汽车排气系统

1,汽车排气系统-噪声,2007年11月,2,PRESENTATION OVERVIEW 议程 噪声的基本知识 汽车排气系统（消声器）设计,3,声波的产生和传播-噪声的基本知识,1.声音是由物体的振动产生的。 如用锤敲鼓，就会听到豉声，这时用手去摸豉面，就会感到鼓面在振动。不仅固体振动产 生声音，气体和液体振动也会发出声音，如火车的汽笛声，海水的波浪声。 2.声音只有在介质中才能传播。 声音不仅可以在空气中传播,在固体和液体也可以传播. 3.振动在弹性介质中，以波的形式传播。这个弹性波叫做声波。 声波在弹性介质中的传播过程可用下图说明。当振动体向右侧振动时，右侧邻近部分的空气A受到挤压，密度增大，形成了密部，见上图(a)。由于空气具有弹性，A处的空气又要挤压B处的空气，使B处的空气有变密的趋势。过了片刻，振动体向左振动时，A处造成了空穴，原来密集的空气向空穴疏散，使A处密度下降，形成了疏部。与此同时，由于惯 性的作用，B处的空气仍然受到挤压，形成了密部。B处的空气还要向右挤压，有使C处的空气变密的趋势，见上图(b)。这样，随着振动体的振动，它周围的空气不断地疏密波动，声波不断向远方传播。但是，声波在介质中传播的过程中，质介质本身并没有传走，仅在平衡位置附近振动。,4,声波的产生和传播-噪声的基本知识,由于空气变密时，压强增大，变稀时压强降低，故声波的传播过程，实质上又是压力波传播的过程。这种压力波作用于人的耳膜使其作相对振动，通过听觉神经使人产生声音的感觉。由于介质质点振动方向的不同，波动分为横波与纵波。横波是指质点振动方向与波的传播方向垂直的波，纵波是指质点振动方向与波的传播方向相同的波。空气中传播的声波即为纵波。 4.频率、波长和声速 声源在1秒时间内完成的振动次数，称为频率，用f表示，单位为赫(Hz)。 声源振动每往复一次的时间隔，称为周期，用T表示，单位为秒(s)。频率是周期的倒数。 对人耳来说，只有20-20000 Hz的振动才产生声音的感觉。高于20000 Hz 的声波叫超声，低于20Hi的声波叫次波，人耳对超声和次声都无法感知。 传声介质质点振动一次，声波所传播的距离称为波长，用表示，单位为米(m)。 声波在介质中的传播速度称为声速，用c示，单位为米(m/s)。 声速、频率和波长之间的关系为: =c/f 传播介质不同，声速也不同。此外，声速还随介质温度变化而改变。常温(20 C)和标准大气压下，空气中的声速为344 m/s。随温度t的变化，声速为: -流体的比热比；R-气体常数；T-热力学温度。 声速随温度t的变化方程，可简化为：c=331.45+0.61t。 5、声波的传播 声源辐射的声波在某一时刻到达各点所形成的面，称为波阵面或波前，声波传播的方向常用声 线表示。按照波阵面的形状，可把声波分为球面波、平面波和柱面波等。 球面波是以点声源为中心，在各向同性介质中均匀地向四面八方辐射，因而呈现出球面的波阵面。 球面波的声线为径向射线。在实际噪声控制中，许多声源均可简化为点声源来处理，如发动机排气噪声，在1m远处，可近似地认为是点声源。,5,声波的产生和传播-噪声的基本知识,平面波的波阵而为一平面，且在传播过程中诸波阵面彼此平行，其声线为一簇平行线，沿着一个方向传播。在汽车发动机排气管道中传播的声改可看作是一种典型 的平面波。 柱面波的波阵面为同轴柱面，车辆在行驶中发出的噪声可近似地认为是柱面波。 声波在传播过程中。当遇到障碍物、不均匀介质或不同介质时，将发生反射、折射和衍射、干涉等现象。由于声波的波长变化范围很大，空气中大约从17.2.到0.0172m,相差一千倍，而且与一般物休尺寸可以相比拟.因而发生的物理现象也就比较复杂。时，将发生反射、折射和衍射、干涉等现象。 