汽车排气系统声学分析及消声器设计

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华中科技大学

硕士学位论文

汽车排气系统声学分析及消声器设计

姓名：谢田峰

申请学位级别：硕士

专业：车辆工程

指导教师：金国栋

2003.4.1

华中科技大学硕士学位论文

要摘

随着城市车辆的增多，噪声污染已经严重地干扰了人们的生活，世界各个国家对车辆噪声提出越来越严格的限制要求，发动机排气噪声是车辆的主要噪声源之一，而使用排气消声器则是降低发动机排气噪声的最有效途径，因此对消声器设计方法的研究越来越受到重视，但在传统的设计方法中，常常把消声器的消声性能和对发动机的性能影响相互孤立的考虑，致使很难找到两者的最佳结合点。

应用计算机对发动机排气噪声特性及消声器进行模拟，不仅能预测消声器特性，而且还能反映出不同结构消声器对发动机性能的影响，本文主要是对发动机排气系统进行声学特性分析，并采用ＶＣ＋＋对消声器的理论模型编码，对消声器性能以及对发动机动力损失进行协调，得到较合理的关键结构尺寸，再用ＧＴ—ＰＯＷＥＲ进行进一步的声学分析，对结构尺寸进行优化：最终在ＵＧＩＩ中转化为三维消声器模型。

关键词：汽≯排气莱统声学分猜噪声斑制消声毒设计

华中科技大学硕士学位论文＝＝＝＝；＝＝；＝＝＝＝＝＝＝＝≈＝＝＝＝｝＝＝＝≈＝＝＝＝＝＝＝≈

Ａｂｓｔｒａｃｔ

Ｗｉｔｈｔｈｅｎｕｍｂｅｒｏｆｖｅｈｉｃｌｅｉｎｃｒｅａｓｉｎｇｉｎｔｈｅｃｉｔｙ，ｎｏｉｓｅｐｏｌｌｕｔｉｏｎｈａｓｄｉｓｔｕｒｂｅｄｃｉｔｉｚｅｎ’ｓ

ｔＯｌｉｆｅｓｅｒｉｏｕｓｌｙ．Ｍａｎｙｇｏｖｅｒｎｍｅｎｔｓｈａｖｅｂｒｏｕｇｈｔｆｏｒｗａｒｄｍｏｒｅａｎｄｍｏｒｅｓｔｒｉｃｔｌｉｍｉｔｓｔｈｅ

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１绪论

１．１课题的提出华中科技大学硕士学位论文

随着汽车保有量的臼益增加，汽车噪声污染越来越严重，特别是在人口密集的城市，汽车噪声污染弥漫于城市的每个角落，无时无刻不在破坏着城市的安宁，损害着居民的身心健康。国家环保局１９９４年对我国４２个大中城市的调查表明，我国城市环境噪声主要来源于道路交通噪声，交通噪声占城市环境噪声的２９．９０．４０，长度加权平均等效声级为７１．７ｄＢ（Ａ），超过城市环境噪声的允许值７０ｄＢ（Ａ）．１９９４年，国家用于治理噪声的投资达到３．４５亿元人民币。如何降低汽车噪声，减轻汽车噪声对人体的影响，已引起世界各国越来越多专家和学者的关注，对汽车噪声的研究也逐渐成为噪声研究的重要分支之一ＣｌＪ。

为了控制噪声污染，国内外都制定了许多相关的噪声控制标准和法规，并且愈来愈严格。如１９９４年，在欧共体内，车辆的行驶噪声限制为：轿车７７ｄＢ（Ａ），货车８３—８４ｄＢ（Ａ）。我国对城市区域环境、工程机械和柴油机的噪声制定了严格的国家标准，如《机动车辆允许噪声》（ＧＢｌ４９５－－７９）、《工程机械噪声限值》（ＧＢ３７７４－－８４）。

发动机噪声是汽车的主要噪声源，而排气噪声又是发动机最主要的噪声源，它的噪声往往比发动机整机噪声（排气噪声除外）高１０～１５ｄＢ（Ａ），因此，对排气噪声进行研究分析，并采取措施加以控制，对降低车辆的整体噪声具有重要意义”１。

