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1、内燃机排气消声器研究与设计 中文摘要 摘 要 汽车的普及在给人们带来方便的同时其噪声对人们的生活工作及身心健 康也产生了日益严重的影响排气噪声是内燃机最主要的噪声源往往比内燃机 本体噪声高出10-15dBA使用排气消声器是控制和降低排气噪声的有效手段对 排气消声器的研究越来越成为汽车排气噪声控制的热点 本文详细地讨论了排气消声器的消声机理在考虑排气消声器内部存在均匀 气流的根底上建立了排气消声器声学性能预测的数学模型并基于传递矩阵法 编制了排气消声器性能预测的计算机程序利用编制的程序着重分析了几种典 型消声单元的组合情况要增加扩张腔消声量的有效方法是增加扩张比同时扩 张腔长度增大时对消声器的最
2、大消声量没有影响但最大消声量的第一个频率出 现将向低频方向移动内插管单腔扩张室没有彻底消除通过频率但使通过频率 的间隔加长了穿孔直通管消声器会产生一个共振频率随着穿孔率的增加穿 孔管的共振频率向高频局部移动且总的传声损失增加 针对某微型客车排气噪声过大的问题做了比拟详细的实验分析做了原排 气消声器从2000rpm到6000rpm共7个转速条件下的噪声频谱得出原排气消声 器失效的主要原因是消声器内的高速脉动气流在消声器内遇到截面突变穿孔 元件以及管壁摩擦时产生涡流并激发出再生噪声引起的在排气消声器安装空间 受限的情况下重新设计制造了其排气消声器并进行了插入损失台架实验根据 台架实验结果对所设计制
3、造的消声器进行优选新排气消声器声学性能和功率损 失实验说明在保证原机动力性根底上提高消声性能13dB A 新排气消声器的消 声量和功率损失这两个指标都符合了要求满足该车型的降噪要求可以进行 批量生产证明建立的排气消声器性能预测的数学模型是真实可靠应用传递矩 阵法设计的排气消声器性能良好解决了排气消声器设计制造过程中开发周期长 的问题并为降低本钱提供了科学依据 关键词排气消声器声学性能数学模型设计制造实验验证 英文摘要 ABSTRACT Whilethepopularizationofvehiclebringconveniencetopeopleitsnoise becomesincreasin
4、glyseriouseffecttopeopleslivingworkandhealth Exhaust noiseisthemainnoiseofengineandits10-15dB A higherthantheinherentnoiseof engnieUsingthemuffleristhemaineffectivemeanstocontrolanddecreaseexhaust noiseTheresearchonmufflerisbecomingthehotspotofvehicleexhaustnoise control Thepaperdiscussasthenoiseeli
5、minationofexhaustmufflerindetailsetup acousticscapabilityforecastsmathsmodelofmufflerbasedontheconsideroftheexist uniformiytairflowinmufflerAndbaseontransfermatrixmethoddesigntheacoustics capabilityandforecastcomputerdesignprogramUsingprogramemphasizethe analysisseveralconfigurationofrepresentationr
6、eduxingnoiseunitincreaseexpand radiocanincreasenoiseeliminationquantiytnoinfluencetoimalofnoise eliminationbutfirstpeakvaluerfequencemovestothelowprequenceExpanding chamberwithintubattoncantcomb-outcrossrfequenceandmakingspaceofcross frequencebecomeslongerPerforationstraightpipemufflercanbringareson