声波的反射与折射 当声波遇到障碍物时，有可能发生反射，反射情况与声波的波长和障碍物的大小以及表面光滑度有关。当声波波长比障碍物表面尺寸小时，很容易就反射回去。声波从介质1入射到介质2时，在分界面上，一部分声能反射回介质1，其余部分穿过界面在介质2内继续向前传播，前者称反射现象，后者称折射现象，如图所示。 反射定律:反射线、入射线和界面的法线在同一平面内，人射线与反射线 分居于法线的两侧，且反射角1等于入射。 折射定律:折射线、入射线和界面法线在同一平面内，入射角的正弦与 折射角2,的正弦之比，等于介质1与介质2中声速c1、c2之比， 即:sin / sin 2=c1/c2 可见，声线发生折射是由两种介质中的声速不同所决定的。因此，即使 在同一种介质中，若存在声速梯度时，也同样会产生折射现象。,6,声波的产生和传播-噪声的基本知识,反射系数和一透射系数 反射声波和折射声波的声压幅值(P1max和P2max)、声强(I1和I2)与入射声波的声压幅值(Pmax)声强(I)之比分别称为声压反射系数、声强反射系数和声压透射系数、声强透射系数。在各向同性均匀介质中当声波是无哀减传播，斜入射时，则 声压反射系数为： 式中,Z1=1*c1。 Z2=2*c2, 称为介质的特性阻抗， 为介质密度。 声压透射系数为： 声强反射系数为： 声强透射系数为：,7,声波的产生和传播-噪声的基本知识,由上述各式可知，声波在介质中传播时，反射系数和透射系数由两种介质的特性阻抗之比决定。因此可以利用声波在多种介质传播过程中特性阻杭不相等就有反射波的原理，来控制噪声的传播。即在机械设计时，对同样厚度的隔声屏障，用两种或两种以上的材料相叠，各层间造成界面，每层界面上便有一部分声能被反射回去。经过反射与再反射，便有更多能量被各层介质所消耗。特别对于界面两侧介质的c乘积相差很大时更有效。所以在一些轻质材料中插人一层密质材料，就是利用这个原理。 声波的绕射与干涉 声波在传播途中遇到障碍物或其它不连续性时，其波阵面发生畸变，这种现象称为声绕射或衍射。也就是，部分声音能 够绕过障碍物的边缘前进。声绕射现象同障碍物的尺寸和声波波长的比值有关，如图所示。图中声影区是指由于障碍物或折射关系，声线不能到达的区域，是安静的区域。 l一障碍物的线度尺寸;一声波波长 声波传播时，还可以互相叠加，这个现象叫做声波的干涉。当两个频率相同的声波以同样位相到达某一点时，即他们在 同一时间内将密部或疏部传到某一点时，则两波互相加强，合成振幅为两波振幅之和，如图 (a);如两波位相相反，则互 相减弱或完全抵消，合成振幅为两波振幅之差，如上图(b).产生干涉的波叫相干波。同时从两波源出发而到达相遇点时 所经路程之差，叫波程差。理论可以证明，在波程差等于零或波长的整数倍的各点，振动加强，幅达到最大；在波程差 等于半波长的奇数倍的各点，两声波是反相的，振动减弱，振幅最小。 当两个振幅和频率相同的波相干涉，在同一直线上沿相反方向传播时，叠加后产生的波称为驻波。可见，驻波是干涉的一种特例，其特点是具有固定于空间的波节和波腹。波节是驻波中幅值为零的点，波腹是驻波中幅值最大的点，见上图(c)，且两相邻的波节或波腹)间的距, 等于相下波的半波长。,8,声波的产生和传播-噪声的基本知识,声源在封闭的室内辐射声波时，由于壁面的强烈反射,入射波与反射波叠加的结果，会在若干个频率成分上产生驻波。此时，室内某些方向上，会出现声音随着传播位置而大小交替变化的情况，这就是有驻波存在的特有现象。 声波的衰减 声波是一种能量，在传播过程中，由于扩散、吸收、散射等的作用，使声波的能量随着离开声源距离的增加而逐渐减弱，这种现象称为声波的衰减。 声波衰减量与传播距离和声波频率等有关。声源所产生声压幅值与离开声源的距离成反比。高频声波，质点速度高，能量损耗也多。因此，在相同传播距离下，高频声波比低频声波衰减大。