１．２国内外研究概况

１．２．１国内外汽车噪声水平比较

表１—１示出了我国２０世纪８０年代生产的几种车型的噪声水平及与国外同类车型噪声的比较。测点位置离行车中心７．５ｍ，离地面高度为１．２ｍ，等速行驶时车速一般为５０Ｋｍ／ｈ，少数车辆由于条件限制，车速只有３５～４５Ｋｍ／ｈ，由表中可以看出，国产汽车比国外同类型车的噪声高０３。

其实由于测量水平的落后，我国实际的噪声水平与国外的差别比表中列举的还要大，例如：我们现在的测量水平相当于欧盟８０年代初的水平，而且近些年的降噪幅度也存在差距。

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表１—１国产汽车噪声水平

车辆类型

范围

卡车加速噪声中值国外水平～８６

～８６

～８９

～８５

～８４

～８６

～８１７０～８９７８～８９８２～９１７０～８２７６～９０７８～８２６４～７７范围７４～８９７８～８８８１～９５７５～８７７ｌ～８４７３～８７６７～７７匀速噪声中值国外水平～８１～８２～８７～８２～７７～７９～７２６８～８４７５～８３８０～８７６９～７８７０～８１７３～７４６５～６９轻型中型重型８０～９１７９～９３８３～９７７９～９ｌ７７～８９７９～９４７５～８５公共汽车吉普车、面包车摩托车轿车

】．２．２国内外排气噪声研究发展现状

汽车排气噪声研究涉及到气体流动、传热、振动、声学以及发动机性能等学科，具有相当的难度和复杂性。多年来，人们进行了各种结构的声波传递特性的理论探索。五十年代起开始建立无气体流动条件下各种消声结构声波传递特性的理论公式，六十年代末解决了声波与流动的相互作用，七十年代才逐步建立起考虑流动的声波传递特性的理论计算问题，到了七十年代末、八十年代初，研究对象才渐渐发展到复杂的消声器元件。

在消声器研究方面，国外科技人员所做的工作较多，美国从五十年代开始就对汽车排气消声器进行了系统的研究。对于形状简单、气流速度不十分高的排气消声器，目前已有比较成熟的理论计算和产品设计方法，英国的里卡多公司则将消声器的设计计算方法编成专用的计算机程序，只要将结构尺寸和表示其结构特征的原始参数输入计算机，就可得到该消声器的降噪衰减量。表１—２是欧盟机动车噪声控制限值的发展，近２０年降低了１ｌ－－２０ｄＢ，特别１９９５年以后又颁布了新的法规，限制更加严格。

客车．不越过９童（乜括驾驶员庄）＝荩：！：？车辅娄型—、、

‘表１—２欧盟噪声限值的发展７０１１５７／Ｆ．ＥＣ１９７０７啦ｔ２／ＥＦ，Ｃ７０舟３‘甩ＥＣ１９８１７０１４２ｑＥＥＣ１９“７７ｌｍ∞Ｓ１驼“∞８１＃车。超越９座（乜插驾驶员窟）。兜许最大重量‘３．５地７９客车，麓过９ｔ（乜插葺硅员盎）．

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华中科技大学硕士学位论文

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法规降噪量的增加，不仅表明了国外对环境问题的重视，同时也反应了噪声控制技术已日渐成熟，特别是对作为重要噪声组成部分的排气噪声控制，发展迅速。尤其是近些年来伴随着ＣＡＤ／ＣＡＥ技术的应用，大大加快了产品的开发速度，缩短了产品更新换代周期。

国内对排气噪声的研究比较晚，直到１９７９年我国颁布执行机动车辆噪声标准后才开始进行，并且工作重点侧重于试验研制，理论研究方面，中国科学院、北京市劳动保护科学研究所在微穿孔消声理论上做了～些工作。由于我国对排气噪声的研究目的是非商业化的、非系统化的，因而没有广泛的实用性、可靠性及可用性。科、产、研的严重脱节阻碍了噪声控制技术的发展。现在国内的主要精力还是集中于线性声学的声波分析法和有限元法。总的来说，我国的噪声控制工作还处于初级阶段，与国外还有较大的差距。特别是实验条件、分析工具差距更为明显。

１．３课甄研究的内容

我国的汽车排气噪声分析及其控制的研究还非常初步，消声器的设计也仍以选型设计、经验设计为主，这种开发周期长、人力、物力浪费严重的传统开发设计方法，已经不能满足日益激烈地市场竞争的需要，特别是加入ＷＴＯ以后，汽车零配件的生产更是遇到了前所未有的挑战，应对挑战的首要任务就是提高产品的自主开发能力。