7、ance rfequenceandwiththeincreaseoftheperforationradioresonancerfequencemovesto higherrfequenceandtotaltransferlosingincreased Insertlossexperientofoldmufflerhavebeendoneandgivethereasonabout invalidationofoldmufflerAtlastnewmufflerhavebeendesignedandproduced Acousticcapabiliytandpowerlosstesttoexhau
8、stmufflershowthatthedesignedand producedexhaustmufflerhavegoodacousticanddynamicscapabiliytsoitaccordsto thefactorydemandMathsmodelwhichwasbuilttoforecastcapabiliytofexhaust mufflerisreallycredibleExhaustmufflerwhichdesignedbyusingtransfermatrix methodhavegoodcapabiliyttoeliminatenoisewhileexportpow
9、erofengineisnt obviouschangeTheproblemofmufflerexploitationcyclebeingtoolongisbeen solutionprovidesascientificexplorationforthecostreduction KeywordsExhaustMufflerAcoousticMathsModelDesignExperiment 独 创 性 声 明 本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作及取 得的研究成果据我所知除了文中特别加以标注和致谢的地方外论文 中不包含其他人己经发表或撰写过的研究成果也不包含为获得 重选
10、么堂 或其他教育机构的学位或证书而使用过的材料与我一同工作的同志对本 研究所做的任何奉献均己在论文中作了明确的说明并表示谢意 学位论文作者签名4f男 签字日期7-年件月I日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解 重庆大学 有关保存使用学位论文的 规定有权保存并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘允许 论文被查阅和借阅本人授权-一重达达堂 一-可以将学位论文的全部或部 分内容编入有关数据库进行检索可以采用影印缩印或扫描等复制手段 保存汇编学位论文 保密 在 年解密后适用本授权书 本学位论文属于 不保密 请只在上述一个括号内打 衬 学位论文作者签名 Tt 导师签名井灯件 签字日期2
11、w年IL月户日 签字日期如了年月 日 1绪论 1绪 论 11概述 我国交通事业的快速开展使城市汽车摩托车的行驶密度迅速增加车辆 的年递增率是10-巧致使城市交通噪声逐年增加噪声污染越来越严重目 前己开展到s0噪声来源于机动车辆q机动车辆噪声对人们的生活工作及身心 健康也产生了日益严重的影响噪声污染己经构成了一个社会问题因此各国 都把噪声污染列为现代社会的三大公害之首机动车辆噪声在对环境污染的同时 对驾乘人员有直接的危害因此国外工业兴旺国家早在60年代起就对车辆噪声有 了足够的重视并制定了相关的标准和法规来控制21如联合国欧洲经济委员会 ECE 欧盟 EU 日本美国等主要国家和地区从70年代起每
12、3-5年就 修订一次相关的法规或标准来控制车辆噪声各种车辆噪声的限值有了大幅度的降 低34 51参加WTO后各汽车制造厂将面临着更加鼓励的国际竞争那么必须以 低噪声汽车迎接外国产品的竞争我国于 1979年第一次所公布的国家标准 GB-1495-79 制订了机动车辆内燃机消声器等的噪声测试标准与标准国 家环保总局制定的最新的噪声限值法规 汽?车加速行驶车外噪声限值及测量方法? 即GBT1495-2002于2002年10月1日起实施大大地促进了汽车噪声技术和测 量分析技术不断深入研究和应用力求减轻噪声的危害性 汽车是一个包括各种不同性质噪声的综合噪声源汽车噪声源大致可以分为 发动机噪声和底盘噪声发
13、动机噪声是汽车的主要噪声源它又可分为空气动力 性噪声燃烧噪声和机械噪声其中空气动力性噪声主要包括进排气和风扇噪 声在没有进排气消声器时排气噪声是发动机最大的噪声源进气噪声次之 311 随着汽车噪声标准的提高发动机噪声问题显得日益突出国内外都非常重视 降低汽车发动机噪声日本大型汽车的发动机噪声己降到仅占车外总噪声的30 大大超过了我国目前的水平21因此为了降低我国汽车噪声总水平首先应以控 制发动机噪声为主要目标 排气噪声是发动机最主要的噪声源往往比发动机本体噪声高出 10- 15dBA1各汽车制造厂都把控制和降低汽车排气噪声作为一项事关企业的长远发 展的重要科研攻关工程目前降低排气噪声的有效途径