如果声能量一定，则低频传播距离就大。,9,噪声的物理度量-噪声的基本知识,1. 噪声的物理度量 声压: 声波传播过程中，空气质点也随之振动，产生压力波动。一般把没有声波存在时介质的压力称为静压力Pa。有声波存在时，空气压力就在大气压附近起伏变化，出现压强增显，这个压强增量就是声压，用p表示。声压的单位为N/m2 ,或记为Pa (帕)。 声压随时间起伏变化，每秒钟内变化次数很大，传到人耳时，由于耳膜的惯性作用，辨别不出声压的起伏，即不是声压的最大值起作用，而是一个稳定的有效声压起作用。有效声压是一段时间内瞬时声压的均方根值，这段时间应是周期的整倍数。有效声压用数学式表示为: 式中p1为瞬时声压。在实际使用中，通常所说的声压，一般均指有效声压。 声音的大小可用声压来度量。正常人耳刚刚能听到的声压是2*10-5 Pa (频率为l000Hz)，称为听阈声压；而刚刚能使人耳产生疼痛感觉的声压是20Pa，称为痛阈声压。当声压达几百帕以上时，会使耳膜损伤以致引起耳出血。 声学中把介质中任一点处的声压p1 ，与该点的质点速度v之比，称为该处的声阻抗率，用Zs表 示， 即Zs= p1/ v，单位为Pa*s/m。对于在自由声场中传播的平面正弦波，有,10,噪声的物理度量-噪声的基本知识,式中:A为质点位移幅值，为角频率，t为时间，x为沿传播方向传播的距离，k=/c=2/， 为波数，为介质密度，kg/m3，c为声速， m/s 。由上式可知，此时p1与v是同相位的，介质中各点的声阻抗率是同一恒量，即 c反映了介质的声学特性，它随温度和大气压而变化，是介质对振动面运动的反作用的定量叙述，称为介质的特性限抗。一些常见介质的特性阻抗见表。,11,噪声的物理度量-噪声的基本知识,一般情况下， p1与v 不一定同相位。因此，声阻抗率是两个频率不同相的正弦量之比值，并不一定是一个恒量。此时， 声阻抗率是声压p1与质点速度v的复数比，即 Zs=Rs十jXs 式中:R，为声阻率，是声阻抗率的实部;X，为声抗率，是声阻抗率的虚部。 声强: 声音具有一定的能量，也可以用它的能量来表示它的强弱。声强就是在单位时间内通过垂直于声波传播方向的单位面 积的声能，用I表示，即, I=W/S，其中w为声功率，瓦(w);S 为面积，m2。I的单位为w/m2 。 介质承受声压p1作用，微体收缩，从而储存位能，若处在运动中还储存动能。随同声波的传播，介质中储有这两种能 量。单位体积储存的位能Ep，动能Ek和总能量E分别为: 这是以速度c向前传播的，因此在dt时间内单位面积通过能量为Ecdt，取其连续一个周期的平均值，并引入式， 则在自由声场中传播的平面波和球面波的声强为： 则有：I= cv2=p*c,12,噪声的物理度量-噪声的基本知识,上式表明声强I等于声压p与介质质点速度v的乘积。 声强I和声压p都可以用来表示声音的强弱。声强 不易用一 般仪器测得，但可以用测声压的办法来求得。 声强的大小和离开声源的距离有关。因为声源在单位时间内辐射的声能是一定的，离开声源越远， 声波辐射的声能面积越大，因此通过单位面积的声能就越小，声强也越小。 对于在自由声场中向四周均匀辐射声能的点声源来说，在距离声源r米处的声强为:I球=W/4r2。 对于声源放在开阔空间的地面上，声波只能向半球而辐射时，其声强为:I球=W/2r2。 声功率: 声源在单位时间内辐射出的总声能量称为声功率，用W表示。单位为瓦(W)。 W=S*Ids 式中: S为包围声源的封闭面面积，I为声强在微元面积ds法线方向的分量。将前面的一些公式代入上 式，可得到球面和半球面声源的声功率为 声功率只是声源总功率中以声波形式辐射出去的一小部分功率。声功率是表示声源特性的重要物理 量 它与声波传播的距离、环境等无关。声功率可以用测量声波辐射面上的声压和辐射面上的面积， 计算得到声强，然后再换算成声功率。