把现有的经验理论化、系统化、数字化是加快开发速度、提高开发能力的必由之路；结合中国车辆或发动机的运行环境、使用特性，设计出合适的消声器是开发的立足之本：结合国外先进的性能模拟及分析软件，减少开发周期、提高开发效率是缩短差距的有效手段。

本文的主要目的就是提供一种汽车排气系统消声器设计的新的开发思路，本文先从排气噪声的产生机理及噪声频谱特性入手，分析排气噪声的特点，针对排气噪声的频谱特性，结合实际的开发经验，推出消声器的理论模型；再应用预测模型对理论模型的性能进行初步预测；最后结合国外成熟的计算机模拟软件（本文采用较成熟的ＧＴ—ＰＯＷＥＲ），对消声器与发动机的匹配、消声器的消声性能和对发动机性能的影响进行进一步的详细的分析，最终由ＵＧＩＩ转化生成消声器的三维模型图，可直接进行工程应用。

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２排气噪声及其排气消声器的设计要求

２．１排气噪声发生机理及其频谱特性

排气噪声是汽车及其发动机最主要的噪声源，它的噪声往往比发动机噪声（排气噪声除外）高１０～１５ｄＢ（Ａ）。

排气过程又可分为自由（或称超临界）排气阶段和强制（或称亚临界）排气阶段。发动机全负荷工作时，排气开始时气缸内燃气温度高达８００～１０００摄氏度，气缸压力约为（３～４）．１０５Ｐａ。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流速等于燃气中的声速，一般可达５５０～７００ｍ／ｓ。自由排气阶段，虽然占整个排气时间的百分比不大，但气体流速很高，排出废气量可达６０％以上。废气从排气门以高速冲出，沿着排气歧管进入消声器，最后从尾管排入大气，这～过程中，产生了宽频带的排气噪声。

排气噪声的频谱常包含以下频谱成分：以每秒钟内排气次数为基频的排气噪声、管道内气柱的共振噪声、排气歧管处的气流吹气声、废气喷注和冲击噪声、气缸亥姆霍兹共振噪声、气门杆背部的卡门涡流噪声和排气系统管道内壁面处的紊流噪声等。１。２．１．１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，气缸内燃气突然以高速喷出，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地进行，因而这是一种周期性的噪声。这种噪声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：

。‘，：＝竺（Ｈｚ）６０ｒ

式中，ｚ为内燃机气缸数；ｎ为内燃机转速，ｒ／ｍｉｒａｆ为行程系数，四冲程ｆ＝２，二冲程ｆ＝１。

在排气噪声频谱上，通常在基频石或其第二、三次谐波２Ｚ、３Ｚ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。４

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２．Ｉ华中科技大学硕士学位论文２排气管道内气柱共振噪声

在排气系统管道中的空气柱，在周期性排气噪声的激发下，因发生共振而产生空气共振噪声。

若把消声器入口到各缸排气门之距离，取一平均值估为排气总管的长度，，则，不同，管内的气柱共振频率也不同，视总管为一闭管时，出口处的声阻抗Ｚ就不同。Ｚ的计算公式为

ｚ＝ｊｓ口。。。。型ｆ

式中，ｊ＝√一１；ｓ为管的截面积，ｍ２；Ｐ为气体密度，ｋｅ，／ｍ３：ｃ为声速，ｍ／ｓ；，为总管长，ｍ；∞为圆周率。

中心频率５００、１０００Ｈｚ频带内的噪声，主要来自气道内气柱的共振，单缸内燃机共振噪声显得特别突出。

２．１．３排气歧管处的气流吹气声

当多缸机工作时，可以近似的认为，任何时刻都只有一个气缸中废气大量排出，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，它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Ｚ为最小的频率上，则管内将发生共振，激发出噪声。“唇”部附近产生的周期性涡流其频率为‘

，＝ｓ号（Ｈｚ）

式中，墨为斯脱哈尔数，为一与流场的不定常性有关的数，无量纲：ｖ为废气流经排气歧管时的流速，ｍ／ｓ；ｄ为气道口径，ｍ。

因ｖ随曲轴转角而变，总会有一些气流速度符合气道共振的条件而发出气体共振噪声。此外，高速气流通过消声器狭窄部分时流速增大，并产生废气涡流，紊流所产生的声强与流速的８次方成正比，频率成分主要是高频。

