标准。现在欧洲和日本的通过噪声标准比美国要严些，因为欧洲和日本的人口密度比美国大很多。从这个角度考虑，中国部分城市的通过噪声标准也应该严些。在评价汽车噪声与振动时，还可以分为主观评价和客观评价。主观评价上顾客对车内噪声振动的直观感觉，感觉声音是安静还是吵闹，是和谐还是刺耳，感觉振动大小和舒适性。比如，一般顾客喜欢车内安静和舒适，而运动车的顾客则喜欢车内的声音听起来马力十足，开车是使人产生动感。客观评价是通过分析和测量的方法的噪声

25、与振动的参数来评价车内噪声与正东的大小和好坏。传统上，主观评价和客观评价是分开的，很难彼此代替。可是近年来，研究人员和工程师们一直在研究怎么样用定量的方法里描述主观评价。比如说声品质，原来是一个单纯的主观评价，是司机和乘客对其核噪声的主观反映，可是现在我们可以通过测量曲线上来判断一部车的声品质的好坏。车内噪声直接作用到人的二斗，所以噪声采用dB(A)。汽车最主要的噪声源是发动机，这样车内噪声是随着发动机的转速而变化的。因此在评价车内噪声时，不是用一个总的噪声量值，而是采用一条随着转速变化的曲线。近二十年来，世界各国的汽车公司已经不满足仅用一条噪声曲线来评价车内噪声，而进一步分解这条曲线的组成。

26、发动机的振动与噪声是与阶次密切相关的，因此车内噪声（排气噪声）也是有不同阶次组成的。如果阶次曲线知道了，振动级或者噪声级与转速和频率的关系也就确定了，这对于寻找噪声源非常有帮助。还有些噪声是与转速没关系的。若这个噪声的频率不随转速而变化，那么很可能是一个有共振引起的噪声。如果这个噪声杂乱无章，那么这个噪声很可能是摩擦噪声。 通过噪声在过去的几十年内，汽车的拥有量和街道上汽车的流量急剧增加。这样人们对控制汽车产生的污染日益关注。随着生活水平的提高，人们对环境的要求更加高。噪声污染已经提高到与气体污染一样的高度。于是很多国家根根制定了汽车噪声污染的标准。虽然汽车只有一百多年的历史，但是早在古罗马时

27、代，就制定了交通噪声污染的标准。当时是控制马车通过医院是马蹄发出的噪声。不过现代社会真正对汽车噪声立法是在二十世纪六十年代。汽车噪声污染是汽车通过住宅区、街道等地方对居民和行人听觉产生的伤害，因此在测量和制定标准的时候就要模仿这样的环境。为了确定汽车通过街道上的噪声的大小，通常是在专门的试验场来测试。在试验道路两边安放麦克风来测量汽车通过麦克风时的噪声。ISO在1964年时就推出了ISO R362的通过噪声标准。欧共同体在ISO R362之后推出了70/157/EEC标准，这个标准针对M1类型的汽车，通过噪声标准为82dB(A).到了上世纪九十年代，新的标准92/97/EEC中规定M1类型的通

28、过噪声指标为74 dB(A)。从70/157/EEC的82dB(A)到92/97/EEC的74 dB(A)，其噪声要求提高了8dB(A)。相比六十年代，汽车的马力、速度、密度都大大地增加了，所以实际上对噪声要求的提高量大于8dB(A)。通过噪声的主要噪声源也随着通过噪声标准的提高而变化。在不同的通过噪声标准时代，其主要的声源和重要程度的排列顺序也不一样。下面列举这种变化：A. 通过噪声标准为80 dB(A)的时候，主要噪声源是排气噪声、发动机辐射噪声.B. 通过噪声标准为77 dB(A)的时候，主要噪声源是排气噪声、进气噪声和发动机辐射噪声。C. 通过噪声标准为74dB(A)的时候，主要噪声源

29、是排气噪声（包括了辐射噪声）、进气噪声、车胎-路面摩擦噪声和发动机辐射噪声。D. 通过噪声标准为74dB (A)的时候，主要噪声源是车胎-路面摩擦噪声、排气噪声、发动机辐射噪声和进气噪声。因此，将来车胎-路面摩擦噪声越来越重要，如何降低该噪声关系到通过噪声的大小。我们不仅要优化轮胎的设计，还必须改善道路的质量，尽肯能地降低车胎-路面摩擦噪声，以达到人们越来越高的要求和相关标准。通过噪声的噪声源有两大类：一类是汽车本身的噪声源，另一类是汽车与之接触的物体的摩擦噪声。汽车本身的噪声源，包括：进气系统的噪声、排气系统的噪声和发动机的辐射噪声。汽车与之接触的物体的摩擦声包括：车胎-路面摩擦声，车体-空