,13,噪声的物理度量-噪声的基本知识,2. 级的概念: 从听阈到痛阈，声压的绝对值之比是106：1，即相差1百万倍；声强的绝对值之比是1012：1 ，即相差亿万倍。用声压的绝对值表示声音的强弱，或用声强的绝对值表示声能量的大小很不方便。因此人们用一个成倍比关系的对数级来表示声音的大小，即声压级LP、声强级LI ，和声功率级LW。这正如用级来表示风的大小、地震的强弱一样。 它们的数学表达式为 式中：p0=2*10-5N/m2，I0=10-12W/m2，W0=10-12W，分别为基准声压、基准声强、和基准声功率。其中 p0、I0、W0分别是1000Hz的听阐声压及与其相应的声强。 声压级、声弧级和声功率级的单位是分贝(dB)，分贝是级的单位，无量纲，来源于电讯工程。从听阈到痛阈，声压级和声强级的变化范围均为0-100dB。用分贝计算噪声，既简便又较为符合生理感觉，因此，用分贝值来表示噪声的强弱，已为国际上所公认。各种“级”的分贝值与声压、声强和声功率的换算关系见图,14,噪声的物理度量-噪声的基本知识,15,噪声的物理度量-噪声的基本知识,噪声级的计算 分贝既然是对数单位，其计算就不能找一般的自然数运算，它应当依照对数法则。 噪声级相加和相减 设有n个噪声源同时存在时，其声压级分别为LP1、 LP2 LP n，求其总的合成声压级LP1 。由 于对数值不能代数相加，但声能量可以代数相加，即声场中某处的总声能为各声源发射到该处的声能之和，故有， I=I1+ I2 + + I n 。由于，I=p2/ c；可得P2=P12+ P12 + +Pn2。 因此，合成声压级L，为 式中LPI为第i个声源的声压级。 为计算简便起见，实用上常用查图表的办法来计算。级值相加的计算图（见下图）。设有两个声压级分别为90dB和86dB ，欲求合成声压级LP 。为此，先求出二声压级的代数差(4dB)，依此值查图得出对应的增量(约为1.6dB)，将该增量与较大的声压级值代数相加(约为91.6dB) ，即为合成声压级。由图可知，两个相等的声压级相加，其合成声压级仅增加3dB。若两个声压级值相差10dB时，其合成声压级仅比被加的较大声压级增加。 0.4dB左右，有时该增量可以略去不计。 多个声压级优相加时，亦可利用土图分别两两相加，作多次加法运算，即可得总的合成声压级值。 声压级相减道理相同。,16,噪声的物理度量-噪声的基本知识,频带与频带分析-噪声的基本知识 频带：人们对噪声的分辨是从声音的大小(dB值)与音调的高低来作出判断的。音调的高低与频率有关。频率在20-2000Hz为可听声频，它有一千倍的变化范围。为丁便于研究噪声在各种频率下的能量分布，常把如此宽广的声波频率范围，人为地分成几个频率区域，这些频率区段通常称为频带、频段或频程。频带的上、下截止频率fu和fl的关系为: fu=2nfl； 当n=1时，为倍频程；当n=1/2时，为1/2倍频程；当n=1/3时，为1/3倍频程；每个频带的中心频率fc为,17,频带与频带分析-噪声的基本知识,由以上两式可得 带宽B为 当n数值一定时，值也恒定，带宽与中心频率成正比。称为恒定百分比带宽。 在噪声研究中最常用的是倍频程和1/3倍频程。下面分别列出了它们的频率范围。,18,频带与频带分析-噪声的基本知识,频谱： 在对噪声和振动的研究中，频谱分析占很重要的地位。频谱是表示噪声声压或振动幅值与频率的关系图。通常频谱图的横坐标是频率（也可以是转速），纵坐标是声压级(声强级、声功率级)的分贝值或振动幅值。它可明确地表示噪声的频率成分上相应的声压级值，在频域上描述了声音强度的变化规律。 但是，在大多数情况下，没有必要对每个频率成分都进行分析，仅需作出倍频程或1/ 3倍频程频谱，即能满足噪声分析要求。若尚感不足时，则可作更窄频率的频谱分析。