２．１．４亥姆霍兹共振噪声对于某些发动机，尤其是单缸机，排气门开启时，正在排气的气缸与排气管相通，

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为：华中科技大学硕士学位论文该气缸容积如同一个亥姆霍兹共振器，由于气缸内气体共振，激发出噪声。其共振频率，＝寺焉

式中，ｃ为声速，ｍ／ｓ：，、‘、Ｓ分别为排气管长度，ｍ：半径，ｍ：截面积，ｍ２；Ｖ为气缸工作体积，ｍ３。

双缸、三缸发动机也存在亥姆霍兹共振噪声。对于四缸以上的多缸发动机，由于各缸之间的相互干扰，排气歧管及总管较长，故此噪声并不突出。

亥姆霍兹共振噪声的特点是它与发动机转速无关。因此，在排气噪声频谱中与发动机转速变化无关的噪声往往是亥姆霍兹共振噪声。

２．１．５废气喷注和冲击噪声

在自由排气阶段，排气门处会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。

废气喷注噪声与冲击噪声是连续宽带的高频噪声。这种噪声的峰值频率为

厶＝Ｓ，÷ｌ

喷注和冲击噪声级的经验公式为：

８０＋２０１９ｄ＋２０１９［（Ｒ一１）２／（Ｒ一０．５）］

Ｌ』＝Ｒ＜２２＜Ｒ＜３．１

Ｒ＞３．１７０＋２０１９ｄ＋ｌＯ（Ｒ一１．８９３）（Ｒ一１．３）９７＋２０１９ｄ

式中，Ｓ为斯脱哈尔数，其数值与临界压力比有关，ｄ为喷口特征尺寸，圆孔取其直径，ｍ，Ｌ月式中为ｎｌｒｌｌ：ｃ为当地声速，ｍ／￥Ｒ＝圪／ｇ；Ｌ为距喷口１ｍ，９０‘处的Ａ声级。

强制排气阶段，废气流经排气门处也会产生喷注噪声，此时的峰值频率和声功率为：

ｆ。＝ｓｔ÷，１，／

Ｌ。＝－－４５＋１０１９Ｓ＋８０１９ｖ

式中，Ｓ为排气门处流通面积的平均数，ｍ２：ｖ为废气流经排气门处的流速，ｍ／ｓ；６

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ｄ为排气门直径，ｉｎ；Ｓ为斯脱哈尔数，Ｉｔ２Ｓ，＝１．５～２。

２．１．６排气管内壁面处的摩擦及紊流噪声

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Ｒ。＞２３２０，废气的流动是紊流流动。紊流在管壁上有一厚度为万的很薄的附面层，这附面层底部还有一厚度为Ｊ’的层流底层，见图２—１在Ｊ的范围内，流体的速度从壁面的零值增加到Ｏ．９９ｖｏ，Ｖｏ是管中心的流速，可见，在附面层中，流速的变化十分剧烈，无疑存在着涡流。另外，由于排气道内的气体温度很高，而气道壁面的温度只有１００‘Ｃ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，增加了紊流强度。

图２—１

排气道内壁面一般均用沙芯铸造成型，表面的绝对粗糙度ｈ＝０．３～０．６ｍｍ。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层厚度Ｊ’。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，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。

２．１．７与排气有关的其它一些噪声源

１１排气门杆产生的涡流噪声

从气缸中排出的废气进入排气道以后，在流动过程中首先遇到的是立于气道中的排气门杆。具有粘性的废气绕流过这个圆柱体时，在柱体的表面将产生附面层，迎着气流的一面附面层较薄，随着气流沿柱面两侧绕流，附面层将越积越厚，使一部分气体在柱体的后面堆积起来，形成一个死区。向前运动的气流由于气体的粘滞力而带动死区中的部分气体旋转，很快形成涡流坯，并迅速增长，产生噪声。

２）７燃物质在排气系统中再燃烧产生的噪声７

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由于多种原因，发动机排出的废气中还会含有极少量的可燃物质和氧。在排气过程中气体剧烈地再混合，使这部分可燃物质在排气系统中燃烧，造成局部地区气体压力波动，加剧了原来排气系统中气体压力脉动的程度。

３】气体脉动压力激发管壁产生的噪声

发动机排气是周期性的，因此排气系统中废气的压力是脉冲的，这种脉冲压力作用在排气系统的管壁上，，激发这些弹性构件发生振动。如果构件的自振频率与压力的脉动频率正好一致，就将发生强烈共振而辐射出噪声。