14、是使用排气消声器所 以研究汽车排气消声器对降低汽车噪声非常关键 12内燃机排气噪声控制的方法 对内燃机排气噪声的控制可以分为两个方面 重庆大学硕士学位论文 一方面可以对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 量的实验研究主要工作集中在不改变发动机性能和排气系统不作大的改变的情 况下采取一些措施来降低声源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划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
15、排气支管管口及各管之间连接 处都有较大的过渡圆角减少断面突变防止管口存在锋利的边缘以减弱声共 振作用提高排气门杆气门歧管和排气管道内壁的光洁度以减少紊流附面层 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少排气门杆直径 等等另一方面的降噪减振措施包括采用消声器和控制由发动机排气歧管传来的 机械振动这些措施的采用不影响发动机的机械性能又比拟容易实现其中最 主要最有效的是采用排气消声器 13消声器的分类及性能评价指标 com的分类 根据消声机理的不同排气消声器可以分为阻性消声器抗性消声器阻抗 复合型消声器3181 阻性消声器主要利用吸声材料增大声阻来消声将吸声材料安装在气流通道 内制作而成
16、当噪声沿消声器管道传播时声波就分散到多孔的吸声材料里激 发多孔材料中无数小孔内的空气介质振动由于摩擦和粘滞作用将局部声能转 变为热能耗散掉从而到达消声的目的因为吸声材料的吸声特性是低频差中 高频好所以阻性消声器的中高频消声性能较好缺点是在高温水蒸汽以及 对吸声材料有侵蚀作用的气体中使用寿命较短对低频噪声消声效果较差还 有一个很大的弊端是功率损失过大 抗性消声器又称为声学滤波器是根据声学滤波的原理研制的利用消声器 内声阻声顺和声质量的适当组合如利用管道截面突变旁支管和共振腔等 造成传播时声阻抗失配从而到达消声的目的这类消声器中低频消声效果良 好而汽车拖拉机排气噪声具有明显的中低频特性因此在汽车拖
17、拉机中得到 广泛应用同时这类消声器一般都是全金属结构其构造简单耐高温耐腐 蚀耐气流冲击不会被废气中的碳灰微粒堵塞本钱低而且寿命长为了弥补 其高频消声效果差的缺陷常常采用多级组合或加上穿孔板等高频消声效果好的 结构组成宽频带的消声器抗性消声器最根本的结构有以下几种形式 扩张式 如图21ab 1绪论 扩张式消声器也称为膨胀腔它的消声原理主要有两点其一是利用管道的 截面突变引起声阻抗发生变化使沿管道传播的声波朝声源方向反射回去其二 是通过改变扩张室和内接管的长度使前进的声波与管子不同界面上的反射声波 之间的相位差相差1800发生干预而相互抵消从而到达消声的目的 共振式 如图21c 共振式消声器是一种
18、通过开孔与亥姆霍兹共振腔相联而成的结构当声波沿 着主管道中传播时声波传到共振腔的小孔交叉点处由于声阻抗突变使局部 声能反射回去还有一局部声能传入小孔和共振腔由于亥姆霍兹共振腔的声阻 声质量声容的耗损作用消耗一局部声能从而到达消声的目的共振腔与主 管道的连接处起质量作用共振腔起弹簧作用 千涉式 如图21d 一一一犷一一一 _ I - - 1 I a扩张腔 b插入管扩张腔 aexpandingcavity binsertpipeexpandingcavity 一万声之补七 c共振式消声器 d干预式消声器 cPP4mfltemil佃VI 己川护州Fermr4mU用M 图21消声器的分类 Fig21C
19、lassifyofmuller 千涉式消声器的原理是将同一频率的声波分成几路传播使旁支管的长度与 主管的长度相差半波长的奇数倍当两支分流在集合处相遇时相位正好相反 波峰相消到达消声目的 阻抗复合式消声器的消声原理就是阻性和抗性原理的结合当声波波长较长 时阻抗复合以后因偶合作用而相互有干预等因素的影响使声波传播过程的衰 减机理变得很复杂阻性材料的采用缩短了其使用寿命 com声器性能的评价指标819101 评价消声器性能时应综合考虑声学空气动力学性能和结构强度经济性等 重庆大学硕士学位论文 方面的要求消声器应在工作气流的温度流速和压力条件下在需要的频率范 围内具有良好的消声效果并且阻力损失小即安装