30、气摩擦产生的空气动力噪声。如图2.3。图2.3 通过噪声的分类A进气噪声进气噪声主要是进气口的噪声。进气噪声与发动机转速相关，转速越高，进气口噪声越大。另外空气滤清器也会辐射噪声。B排气噪声排气噪声包括尾管口的噪声、排气管和排气系统部件的辐射噪声、排气脉冲噪声。尾管口的噪声与发动机转速有关，特别是在低转速的情况下。在高转速情况下，空气流与排气管的摩擦噪声非常大，这种噪声与转速没有关系。一般转速在3500rpm以下，发动机燃烧产生的噪声占主要部分。而在3500rpm以上，摩擦噪声占主要部分，中心频率在500赫兹以上。低转速下的噪声频率比较低，频带也比较宽。增加管道的直径和排气容积可以减少尾管噪声

31、。排气系统中还有一个声源是脉冲噪声。当排气管结构有突然过度时，一般会对管壁产生冲击。这种噪声是与发动机的转速有关的。一般是窄带，频率低于300赫兹。C发动机辐射噪声发动机的噪声会透过壳体进入大气。这种噪声直接与转速有关，一般频率比较低。另外发动机上的很多设备，如风扇、启动机等也会产生辐射噪声。D车胎-路面摩擦噪声这些年汽车本身的噪声不断降低，汽车速度不断提高，这样车胎-路面的摩擦噪声对通过噪声的贡献比例越来越大。车胎横向和纵向轮齿与路面接触的时候会形成空腔。空气在这些空腔中会发生共振，从而产生噪声。这个噪声是宽带，中心频率为1000赫兹左右。E风激噪声当车速低于60公里/小时时，这种噪声几乎可

32、以不考虑。当汽车以高速行驶时，汽车车身和附近，与空气摩擦，产生噪声。这种噪声的频带很宽，可以达到几千赫兹。喇叭噪声信号喇叭声是瞬时发生的，不属于车辆连续噪声源，但由于它的噪声级特别突出，一般的喇叭声超出车辆行驶声约15-20dB(A)，最大可达到124 dB(A)(1m处测量)，因此，频繁使用喇叭会造成严重的噪声污染。有些国家和地区已有规定，在某些时段不允许鸣喇叭。控制喇叭噪声一方面通过加强交通管理和采取一些行政措施，使司机少用或不用喇叭，尽量减少喇叭鸣响次数；另一方面改进汽车喇叭的声音特性也是非常重要的，研究设计低噪声喇叭，使汽车喇叭的音响频率特性应以高频为主（2000-4000Hz）为主，

33、声音强度控制在车辆前方2m处为100-103 dB(A)为合适。这样既可以做到方向性强，又不为其他交通噪声所掩饰，并且在需要警告距离处能清楚听到，同时又干扰两侧环境。排气系统的噪声源排气系统的噪声源包括空气动力噪声、冲击噪声、辐射噪声和气流摩擦噪声。A空气动力噪声发动机在运转时候产生的噪声。这个声音在排气管道中传播而形成空气动力噪声。在管道中的这股气流是稳定的。空气动力噪声取决于排气管道的直径。在一定的气流量时，直径越大，空气动力噪声源就越稳定。空气动力噪声的大小取决于排气系统的结构。在排气系统中，纯粹的声学设计是针对这类噪声。B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

34、。比如，排气多支管弯曲的弧度太小，发动机出来的气流会对它产生强烈的冲击，从而发出“砰、砰”的冲击噪声。在管道截面突然变化的时候，也会产生冲击噪声。加大管道的国度圆弧和渐进地改变结构的边界面积是减少冲击噪声的途径。C辐射噪声当一个振动体与流体接触时，就会推动流体运动而产生声音。排气系统的管道和消音元件被机械振动激励或者受内部流体压力波动引起振动，这些被激励的结构对外将声音辐射出去，形成了辐射噪声。辐射噪声的频率与薄板结构振动频率是一致的。消音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音元件的刚度高。解决辐射噪声一方面可以通过减少气流声波的扰动，另外，可以改变结构