,19,频带与频带分析-噪声的基本知识,频谱图：,20,噪声的主观评价-噪声的基本知识,计权声级 为了使测声仪器的读数与人对声音的主观感觉相一致，需对仅能反映声音物理特性的测声仪器，根据人的听觉特性加以修正，即在测声仪器中设置计权网络。经过计权网络测得的读数，称为计权声级。一般在测声仪器中，通常设置A、B、C三种计权网络。A计权网络是模拟人耳对等响曲线上40(方)纯音的响应，声音信号通过该网络时，低、中频声(1000Hz以下)有较大衰减，B计权网络是模拟人耳对70(方)纯音的响应，声音信号通过该网络时，低频声有一定的衰减。而C计权网络是模拟人耳对100(方)纯音的响应，由图可见，衰减曲线平直。 由于A计权网络使测声仪器对高频敏感，而对低频 不敏感，这与人耳对噪声的感觉特性相似。因而， 常用A网络测测的计权声级值来表示噪声的大小， 简称A声级，记作“dB(A)”。同样，用B和C网络测 得的声级值可记为“dB(B)” 和“dB(C)”。 利用A、B、C三种计权网络对同一噪声测得读数间 之差异，可大致地了解该噪声的频率特性。当LA=LB = LC时，表明噪声的高频成分突出;当 LC = LB LA时， 说明噪声的中频成分占主要地位、当LC LB LA时， 噪声以低频占优势。,21,噪声测量-噪声的基本知识,噪声测量 应按国家标准的规定进行噪声测量。 不管是治理环境噪声，还是降低机械产品噪声，首先都要摸清噪声状况，再与允许的噪声标准作比较，确定减噪量，并以此为依据，采取相应措施控制噪声。最后还要检验和评价噪声控制的效果，这就是一般的噪声控制过程。可见，噪声测量几乎贯穿噪声控制的全过程，是噪声控制中不可缺少的重要组成部分。 噪声测量的目的主要包括确定噪声源的性质和确定声场的特性。为此需要测量的噪声量很多，如声压、质点速度、阻抗，声强和声功率等，然而这些量的测量中，目前除了声压能直接测量外，其它量尚难以直接侧量，一般都是通过测得的声压计算得来的。 为了降低城市、居住环境和驾驶员工作场所等的噪声，我国于1979年颁布了“机动车辆容许噪声 (GB1495-79 )，目的就是限制和检查各类机动车辆，包括汽车、摩托车、轮式拖拉机等的噪声。 后来，经过几次修定，最新版本为：(GB1495-2002 )汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法。,22,噪声控制的基本途径-汽车排气系统（消声器）设计,噪声控制的基本途径 噪声控制是现代环境科学中一个重要学科。对噪声进行控制，是指在允许的经济和工艺条件下，通过技术措施，把噪声降低到人们所满意的水平。 噪声构成对人类的危害，必须经过如下过程，即噪声源中间传播途径接受者。若要防噪、降嗓，只需根据具体情况对此过程中的任一环节采取必要的措施，均可奏效。 降低声源噪声，是控制噪声最根本、最直接和最有效的措施。在声源处即使噪声有不大的下降，也可使在中间传播途径和接收者处的降噪工作大为简化。 要降低声源噪声，首先应搞清声源产生噪声的机理和规律，然后通过改进机器的设计，采用先进工艺，降低产生噪声的激振力，降低系统中发声部件对激振力的响应，以及提高加工和装配精度等措施来实现。 降低激振力包括:提高旋转部件的动平衡精度，对润滑运动部件，减少共振摩擦力;降低各种气流噪声源的流速，避免产生过多的湍 流;对振动部件进行隔离等各种措施。 降低系统中发声部件对激振力的响应是指在相同的激振力条件下，改变系统的动态特性，降低噪声辐射效率。每一个发声系统都有它自己的固有频率，如果把系统的固有频率降低到激振力频率的1/3以下或远远高于激振力频率, 系统的噪声辐射效率将明确降低。例如，一金属板在外力激励下产生强烈噪声。如果改变板厚或增加刚性来改变它的固有频率，可以降低噪声。