20、消声器不能影响气流畅通和 降低风量消声器必须适应其具体的工作环境具有适当的外形和小的体积结 构简单便于制造和安装巩固耐用工作可靠而且寿命长对消声器提出的这些 要求是互相影响和制约的应根据实际情况权衡有所侧重汽车内燃机排气消 声器对阻力损失或功率损失以及体积有严格要求因此设计时应在满足体积限制 和功率损失尽可能小的前提下提高消声量否那么在汽车上就是不宜采用 评价排气消声器性能的指标主要有三项消声量消声频率范围及阻力损失 消声量 评价排气消声器的消声量常有指标有插入损失D和传声损失R两项 消声器的插入损失是指在空间某固定点所测得的安装消声器前后的声压级之 差或声功能级之差例如测量汽车内燃机排气消声
21、器的插入损失时测点应选在 距排气口05m处传声器指向排气口并与排气口轴向成45夹角为保持测点不 变未装消声器时应加装一节空管以使排气口位置不变可见插入损失的测量简 便易行并反映了使用消声器的实际降噪效果但插入损失不仅与消声器有关 还与声源特性消声器末端阻抗有关 消声器的传声损失也称隔声量它表示消声器输入和输出噪声能量的相对变 化关系定义为消声器入口和出口的声功率级之差即 一lolg奇一一 11 式中W和WZ分别为消声器入口和出口处的声功率L和Lw是相应的声功率 级dB 传声损失R反映了消声器本身的传递声波的特性不受声源管道系统和消声 器之后的尾管影响因此在对消声器进行理论分析和设计计算时更多地
22、使用传 声损失其缺乏之处就在于消声器传递损失的测量比拟困难 消声频率范围 仅知道消声器的总消声量是不够的还必须了解消声器的频率特性即在各频 率或频带上的消声量一般以倍频程和13倍频程来表示消声器的频率特性消声 频率范围就是指消声量显著的频率或频带这方面没有统一的定量评价指标一 般要求所消声的有效频带范围越宽越好人敏感的频率范围应有足够的消声量 声源辐射噪声大的频段应有较大的消声量这样应用消声器降噪的效果就比拟好 阻力损失 任何排气消声器都是安装在气流通道上由于消声器内壁的摩擦弯头穿孔 板管道截面突变和吸声材料等原因必然会影响机器的空气动力性能对气流 1绪论 过大的阻碍作用会导致内燃机明显的功率
23、损耗或输出能量下降甚至使机器无法 工作阻力损失就是用以评价消声器的空气动力性能的指标 消声器的阻力损失一般可用静压差和阻力系数表示考虑消声器的入口和出口 处截面积相同气流速度相等故动压相同阻力损失仅取决于静压的变化定 义静压差为消声器入口与出口处的静压之差定义阻力系数为静压差与其测点端 面上的动压之比既在不同流速下测出消声器的动压Pi和阻力损失4P后即可 算出消声器的平均阻力系数歹 公 - - 竺 一 12 凡 式中Ap 为消声器入口和出口断面上的平均全压差 Pi为断面上的平均动压 静压差和阻力系数越小说明消声器的阻力损失越小 对于汽车内燃机排气消声器通常用功率损失比来评价消声器的空气动力性
24、能它反映了消声器的阻力损失对内燃机性能的影响消声器的功率损失比定义 为内燃机在标定工况下不装消声器时的功率Pa与装消声器后的功率P之差和Pq 的比值即 _代一凡_ R -乙x100 13 b2 L o小-一 Pw 一般要求功率损失比R 50 除此之外根据消声器所工作的环境还必须对消声器的结构性能进行评价 汽车排气消声器工作在高温有气流冲击和振动这样相对严酷的环境中而且是 大批量生产的因此除了良好的消声性能和空气动力学性能外还应满足耐高温 耐腐蚀耐振动巩固耐用工作可靠使用寿命长体积小重量轻外形尺寸 与汽车总体布置协调结构简单易于加工本钱低911 14发动机排气消声器的研究历史和现状 com研究的
25、开展过程 消声器的理论研究具有很长的历史最初是采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器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开展并得到应用 20世纪五十年代以后开展了用一维波动方程利用在截面突变处声压和体 积速度的连续性条件计算了单级和多级膨胀腔和旁支共振腔Igarashi等人利用 等效电路方法计算了消声器的传递矩阵根据电路中的四端网络原理每个消声 器单元的声传递特性用四极参数矩阵来表示消声器的传递特性用每个消声器单 元的四级参数矩阵的乘积来确定71这种消声器声学性能的分析方法简便实用 重庆大学硕士学位论文 在无平均流无温度梯度的