４）气门落座声

高速内燃机在设计时，要求排气门的落座速度通过排气凸轮型线的缓冲段加以控制，但是由于加工和装配误差往往使气门落座速度和加速度仍然很大。落座时加速度有时甚至高达６０００ｍ／ｓ２．这种高速落座，在排气门与气门座之间造成金属撞击，引起气门的振动，而发出噪声。

排气噪声的测量是很困难的，因为用近场法测量，很难避免燃烧噪声和其它机械噪声的影响，不少文献建议用加长管将排气管口引至适当距离，并在与排气管口成４５‘方向上距管口ｌｍ（或Ｏ．５ｍ）处进行测量。这样测量的结果只是排气噪声的近似值，因为排气噪声经加长管后有一定衰减，另外，加长管也有可能产生共鸣声，而且排气噪声的大小又受出口面积的影响。在实际测量时，应根据不同的测试目的来选择合适的测试方法。２．２影响排气噪声的主要因素

２．２．１发动机转速和负荷对排气噪声的影响

影响发动机排气噪声的主要因素是：气缸压力、排气门直径、发动机排量以及排气门开启特性等。对同一发动机来说，影响排气噪声最大的因素是发动机的转速和负荷。

图２—２是一台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转速的关系。由图看出，转速增加一倍时，排气噪声增加１２～１４ｄＢ（Ａ）：不同的排气系统对噪声级随转速变化的斜率影响不大。

由于排气压力与发动机负荷密切相关，因此，排气噪声在空负荷和全负荷时差别较大。上图（ｂ）、（ｃ）、（ｄ）是三种不同发动机分别在空负荷、全负荷时的排气噪声与转速的关系。可以看出，各种发动机在转速增加一倍时，空负荷的排气噪声增加１０～１４ｄＢ（Ａ），而全负荷时的排气噪声仅增加５～９ｄＢ（Ａ）。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。１。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＝２８１９ｎ＋２０１９￡＋１５１９％＋Ｋ１

四冲程柴油机

Ｌ＝２５ｌｇｎ＋２０１９只＋１３１９％＋足２华中科技大学硕士学位论文ｄＢ（Ａ）ｄＢ（Ａ）

式中，．ｒ／为发动机转速，ｒ／ｍｉｒａ只为平均有效压力，ｋｇｆ／删２：Ｋ为发动机

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（ｄ）（ｃ）

图２—２发动机转速和负载对排气噪声的影响

（ａ）２升、４缸间接喷射式柴油机

（ｃ）８．２升、６缸直接喷射式柴油机（ｂ）１０升、Ｖ８直接喷射式柴油机（ｄ）２升、４缸汽油机

ａ图中１一没有排气歧管；２一有排气歧管；３一带排气系统

ｂ、ｃ、ｄ图中ｌ为全负荷，２为空负荷

排量，，；足。、Ｋ：为与发动机结构有关的常数。

２．２．２不同类型发动机排气噪声的比较

１）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：①二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。②二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９

＝；＝＝＝＝＝＝≈＝＝＝＝＝＝＝＝＝＝＝＝＝＝＝＝＝＝＝＝＝＝＝＝一

不宜采用结构复杂的消声器。华中科技大学硕士学位论文一倍，因此产生的气流声和涡流声大，频率也高。③为了保证扫气效果，二冲程发动机

（２）柴油机一般比汽油机的排气噪声大，这是因为：①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。②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。

２．２ｔ３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。图（２－－２）为一四冲程直喷式柴油机增压前后排气噪声的对比。由图可见，采用增压后排气噪声降低了９ｄＢ（Ａ）。上图（ｂ）为增压前后二冲程柴油机排气噪声的对比。

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目

图２—２增压前后柴油机排气噪声频谱

（ａ）……非增压，１８０ｐｓ／２６００ｒ／ｍｉｎ。１２２ｄＢ（Ａ）

——增压，２３０ｐｓ／２２００ｒ／ｍｉｎ。１１３ｄＢＣＡ）

（ｂ）……非增压，二冲程，２８０ｐ“２１００ｒ／ｍｉｎ，１２２ｄＢ（Ａ）

——增压，二冲程，３５０ｐｓ／２１００ｒ／ｍｉｎ，１１１．５ｄＢ（Ａ）１０

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２＿３降低排气噪声的主要方法

２．３．１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“１。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。２．３．２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旧。