35、的特征，如质量、刚度和阻尼等。D气流摩擦噪声当管道中气体流动速度非常高的时候，流体与管壁之间产生摩擦，一方面形成紊流，扰动板振动并产生辐射噪声；另一方面当气流传到尾管时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，增加管道的截面积，使得管壁尽可能地光滑，避免管道中的突然弯转，在排气管口避免障碍物，使用吸收材料。空气动力噪声与发动机转速有关系，气流摩擦噪声是杂乱无章的，与发动机转速没有直接关系，随着转速的增加而加大。车内噪声限值标准国际铁路联盟UIC 567-1中规定，客车在保养良好的线路上以163km/h速度运行时，车内噪声一等客车应不超过65 dB(A)；

36、二等客车应不超过68 dB(A)。ICE技术任务书中规定，列车以250km/h速度运行时，一等车车厢内噪声值不得超过65dB(A)；二等车车厢内噪声值不得超过68dB(A)。目前欧洲及日本将此作为评定高速列车噪声舒适性的要求，英国，法国，瑞典，德国，日本的高速列车基本上已达到该要求。我国GB/T12816-91铁道客车噪声的评定中规定，铁道客车在以80km/h速度运行时，软座车，硬座车车内噪声值不得超过68 dB(A)。很显然，该标准定的指标太低，已不适应现代铁路技术的发展。在200km/h电动旅客列车组及270km/h高速列车设计任务书中规定，车内噪声一等车不超过65 dB(A)；二等车不超

37、过68 dB(A)。但我国现有的技术水平还达不到。汽车加速车外噪声限值我国GB 1495-2002汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法中规定，以后生产的汽车，汽车加速车外噪声限值，M1类车，不超过74dB(A)；M2（最大总质量GVM3.5t），或N1（GVM3.5t）类车：GVM2t，不超过76 dB(A)，2tGVM3.5t，不超过77 dB(A)。我国对于列车（加速）车外噪声限值，还没有很明确的标准。3 排气系统噪声的测试方法研究排气系统一般是指与从发动机排气多支管到排气尾管各个部件组合。排气系统的一端通过排气多支管与发动机相连，另一端是通过挂钩与车体相连。离发动机近的部分叫着热端，一般包

38、括排气多支管、催化器等。当气体离发动机越远，温度就越低。冷端包括前置消声器、中间管道和尾管等。发动机燃烧时发出巨大的噪声，气体和声波在管道中摩擦也会产生噪声。排气系统最主要的消音元件是消声器，排气系统中通常安装两个消声器：前置消声器和后置消声器。前置消声器基本上是抗性消声器，主要针对一些特定的频率。后置消声器可以是抗性消声器也可以是复合消声器，它用来消除较宽频带的噪声。3.1 消音元件声学评价指标消除噪声是进排气系统最主要的功能之一。当设计一个进气系统或者排气系统的时候，一定要考虑过气口和排气尾管口处的噪声特性，然后根据这些特性来选择系统中的消音元件。一个消声元件往往用下降低某个频率或者某个频

39、段的噪声，所以了解单个元件的消音效重要。当这些消音元件安装到系统中之后，我们必须知道整个系统的消音效果。所以对音元件和整个进气或者排气系统的消音效果进行评价是噪声控制设计中最重要的问题。评价消音元件和系统的消音效果通常有四个评价指标:传递损失、插入损失、声级差和衰减量。传递损失一般用来评价单个消音元件，而插入损失和声压级一般用来评价整个系统消音效果。声级差可以用于单个消音元件和整个系统的评价。衰减量主要用来描述消音元件内部声传播的特性。传递损失假如声波在无限长的管道中传播，而且媒体相同，那么这个声波就会一直传递下去。可是当管道内的声阻抗发生交化时，入射声波就会受到阻碍，一部分声波就会被反射回来

40、。传播媒体的变化和管道截面积的改变部会引起声阻抗的改变。阻抗的改变是抗性消音器工作的原理。图3.1为一个截面积和媒体都改变的管道图。图3.1声波在阻抗为Z1的管道中传播，当遇到阻抗为Z2的管道时，截面积也发生变化。入射声波的一部分被反射回阻抗为Z1的管道，形成反射声波。入射声波的另一部分继续在阻抗为Z2的管道传播，形成了透射波。传递损失表明声音经过消音元件后声能的衰减，即入射声功率级和投射声功率级的差值。传递损失用TL（Transmission Loss简写）来表示。传递损失可以用公式表示为：(3.1)从公式（3.1）知道，对这样截面积的变化的两个管道来说，传递损失仅仅取决于截面积之比S1/S