26、情况下在平面波范围内能给出较为满意的结果将 之用于实际的内燃机排气系统这种方法仍表现了较大的误差但就这种方法本 身而言却为排气消声系统声学性能分析开创了一条新路提出了以四极参数为 根底的传递矩阵法 七十年代中期以前消声器理论研究只限于根本消声元件Munjal分析了具 有内插管膨胀腔的声学特性SullivanJayarman和Munjal等人分析了穿孔管消声 器元件的四极参数及声学特性在他们的研究中考虑了流速的影响 Peat等从流体力学的根本方程出发导出了直管段的四极参数表达式他们 对直管段的四极参数和简单膨胀腔的插入损失进行了计算与取平均温度时相应 的计算结果比拟说明四极参数的差异是明显的而插
27、入损失的差异很小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121 以上是基于平面波理论的一维近似分析方法当频率较低时对于管道或截 面较小而长度较大的膨胀腔消声器其内部近似为一维平面波传播这时一维 理论的分析方法是适宜的但当频率较高时消声器内部出现高次模式波尤其 是对大型消声器其截止频率低在较低的频率下就出现高次模式波这时一维 理论不再适用应采取更加精确的二维或三维理论进行分析 八十年代Jeong-Guon和1hByung-HoLee从理论上研究了具有均匀流条件 的简单膨胀腔的圆形管道中的多维声传播把解
28、析结果和实验结果进行了比拟 认为二者相符的很好虽然他们考虑了包括周向模式在内的所有高次模式波但 仅限于对称的圆管道11 八十年代后期comal对管道消声理论作了一个总结并对后来的消声 器设计起到了很大的影响pal com法的应用 最早用的是有限差分法可对管道内的声传播进行计算但由于该方法难于 实施于任意形状的系统所以其应用受到了限制 在一维不稳定流动分析中用特征线法在时域内逐步对排气系统的气体不稳 定流动方程组和相应的边界方程求解值解马强等提出用特征线性法和传递矩阵 法联合预报柴油机排气噪声在此方法中通过用特征线法计算柴油机排气的不 稳定流动过程依靠双负载法确定柴油机的声源强度和阻抗特性然后利
29、用传递 矩阵法预报柴油机排气系统出口的辐射噪声级和消声器的插入损失15l 然而上述方法的使用范围仍限于一维平面波传播无法考虑多维效应由 于实际的排气消声器一般具有复杂的结构和较大的尺寸其内部的声波本质是三 维的这时简单的一维理论不再适用应采用更加精确的三维理论模型161另一 1绪论 方面在内燃机排气消声系统中热气体沿管道流动而逐渐冷却引起温度梯度 平均流和温度梯度的存在又直接影响排气消声系统中的声传播 各种数值方法的开展及计算机技术的应用和普及为合理的预测复杂消声器 声学性能并从理论上指导消声器设计提供了可能最早用的是有限差分法可对 管道内的声传播进行计算但由于该方法难于实施于任意形状的系统所
30、以其应 用受到了限制有限元法是消声器声学性能分析中最常用的数值方法它可以应 用于任意形状的消声器并且可以考虑壁面振动流动温度梯度对消声器性能 的影响1975年Young和Crocker最先使用有限元法预测了膨胀腔消声器的传递 损失他们采用二维矩形单元与拉格朗日函数法对二维简单膨胀腔进行了分析 由有限元法计算四极参数从而预测传递损失但这种方法是以容量大速度高 的计算机开发作为前提的对于复杂消声器的计算及分析从计算本钱来说将 受到很大的限制因此研究开发更加有效的计算方法显得非常重要 20世纪70年代末开展起来的边界元法与有限元法相比具有许多优点首先 它只需在边界上进行离散并求解未知量使问题的维数降
31、低一维因而大大简化 了数据准备工作也减少了方程组的个数由于预测消声器的声学特性并不需探 求内部点声学量只需计算进出口声学量即可因而与有限元法这类区域型方法 相比边界元法可用较少的未知量分析同一问题其次边界元法特别适合于求 解无限域问题因而可方便的计算管口的声辐射特性因此边界元法是排气消 声器声学特性预测的理想的数值方法3 国内的刘志刚张天元等利用频响函数的倒数评价内燃机排气消声器的传 声损失也是提供了一个新的思路t71 尽管如此边界元法在管道及消声器声学性能计算方面的研究还很少在此 之前只有少数学者对具有静态介质的二维及轴对称管道消声器进行了计算分析 还没有对复杂的三维问题进行研究就这些研究而
32、言他们只限于边界元法的简 单应用还有许多细节问题没有考虑如奇异积分角点的处理等因此将边界 元法用于预测及分析消声器的声学特性还需做进一步深入研究及详细处理值 得一提的是这些研究均未考虑气流及温度梯度的影响而考虑气流及温度梯度 时消声器声学特性的边界元分析还不成熟所以研究和开展一种成熟的考虑 流动及温度梯度的消声器声学特性的边界元分析方法将是消声器声学特性预测的 趋势之一 com开展现状和方向 排气消声器的研究趋势是重点研究消声器内部声场和流场的分布结合对高 次声波管道传递理论将发动机排气系统和消声器作为一个整体进行研究A ONORATI研究了非线性声压的情况并且考虑了均匀流的情况comcom