１）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。分别在装有不同的软弹性管的条件下，测得的前排气管的噪声频谱

１００

９０

８０

，

７０

６０／＼小Ｖ．．，，ｆ≮八／＼．＾．●‘ 、／

１２５２５０５∞ｔ０００２０００∞∞ｌ∞ｏＨＺ

图３—１用弹性软管时排气管的噪声（ｎ＝２５００ｄｒａｉｎ，全负荷

——无弹性管…一用弹性管

华中科技大学硕士学位论文。２＝＝＝＝目＝＝｝＝＝＝＝目＝＝；＝＝＝＝＃＝＝一＝

很明显，在２５００ｒ／ｍｉｎ和全负荷时，排气系中软弹性管的有无，对１０００～２０００Ｈｚ的频率范围内的总噪声起着很大影响。在上述频率范围内用此管时，噪声可降低２０ｄＢ，总噪声级可相应降低４．１ｄＢ（Ａ）。将各种弹性管安装在排气歧管和前排气管之间，试验所测得排气管的辐射噪声降低量列于下表

表２—１弹性管对排气管噪声的影响

由表可知，采用特殊的弹性管可使得噪声降低３．５～１５ｄＢ（Ａ）。

此外，在排气歧管上采用隔声罩也可以有效地降低噪声。

２）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。

２．４发动机消声矗的设计要求和评价指标

消声器是汽车内燃机排气系统中广泛采用的消声装置，研究开发具有良好性能的消声器，一直成为噪声控制工程中一项重要课题。按照以往的经验或采用少量简单计算公式，已不能满足日益严格的设计要求，现今只有建立在消声理论基础上的先进分析模型才能优化消声器设计“’。

２．４．１排气消声器的设计要求

１）消声性能好，在排气噪声的整个频率范围内，应有足够的消声量，同时力求避免产生气流再生噪声。

２）阻力损失少，即消声器消耗内燃机的功率要尽可能的小。１２

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３）能耐高温、耐腐蚀，机械性能好，工作可靠，使用寿命长：此外消声器壳体及内部隔板刚度要好，以防激发强烈振动，辐射出噪声。

４）消声器的外形尺寸应与整车协调，如轿车车架底部空间紧张，消声器往往不得不做成扁平形状。

５１结构简单，工艺性好，成本低。

２．４．２排气消声器性能的评价指标

目前，国内外的评价消声器性能主要使用两个指标，即消声量和功率损失。

１）消声量的评价指标

评价排气消声器的消声量常使用插入损失和传递损失。

插入损失工。定义为安装消声器前后在某固定测点处测得的计数声级（或总声压级、频带声压级）之差。

Ｌｎ＝Ｌｐｌ一工Ｐ２（ｄＢ）

式中，三ｐｌ、￡，：为安装消声器前后在某测点测得的计数声级。

由于插入损失易于现场测量，非常实用，被ＧＢ４７５９－－８４《内燃机排气消声器测量方法》规定作为消声器评价指标。在测量插入损失时需注意本底噪声的影响，同时应在未装消声器时，在排气管口加装一段与消声器等长的空管，以保证在安装消声器前后测点不变时测距也不变。

插入损失不仅与消声器的消声性能有关，而且与声源特性、消声器出口端阻抗有关。传递损失ｋ定义为消声器入口和出口处的声功率之差，它反映了消声器入口的入射声能与出口的透射声能之比，即

Ｗ

Ｌ亿＝１０１９ｉｔ７＿１＝三，嵋一Ｌｗ２，ｙ２（ｄＢ）

式中，磁、％为消声器入口和出口的声功率；Ｌｗ。、Ｌｗ：为入口和出口的声功率级。

传递损失的特点是仅反映消声器本身的传递特性，而不受声源管道系统和消声器出口端尾管的影响，即与声源、消声器出口端阻抗无关。因此传递损失和插入损失在数值上略有差异。

一般不直接测量声功率级，而是通过声压级的测量，然后再计算出传递损失。如何在消声器入口和出口处开孔，由开孔处测得的声压级近似地计算出声功率级。但由于内燃机排气高速、高温的影响以及本底噪声的影响给测量工作造成困难。２）功率损失的评价指标

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＝＝；＝＝；；＝＝＝＝≈＝＝＝＝＝＝＝＝＝＝＝＝；＝＝＝＝＝＝＝＝≈＝＝一