41、2（或者S2/S1），而与两个管道的截面积的大小次序和管道截面积的绝对值没有关系。这个传递损失与频率没有关系，但进排气系统中的各种消音元伴，它们与频率是紧密相关的。当S1=S2的时，传递损失TL=0，也就是说管道的截面积没有变化时，没有入射波反射回来，声波全部透射，在管道中继续传播。一般来说，当管道截面尺寸远远小于波长时，管道截面的形状对传递损失没有影响。插入损失插入损失是指一个系统中插入了消音元件之前和之后，在出口处得到的声功率级的差值。假设系统中没有安装消音元件，声源与测量点之间只是用管道连接，在测量点测得的声功率级为LW1。然后再将消音元件装到这套系统上，并在同一点测量声功率为LW2。插

42、入损失用IL表示（Insertion Loss的缩写），可用公式表示为：IL= LW1LW2(3.2)如果装置消声器前后，声场分布情况近似保持不变，则声功率级之差就等于给定测点的声压级之差。与传递损失只考虑消音元件不同，插入损失是考虑一个系统。插入损失除了消音元件本身外，插入损失还包括了声源和出声口（如进气口和排气尾管）的声学特性，因此这种方法是描述整个系统消音效果的最佳表达方式。末端声压级差（减噪量）声压级差值指进口端面测得的声压级与出口端面测得的声压级之差，用LD（Level Difference）来表示，可用公式表示为：LD=LP1LP2(3.3)这种评价方法不包括声源，但是管道终端的声

43、学特性会影响到测量值，这种方法非常简单实际工作中经常用到这种方法。衰减量消音元件内部两点间的声压级的差值称为衰减量，主要用来描述消音元件内部的声传播的特性，通常以消声器单位长度的衰减量（dB/m）来表征。以上四种评价指标中，传声损失和声衰减量反映了排气系统消声器自身的特性，不受测量环境的影响，而插入损失和末端声压级差值会受到测量环境条件的影响。排气系统几种评价指标的比较上面四种方法通常用于评价消音元件的消声效果或者是消音元件对整个系统的影响。可是在评价一个系统时，最关心的是出声处的声压级，如进气系统中进气的声压和排气系统中排气尾管的声压。因此，任何一种评价声压级的测量都尤为重要。A.传递损失与

44、插入损失的比较当管道截面没有变化的时候，传递损失为零。只要截面发生变化，传递损失就存在而且永远是正数，也就是说总是有消音效果。而插入损失可以是正数也可以是负数。正数表明加入消音元件后，声音被衰减。负数表明加入消音元件后，系统的声音被放大。传递损失只取决于消音元件的结构、媒体的阻抗率和截面积。当某个声学元件的结构确定了，那么传递损失也就确定了。传递损失与消音元件在一个系统中的位置没有关系。可是插入损失则取决于消音元件的传递损失和它在系统中的位置。同一个消音元件在不同的位置，系统的插入损失是不一相同的。传进损失-般用于评价单个声学元件，而插入损失则是评价一个系统。因此插入损失比传递损失更好地描述一

45、人系统消音性能。插入损失比较容易测量，而测量传递损失则需要专门的设备，CAE计算起来，传递损失比较容易，它不需要声源和终端声阻抗，而插队损失则需要这些声阻抗和传递矩阵系数。B. 传递损失与声压级差值的比较传递损失与声压级差值是用来评价单个或者几个消音元件的消音言效果。传递损失与声源和出口处的声学特性没有关系，而声压级差值虽然与声学特性没有关系，但是却取决于出口处的声学特性。声压级差值容易测得，而测量传递损失时必须在出口处安装一个全消音装置。C. 插入损失与声压级差的比较这两个都是评价一个系统，插入损失是指插入消音元件之前和之后，出口处的声功率级（声压级）之差，而声压级差是指消音元件进气口和尾管