同样，也可以在板上增加一些内损耗系数较大的材料(如阻尼材料)来降低它的噪声辐射效率。 控制噪声的传播途径是多年来行之有效的、传统的降噪措施。属于这方面的措施有:吸声降噪、隔声降噪, 消声降噪，减振降噪、阻尼降噪等。 接受者，在某些情况下难以采用上述降噪措施，或虽采用了一定降噪措施后，噪声强度仍远大于容许的标准时，可考虑采取个人防护措施。如用防声耳塞、防声棉、耳罩和帽盔等。由于这些防护物的隔声作用，可以减少传入人耳的噪声强度。 控制噪声的基本途径，就是上述降低声源噪声、控制噪声的传播途径和对接收者采取防护措施等三个方面。至于究竟选用哪些降噪方案，应根据具休情况全面衡量，从而使所选择的方案能达到降噪效果好、技术上可行、经济上可取、接收者满意。,23,汽车噪声源-汽车排气系统（消声器）设计, 汽车噪声源汽车是一个包括各种不同性质噪声的综合噪声源。由于汽车噪声源中没有一个是完全密封的(有的仅是部分的被密封起来)，因此汽车整车所辐射的噪声就决定于各声源的声级、特性和它们的相互作用。 汽车噪声源大致可分为发动机噪声和底盘噪声，主要与发动机转速、汽车车速有关。 发动机噪声是汽车的主要噪声源。发动机噪声又可分为空气动力性噪声、机械噪声和燃烧噪声。 空气动力性噪声主要包括进、排气和风扇噪声。这是由于进气、排气和风扇旋转时引起了空气的振动而产生的噪声，这部分噪声直接向周围的空气中辐射。在没有进排气消声器时，排气噪声是发动机的最大噪声源，进气噪声次之。风扇噪声特别在风冷内燃机上也往往是主要的噪声源之一。 燃烧噪声和机械噪声很难严格区分。为了研究方便起见，将由于气缸内燃烧所形成的压力振动通过缸盖、活塞一连杆一曲轴一机体向外辐射的噪声叫燃烧噪声。将活塞对缸套的撞击、正时齿轮、配气机构、喷油系统等运动件之间机械撞击所产生的振动激发的噪声叫做机械噪声。一般直喷式柴油机燃烧躁声高于机械噪声，非直喷式则机械噪声高于燃烧噪声，但低速运转时燃烧噪声都高于机械噪声。汽油机燃烧柔和，零件受力也小，燃烧噪声和机械噪声都较柴油机低。 汽车底盘噪声包括传动噪声(变速箱、传动轴等)、轮胎噪声、制动噪声、车体产生的空气动力噪声等. 噪声源识别，就是对机器上存在的各种声源进行分析，了解其产生振动和噪声的机理，确定振源、声源的部位，分析声源的特性(包括声源的类别、声级的大小、频率特性、声音变化和传播的规律等)，然后按噪声的大小排列出顺序，从而确定出主要噪声源。,24,汽车噪声源-汽车排气系统（消声器）设计,25,排气系统噪声源识别-汽车排气系统（消声器）设计,排气系统噪声源识别的方法，在排气系统末端加装BAM消声器进行评定。如果噪声有显著降低，则排气系统改进的空间较大，反之，则很有可能此时排气系统噪声已不是主要的,试验如图所示。,26,排气系统噪声源识别-汽车排气系统（消声器）设计,27,排气系统噪声源识别-汽车排气系统（消声器）设计,28,排气系统噪声控制-汽车排气系统（消声器）设计,排气系统包括：排气岐管、三元催化器总成、连接管总成、消声器总成,29,排气岐管噪声控制-汽车排气系统（消声器）设计,排气岐管处的气流吹气声 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。这种祸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。如果这种压力波动的频率恰好在使管口附近的声波频率相差很小或相等，则管内将发生共振，激发出噪声。 通过排气歧管结构的变更来改善振动特性 因为排气歧管用螺钉固定在气缸盖上，气缸盖的振 动直接传到排气歧管。如图所示，排气歧管的后部 是一个较长的 悬臂，可以看出，与排气管连接处的 振幅是相当大的。将悬臂长度缩短了63%的短排气 歧管，与原歧管相比，自振频率是原先的3.5倍，这 意味着短排气歧管尾部的振幅降低不少。