汽车排气系统声学设计

做出很多修正。
16
排气系统声舒适度的限制条件
主观感受
物理量限制
空间几何尺寸
➢ 布置 ➢ 截面 ➢ 指向
背压阻力
其它声源的屏蔽
工艺、成本
气流再生噪声
➢ 气流速度 ➢ 湍流 ➢ 指向性
消声器材料
➢ 隔声 ➢ 隔振 ➢ 耐热
17
消声器中的压力损失计算
背压阻力
气流在净化消声器中的流动状况虽然比较复 杂, 但是引起局部压力损失最大的通流结构, 可 以简化为两种基本的物理模型:通流面积的突然 扩张和通流体面积的突然收缩.
N = 4 : 单极子声源，脉动气流噪声、旋转噪声等； N = 6 : 偶极子声源，喘流噪声等； N = 8 : 射流噪声等；
42
3．气流噪声主要类型
（1）旋转噪声（也称风扇噪声） 旋转物体周期性作用空气介质产生：
f0 = n Z/ 60 式中：n ---- 风扇转数，Z------叶片数。 离散性噪声和有调噪声：2 f0 , 3 f0, -----------------------LW = 10 log Q + 20 log P + K 式中： Q-------流量，m3 / h ; P----风压， P a ; K----比声功率级， 和风扇（包括叶片、蜗壳等）结构设计有关。
• 常用于汽车消声器设计的 技术：扩张室式、共振腔、 干涉等
9
扩张室消声器
原理 • 利用管道的截面突变引起声阻抗变化，使得一部
分沿着管道传播的声波反射回声源；同时，通过 腔室和内接管长度的变化，使得向前传播的声波 与在不同管道截面上的反射波之间产生 180º的 相位差，相互干涉，从而达到消声的目的。
• 不同方式的组合，可设计出不同结构形式的阻抗 复合消声器。一般情况下，是抗性部分放在前面 (入口端)，阻性部分放在后面。
15
消声器空间几何尺寸的限制
• 原则上，增大消声器的外几何尺寸，可以提高消 声量。但是受到底盘布置的限制，增大背压阻力。
• 截面形状对消声效果也有不可忽视的影响。 • 排量频繁变化的脉动气流使得静态的声学计算要
汽车排气系统的声学设计
0
排气系统的构成
连接发动机出口，用排气管道连接热端（催化 器）和冷端（消声器）构成
热端
冷端
冷端
1
常用汽车消声器的分类
阻性消声器 抗性消声器
阻抗复合消声器
2
一、汽车消声器的常规结构设计
1. 阻性消声结构 2. 抗性消声结构 3. 阻抗复合消声结构 4. 扩散消声结构
5
阻性消声器
18
1、通流面动量方程，经推导可得到下式：
M 0 ** 1(2 kk1 )k k 1 1 M 1 0 * M 1 *M 1 1 * 10
当 M1* 1 M0*1y1 11y
可得到驻压降与面积比在阻塞时的单参数函数关系
1
P P s s* 011 1 y1y k2 1k2 1 11 y1y 2 k 1
2k 81 .4 4k 81 .2
9
当2<0.1时, P 0 2 就很接近极限值了。而实际的消声器设计中, 2往往是很小的P S* 。
PS2 PS
1.0
0.8
0.6
0.5
0.0
0.2
0.4
0.6
0.8
1.0
24
排放、噪声、油耗三个标准同时满足 对传统设计理论的挑战
噪声限值加严 油耗标准实施 排放标准加严
2. 其结构特点适合于圆形截面的消声器。尤其适合于 要求功率损失小，底盘空间较大的车型（例如： SUV，载重货车）的主消声器。
35
2、螺旋整流式消声结构 I
I I
E1 T1
I1 E2
T2=T1 TX
E1 T1 0
E3=E1 TX
整流前
整流后
36
排气噪声频谱对比
110
空管 LZ消声器
90
70
50
31.5 63
12
共振腔消声器
原理 • 利用共振吸声 ，当声波入射到共振腔口时，因为声阻抗
的突然变化，一部分声能将反射回声源。同时在声波的 作用下，孔径中的空气柱产生振动，振动时摩擦阻尼又 使一部分声能转变为热能而耗散掉，仅有少量声能辐射 出去，从而达到了消声的目的。
分类 旁支型和同轴型
13
共振消声器设计方法
S
0
S
l
Z
2 l
Z
2 l
32
当L给定时, 可找出某一频率, 在此频率上声抗最大, 即消声量最大。这个结果只限于低频
klC• 1 kC• 1
Zl S0Sl