46、出口声压级之差。在工业测量中经常用测量声压级差来代替测量插入损失。减噪量只是用来描述消音元件内部的声波传播的特性。3.2 排气系统性能的测试方法消声器发动机台架试验我国汽车行业标准QC/T 630-1999规定：A. 消声器发动机台架试验测量条件：a. 测量仪器:测量声压级应使用1型或2型的声级计或其他声学测量仪器；每次连续测量前后，应对测量仪器进行校准。声级校准器的准确度应优于或等于±0.5dB，两次校准值相差不应超过1dB。b. 发动机应按QC/T542中的规定标定工况，即在标定功率和相应转速下稳定运转。油温、水温（风温）达到稳定时能进行测量。c. 除排气噪声外，其他噪声均作为测

47、量时的背景噪声。背景噪声应比排气噪声低10dB以上。若背景噪声不满足上述要求，应对背景噪声源采取措施，满足条件后再进行试验。d. 测点位置的风速超过2m/s时，应使用防风罩。当风速超过5 m/s时，应停止测量。e. 测点声场条件：为保持测量时声场分布状况不变，测点附近应符合自由场的条件，或测点和周围环境中反射面保持相对位置不变。f. 排气系统（包括消声器、管道）的长度，管径、弯曲度及消声器按接近车上使用状态安装在台架上。若与车上使用状态有较大差异是，应在试验报告中注明排气系统走向示意图及消声器进出气管道的管径与长度。g. 测点设置：在排气口气流轴向成45度方向上500mm处，拾音器应指向排气口

48、（图3.2）。若有两个排气口时，测点选在与两个排气口轴向45度方向上500mm处的两点A、B连线的点O处（图3.3所示两个假象圆的交点处）。若测点不再消声室内而在室外场地，为减少反射声的影响，测点距地面高度、距排气口上游反射面应大于1m，距其它发射面应大于3.5m。图3.2图3.3B. 排气噪声测量方法 a. 排气噪声的测量方法首先对发动机及其辅助设备噪声场进行屏蔽。在标定工况下测量不带消声器和带消声器的排气噪声的A、C声压级或频带声压级和发动机的功率与排气背压。进行两次测量，其声压级测量结果差值应小于2dB。测量结果均应记录，数据处理时应取两次测量的平均值。消除大气条件和其他因素影响所产生的

49、误差，上述测量应在一次试验中进行，停车时间应不超过30min。测量A、C声压级时，应使用声级计的“慢”档测量，并读取声级计指针在观察周期内的平均值。如进行频谱分析，应使用中心频率31.5-8000Hz的倍频程和1/3倍频程滤波器，读取平均值的观察时间，对于中心频率在200Hz及200Hz以上者为10s，对于中心频率在160Hz及以下者为30s。b. 测量转速不少于5点，尽量均匀分布，应包括标定功率点转速和最大扭矩点转速。排气系统几种评价指标的测量A传递损失图3.4是传递损失的测量的示意图。在测量时，在尾端装上一个全消音装置，这样声音就全部被吸收。在消消音元件的入射端安装两个麦克风来测量入射波的

50、声压和速度，从而计算出入射功率。在消音元件的后端只安成一个麦克风就可以测量到透射声功率。 图3.4B插入损失图3.5是声源与测量点之间只是用空管连接，在尾端测量声功率级（或声压级）。图3.6是将消声器安装在这套系统上，同样测其尾端的声功率级（或声压级）。根据公式（3.2）可求得插入损失。在通常情况下，管口大小、形状、声场分布保持近似相同，这时插入损失就等于在给定测点处装置消声器前后声声压级之差。此时，插入损失，可根据公式（3.3）求得。图3.5图3.6C声压级差测量声压级差是实际工作最常用的测量方法，但发动机台架试验考虑到气流温度过高，该方法不适用。其测量示意图如图3.7。图3.7D功率损失比

51、消声器的功率损失比是发动机在标定工况下，使用消声器前后的功率差值和没有使用消声器时功率值的百分比。符号：功率损失比按下式计算：= （P1-P2）/P1 *100%式中：功率损失比； P1不带消声器带空管时的发动机功率，kW； P2带消声器后发动机功率，kW；E排气背压按QC/T524设置排气背压测量点（离发动机排气管或涡轮增压器出口75mm处，在排气连接管里测量，测压头与管内壁平齐），当分别带消声器和空管时，测点处的相对压力值之差。符合：P，单位：kPaP= Pex1-Pex2式中：P排气背压,kPa； Pex1带消声器时测点的相对压力 Pex2不带消声器（即空管）时测点的相对压力我国汽车行业