为了考查排气消声器对内燃机性能的影响，通常采用功率损失比来评价。消声器的功率损失比Ｒ。是内燃机在标定工况下不使用消声器与使用消声器时的相对功率损失百分比的百分比，即

Ｒ。：—Ｎｅｌ－—Ｎｅ２×１００％”＾毫

在测量消声器功率损失比时，应遵照有关内燃机台架试验方法的标准规定进行。此外应注意在装换消声器前后尽量保证试验环境、机器状态不发生变化，以免造成误差。一般要求功率损失比Ｒ。＜５％。

消声器还可以用压力损失来评价其空气动力性能。压力损失是由于消声器内壁和气流摩擦、管道弯头、穿孔板及管道截面突变所致。压力损失～般用消声器入口和出口的全压差来表示。压力损失越大，消声器消耗内燃机功率也越大，同时也将造成排气背压、排气温度的升高。１４

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３排气消声器设计分析的理论模型

３．１排气消声嚣的分类和结构形式

按消声器的消声机理，可分为阻性消声器、抗性消声器和阻抗复合式消声器。

阻性消声器是利用在管道内适当地布置吸声材料，部分地吸收管道中传播的声能，类似电路中电阻的作用。这类消声器的特点是在中、高频范围内具有良好的消声效果。

抗性消声器是利用各种形状、尺寸的管道或所谓共振腔的适当组合，造成声波在系统中传播时的阻抗失配，使声波在管道和共振腔内发生反射或干涉，从而降低了它输出的声能。由于它的消声效果随频率变化而变化，故又称声学滤波器。抗性消声器的消声频带较窄，在中、低频消声效果较好，高频较差。１。

阻抗复合式消声器是把阻性和抗性消声器结合起来，故从低频、中频到高频均具有良好的消声效果。

从对汽车排气消声器的要求来看，采用抗性消声器最为适合，因为它是全金属结构，结构简单，能耐高温、耐腐蚀、耐气流冲击，成本低、寿命长。为了弥补其对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。

至于阻性消声器，因其内部的多孔性材料耐高温、耐腐蚀性差，且其微孔易被废气中的炭灰堵塞，故不宜用作汽车排气消声器。由于阻抗复合式消声器仍具有抗性消声器的缺点，在汽车排气消声器上的应用也受到限制…。

现代汽车排气用抗性消声器，其内部结构形式多样，但组成消声器的单元不外乎图３—１所示的扩张型元件与共振型元件。扩张型元件如图（ａ）所示，当气流通过时得到突然扩张，从而消耗掉一部分声能；当气流再次收拢时，一部分声波和气流又会反射回来，如此进行下去，总有一部分气流和声波作往复运动，使相当一部分声能被消耗掉，从而使噪声得到衰减。共振型元件如图（ｂ）所示，在排气通路中设一与其相通的封闭空室，当气流经过小孔时，小孔孔颈中的气体在声压作用下像活塞一样往复运动，使声波与孔颈壁面相互摩擦，一部分声能转化为热能；当排气声波频率与封闭空室自振频率相同时，将发生共振，此时消耗声能最多，噪声衰减最大。单孔共振室只对单一声频有效，在实际消声器中常采用亥姆霍兹共振体，即穿孔管或穿孔板，如图（ｃ）（ｄ）所示。由于在排气通路上开有许多小孔，因此使消声频率拉的比较宽。

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荨一（ｃ）穿孔管ｍ］ｉ厂一（ｄ）穿羽．檀（ｂ）共振量

图３一ｌ基本消声元件

３．２消声器的四端网络模型

３．２．１平面波的声线路

１）声、电类比

声和电都具有波动性，故有类似之处。对于平面波，有

ｐ＝∥＝譬（，（３－２－１）

式中Ｓ表示面积，Ｕ＝ｖＳ称作体积速度。

受声压ｐ作用而产生体积速度Ｕ的形态关系与受电压作用而产生电流的电路相类比，就叫做声电路。构成声电路的基本声学参数如下：

（１）声阻：类似电路中电阻，由式（３—２－－１）得知声阻为譬。

（２）声质量：在声线路中，声质量表征着形成整体振动的介质惯性。当截面积为Ｓ、长度为，的管子内介质密度为ｐ时，其质量是∥ｓ，在力ｐＳ作用下产生速度为＿ｌ＇，则