33、2汽车排气噪声控制的理论根底 2汽车排气噪声控制的理论根底 21概述 排气噪声是发动机最主要的噪声源往往比发动机本体噪声高出 10- 15dBA1当发动机的排气阀突然开启后废气会以很高的速度冲出经排气管冲 入大气整个排气过程表现为一个十分复杂的不稳定过程目前对排气噪声的控 制主要采用排气消声器 汽车工业的开展市场竞争日益剧烈对排气消声器的设计和制造不能光凭经 验必须建立一套可行的性能预测模型伴随计算机技术的飞速开展可以充分 利用计算机技术建立符合实际的排气消声器性能预测的数学模型使得排气消 声器设计制造分析更加方便和科学 22汽车排气噪声的组成和产生机理911101261 排气噪声的频谱常包括
34、以下频率成分以每秒钟内排气次数为基频的排气噪 声管道内气柱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 流噪声等在整个排气噪声频谱中呈现出基频及高次谐波的延伸 com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进行的因而这是一种周 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 Zn _ t ?月z 21 60r
35、 式中Z为内燃机气缸数n为内燃机转速rnunt为行程系数四行程r2 二行程T-1 在排气噪声频谱上通常在基频f或其第二三次谐波2f3f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 com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 生气柱共振噪声 如把消声器的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1 重庆大学硕士学位论文 那么1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一jspccot丝 式中j 召万为管的截面积m2p为气体密度mg1m2c为声速 总管长II1为圆频率 com管处的气流吹
36、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 它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的气体 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阻抗z为最小的频率上那么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 一号H z 23 式中ts为斯托哈尔数为一与流场的不定常性有关的数无量刚为废气流经 排气歧管时的流速msd为气道口径m com注和冲击噪声 在自由排气阶段排气
37、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这种噪声的峰值频率为 f s母 24 ts为斯脱哈尔数其数值与超临界压力比有关 com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雷诺数Ro 2320废气的流动是紊流流动紊流在管壁上 有一厚度为S的很薄的附面层这附面层底部还有一厚度为S的层流底层在S 的范围内流体的速度从壁面的零值增加到099vovo是管中心的流速可见在 附面层中流速的变化十分急剧无疑存在着涡流另外由于排气道内
38、的气体 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 com声的其他一些组成声源 除了以上的一些组成声源外还有排气门杆产生的涡流噪声可燃物质在排气 2汽车排气噪声控制的理论根底 系统中再燃烧产生的噪声由排气的脉动压力激发管壁产生的噪声排气门落座 声气流通过断面突变处的涡流噪声等271 23影响排气噪声的主要因素91026 com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转 速和负荷在转速增加一倍时排气噪声增加12-14dB A 不同的排气系统的噪 声级随转速变化的斜率影响不大311 com型发动机对排气噪声的影响 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