52、标准QC/T 631-1999规定，对于M1类总质量3.5t载客车（轿车），插入损失应大于或等于28dB(A) ,功率损失比应小于8%，排气背压应小于或等于26.7Kpa。本文中的排气噪声的测试方法排气系统中消声器的设计开发阶段，一般会进行产品的概念设计（图3.8），进行传递损失、插入损失（图3.9）、尾管噪声的初步分析，以缩短开发周期，降低开发成本，提高产品质量。而在测试阶段，考虑到成本和测试可行性程度，在企业中，排气噪声一般进行插入损失的测试，看是否符合国家和行业要求。同时为了对CAE分析的反馈和对消声器进一步的改进，需要精确采集发动机运行时的参数和与之对应的排气参数。本文对几套开发的消声

53、器进行了测试，一方面，检测其在排气系统中的降噪是否符合国家标准；另一方面，对不同方案的排气噪声进行FFT分析，和对空管进行阶次分析，找出其中的一些有待改进的问题，最后给出改进方案。A、CAE分析过程本案中测试的消声器，前期都经过CAE分析，模型上得到了较好的结果。为此进行了进一步的试验测试，第五章将详细分析测试结果。图3.8 使用CATIA设计的消声器模型（非本案消声器）图3.9 使用GT-POWER分析和计算传递损失的模型图3.10 经GT-POWER计算的传递损失结果B、测试方法本文中的测试依照内燃机排气消声器测量方法（GB/T 4759-1995）、汽车排气消声器性能试验方法（QC/T

54、630-1999）和汽车排气消声器技术条件QC/T 631-1999。对发动机的外特性（插入损失、功率损失比和排气背压等）进行了测试。测试示意图如下；图3.11 发动机外特性测试示意图4 高速列车材料声学特性试验4.1试验综述高速列车材料声学特性，分结构声和空气声两部分试验。结构声的试验主要可以分两个步骤：步骤一，给激振器一个白噪声信号作用在测试的列车材料上，通过列车材料面板上的加速度传感器传到B&K 7700 PULSE分析仪上，分析其模态，即找出该块列车材料的一系列共振频率。步骤二，通过信号发生器分别给激振器每一个共振频率（步骤一已测量），分析每一个频率对应的加速度特性和在近似自由

55、场声学环境下的声场分布等。本章对结构声部分只做上述简单介绍，以下部分着重分析高速列车材料空气声试验。4.1.1试验目的A给出系统整体隔声量与高速车辆材料参数之间的参考公式B评价不同空腔对整体隔声量的贡献C增加吸声材料后，整个系统隔声量的变化，并比较不同吸收材料的吸声效果D通过分析，找出应用于列车上最合适的材料组合。即：从列车内部到外面环境依次为，列车装饰板+吸收材料+空腔+列车材料，找出不同层次最合适材料，使整体隔声量达到最大。如：使用哪种吸声材料、空腔厚度的设置和列车材料厚度的选择。试验材料和主要试验设备A试验材料试验中我们所使用的主要试验材料：一块列车装饰板，五种不同厚度（30mm、40m

56、m、45mm、50mm、60mm）的列车材料和六种不同的吸收材料（分别以阿拉伯数字1、2、3、4、5、6标记）。B试验设备该试验中主要用到的设备：信号发生器、功率放大器、5个传声器和B&K 7700PULSE分析仪及相应的分析软件。试验的声学环境和试验描述整个试验在一个大型的隔声室里进行，如图4.1，在隔声室里有两个单间，其一是混响室，为试验提供一个近似的扩散场的声学环境。另一个是消声室，为试验提供一个近似的自由场的声学环境。混响室的背景噪声为24.7dB(A)，消声室背景噪声为20.7 dB(A)。试验由信号发生器给出一个白噪声信号，经功率放大器放大，在混响室里输出一个很高声压级的声音，该声场在试件（列车材料）中心的正前方1m处，被传声器5采集，并输入到B&K分析仪。同时，在另一间消声室里，一传声器阵列分别采集经试件传播到消声室里不同位置的声音。试验示意图图4.14.1.5试验方案和试验步骤实验中我们有一块列车装饰板、5种不同厚度（30mm、40mm、45mm、50mm、60mm）面密度相同的列车材料和6种不同的吸收材料（分别以阿拉伯数字1、2、3、4、5、6标记），考虑到各种需要和空腔效果，我们还必须加于不