又如图所 示，测量出的短排气歧管尾部的振动加速度也较小， 故使得排气管的辐射噪声下降了。,30,隔离排气歧管传通的振动 隔振是一种有效的降低噪声的方法。将软弹性管装在排气岐管和前排气管之单间，以便隔离由排气歧管传来的振动。分别在装与不装软弹性管的条件下，测得的前排气管的噪声频谱如图所示。很明显，在2500,/min和全负荷时，排气系统中软弹性管的有无，对10002000Hz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14dB。将各种弹性管安装在排气歧管和前排气管之间， 在排气歧管上采用隔声罩也可以有效地降低噪声。,排气岐管噪声控制-汽车排气系统（消声器）设计,31,排气岐管噪声控制-汽车排气系统（消声器）设计,管状和板块的优点 排气岐管总成分为管状和板块等形式，一般都是以不锈钢为材质（也有铸铁和铸钢材质的），无非利用了其具有的几个优点（与铸件相比）：耐高温性能好；壁薄，所以整体重量轻；不锈钢管的内壁光滑，有利于废气的运动；另外就是容易弯曲和切割，要达到等长的目的很容易。歧管长度的等长化，其实对于马力提高有正面的影响，理论上各缸的工作次序和时间是一样的，如果排气管长度不一，各缸的排气效率一定会有偏差，降低了效率，而且各条歧管之间亦存在着压力差，最终的结果必然就是排气脉冲混乱，马力与扭力输出就自然低下；而在涡轮增压引擎上，学术些讲，就是尽可能令废气侧涡轮扇叶受到定量、畅顺、持续的冲击，令涡轮工作的转速上限、效率、稳定性大幅提高，从而可以提高增压压力。,32,消声器设计理论-汽车排气系统（消声器）设计,概述 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。只有良好的理论模型才能优化消声器的设计。 对排气消声器的要求 (l)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)阻力损失小，即消声器消耗内燃机的功率要尽可能小。 (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异样的形状。 (5)结构简单，工艺性好，成本低。 排气消声器性能的评价指标 目前，国内外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.消声器的评价指标 评价排气消声器的消声量常使用插入损失和传递损失。 传递损失表明声音经过消声元件后声音能量的衰减，即入射声功率级Lwi透射声功率级Lwt的差值来计算,即：TL=10lgWi/Wt=Lwi-Lwt 。 下图是评价传递损失的示意图。在测量时尾管安装一个全消声装置，这样声音就全部被吸收。在消声元件的入射端安装两上传声器来测量入射波的声压和速度，从而计算出入射声功率。在消声元件的后端只安装一个传声器就可以测量透射声功率。传递损失可以用上式来计算。,33,消声器设计理论-汽车排气系统（消声器）设计,下图是评价传递损失的示意图。在测量时尾管安装一个全消声装置，这样声音就全部被吸收。在消声元件的入射端安装两上传声器来测量入射波的声压和速度，从而计算出入射声功率。在消声元件的后端只安装一个传声器就可以测量透射声功率。传递损失可以用上式来计算。,34,消声器设计理论-汽车排气系统（消声器）设计,插入损失是指一个系统中插入了消声元件之前和之后，在出口处得到的声功率（或声压级）的差值。,IL = Lw1 Lw2 =10lgWi/Wt,35,消声器设计理论-汽车排气系统（消声器）设计,排气消声器的分类和结构 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三类。 