lZl S0Sl
33
2、直颈锥管声电类比图
L V
X0
Le
V S0
P
C2
S0 4X02sin22
X0
C
S0
S0
34
结论
1. 直颈锥管式消声结构阻力小，可有效地抑制中低频 噪声；
吸声材料
pi ( x, t) pr (x, t)
p2i (x, t) p2r (x, t)
pt ( x, t)
x0
xL
原理
• 利用声阻进行消声。一般是利用多孔吸声材料来制作 阻性消声器，当声波通过敷设有吸声材料的管道时， 声波将激发多孔吸声材料中众多小孔内空气分子的振 动，由于摩擦阻力和粘滞力的作用，使得一部分声能 转化为热能耗散掉，从而达到消声目的。
2
M1*
1
k k
1 1
M2*
1
k k
1 1
M2* M1*
2
2
2
A1 A2
P P s s* 2 ( k 1 )2 k 1 k2 1k2 12 12 k 1 1
23
当2→0, 即A2→ 时, 对上式求极限, 得到:
k
lim 1 0 P P s s* 2 k2 1 k 1 0 0 ..5 5
43
（2）喘流噪声
f= sh u/d 式中：sh------斯脱哈罗常数，0.14--- 0.20 之间， u ------气流速度， d -------运动物体在速度平面上的投影。
连续谱噪声，声功率和气流速度的6 次方成正比。
44
（3）射流噪声
一般为高频噪声, 带有不很突出峰值的 连续谱噪声，声功率和气流速 度的8 次方成正比。
20
1
lim 1 0 P P s s * 0 2 1 k2 1 k 1 0 0 ..7 7 8 9 9 8
k 1 .4 k 1 .2 9
PS PS0
1.0
0.9
0.8
0.0
0.2
0.4
0.6
0.8
1.0
也就是说, 面积的突然收缩能引起的驻压损失不会超过来流驻压
的21%,从本质上讲, 这种驻压损失主要是由气流收缩以后的膨胀而
出口阻塞时入口两端的声压比。
出口完全开放时的转移阻抗。
出口阻塞时的转移导纳。
出口完全开放时的流速比。
30
锥形扩散管的声阻抗
Z 1S S0 l lx 0 2x K 0kx0 c lo x s0 k xl0 co sisn kk ll kx 1 0 jS sx i0 n 0 2k l k Z x 2 0 l j x x0 0 1 K S x lK 1 0 ssiin nk klllcoskl Z 2
通过频率:
f“n=
nc 2l
失效频率:
f上=1.22c/d
2c S
f下= 2 lV
11
空间几何尺寸
TL TL
35
m增加
30
25
20
15
10
5
0
0
2
4
6
波数
扩张比对传递损失的影响
35 30 25 20
15 10
5 0
0
8
500
1000
1500
L=1.5 L=2.0 L=2.5
2000
扩张器长度对传递损失的影响
主观感受
物理量限制
空间几何尺寸
➢ 布置 ➢ 截面 ➢ 指向
背压阻力 其它声源的屏蔽
工艺、成本
气流再生噪声
➢ 气流速度 ➢ 湍流 ➢ 指向性
消声器材料
➢ 隔声 ➢ 隔振 ➢ 耐热
39
三、气流再生噪声的控制技术
40
空气动力性噪声特性
1、气流噪声产生机理
定义：气流之间相互作用或气流和固体相互作用产生的噪声。 要素：相互运动----质量----作用力
增大消声器体积 增加内部结构 增加紧偶合催化器
增加背压 增大油耗 增加功耗
25
重要的设计原则
1. 尽量分离气流通道与消声通道； 2. 优化传统声学元件的设计； 3. 发展和应用新的声学元件。
26
二、特殊结构的消声元件
27
1、锥形扩散管
Y
Y0 X0
X
x
c
S0
S0
Z0
P V
C
1
1 C
jx0
锥形扩散管及声电类比图
• 根据球坐标下声扰动的波动方程, 假设波是均匀的, 波阵面上的
各个参量相同, 可得
S 1 x S P x C 1 2t22 PS •xsin 2
锥形扩散管的四端网络系数
P1 U1
A C
BP2 DU2
A P1 P2 U2 0
B P1 U2 P2 0
C U1 P2 U2 0
D U1 U2 P2 0
V
Ac
lc
共振消声器传递损失为：
ΔL=10lg 1
k2 f f 0
传导率：
f0