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、尺寸的管道或共振腔的适当组合，造成声波在系统中传播时阻抗失配，使声波在管道和共震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。 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。,36,阻性消声器设计-汽车排气系统（消声器）设计,阻性消声器消声量计算公式（彼洛夫公式）：L=(a0)*P*L/S 式中：(a0)为声器系数。与阻性材料正入射系数有关 P为气流通断面周长 L为消声器有效长度 S为气流通断面面积,37,阻性消声器设计-汽车排气系统（消声器）设计,阻性消声器形式：,38,阻性消声器设计-汽车排气系统（消声器）设计,阻性材料密度对性能的影响,5R x 12 Long,39,抗性消声器设计-汽车排气系统（消声器）设计,抗性消声器形式：共内部结构形式多样，但组成消声器的基本单元为赫尔姆兹共振腔、扩张室与共振腔。 赫尔姆兹共振腔,(只对低频有效：30-300Hz),Length,Volume,Area,共振频率 f = (c/2,p,),A,L x V,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象活塞一样往复运动，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，嗓声衰减最大。单孔共振室只对单一声频有效。,40,抗性消声器设计-汽车排气系统（消声器）设计,赫尔姆兹共振腔V和L对性能的影响（1）,41,抗性消声器设计-汽车排气系统（消声器）设计,赫尔姆兹共振腔V和L对性能的影响（2）,42,抗性消声器设计-汽车排气系统（消声器）设计,赫尔姆兹共振腔V和L对性能的影响（3）,43,抗性消声器设计-汽车排气系统（消声器）设计,赫尔姆兹共振腔窜联对性能的影响,86 Hz,122 Hz,44,抗性消声器设计-汽车排气系（消声器）设计,赫尔姆兹共振腔在消声器中形式（1）：,45,抗性消声器设计-汽车排气系统（消声器）设计,赫尔姆兹共振腔在消声器中形式（2）：,46,抗性消声器设计-汽车排气系统（消声器）设计,共振腔消声结构：实际消声器中常采用赫尔姆兹共振体，即穿孔管或穿孔扳，如图 所示。由干在排气通路上开有许多小孔，因此使消声频率拉得比较宽。,47,抗性消声器设计-汽车排气系统（消声器）设计,共振管在消声器中形式,48,抗性消声器设计-汽车排气系统（消声器）设计,共振管在消声器中形式,49,抗性消声器设计-汽车排气系统（消声器）设计,共振管开孔率与消声量、频率的关系,50,抗性消声器设计-汽车排气系统（消声器）设计,扩张室消声结构,51,抗性消声器设计-汽车排气系统（消声器）设计,扩张室消声结构,52,抗性消声器设计-汽车排气系统（消声器）设计,扩张室消声结构,53,抗性消声器设计-汽车排气系统（消声器）设计,扩张室消声结构,54,抗性消声器设计-汽车排气系统（消声器）设计,扩张室消声结构消声量与温度、频率的关系,55,抗性消声器设计-汽车排气系统（消声器）设计,波长管消声结构,L=/4 or f=c/4L,TL = 10log1+.25(St/Sp)tan(k(L+a)2 a = .85d/2 k= 2pf/c,56,抗性消声器设计-汽车排气系统（消声器）设计,波长管消声结构,57,抗性消声器设计-汽车排气系统（消声器）设计,波长管消声结构,58,抗性消声器设计-汽车排气系统（消声器）设计,阻抗复合式消声器,赫尔姆兹消音器消声频带:40 200 Hz 共振管消声频带：100 - 500 Hz 阻性消声器消声频带：500Hz以上,59,谢 谢,