汽车排气系统声学设计

• 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
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。
汽车排气系统声学设计
排气系统的构成
连接发动机出口，用排气管道连ຫໍສະໝຸດ Baidu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
排气系统声舒适度的限制条件
主观感受
物理量限制
心 理 （与发动机性能联系） 社会习惯 (赛车） 生理变化（听力损伤）
3
排气系统声舒适度的限制条件
• 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。
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
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
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。
28
锥形扩散管
• 只要扩散管的锥角不过份大以免造成气体脱流, 这种 结构所造成的气流阻力是很小的, 几乎没有局部压力损 失, 可以有效地抑制气流再生噪声。
• 这种结构常被用作传声筒, 然而用作消声元件, 还未见 报道。
• 以下的推导证明, 锥形扩散管对于低频噪声有明显的抑 制作用
29
锥管的声阻抗推导
125 250 500
1K
2k
4K
8K
37
螺旋整流式消声器负荷曲线
燃油消耗（克/马力小时）
280
270 260 250
等长空管 消声器
240
230
220
210
200
190
180
170
160 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120
功率（马力）
38
排气系统声舒适度的限制条件
例如：运动气流之间相互作用：气流再生噪声； 运动气流和静止固体之间相互作用：喘流噪声； 运动气流和静止大气之间相互作用：射流噪声； 运动固体和静止大气之间相互作用：旋转噪声；
41
2、气流噪声的模型和影响因素
Ligthill 理论：
W≈κρVnA/cm
V— 气流速度 ； C—声速； A-- 作用因子。
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
• 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
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
声功率和喷口直径平方、气流速度8次方成正比。
45
（4）尾管噪声
dB(A)
100
单极子噪声和偶极子噪
95
声
90
85
80
单极子噪声
75
70 1000
2000
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
4
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
6
阻性消声器的计算方法
赛宾公式：
L1.05PSlT1.4
彼洛夫公式：
L0
Pl S
(0 ) －消声系数，与阻性材料垂直入射系数有关。
P－气流通流断面周长（饰面部分，无吸声材料的地方不 算在内）
L－消声器有效长度（饰面部分长度）
7
空间几何尺寸
消声器的高频失效
高频失效：高频不能很好的用平面波近似，方向性强，以窄
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
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
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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.
18
1、通流面积突然收缩
2 P’
P” 2
19
根据连续、能量和动量方程，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
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
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
10
S1
pi (x,t)
pr (x,t)
p2i (x,t)
p2r (x,t)
pt (x, t) S3
S2
扩张消音器的传递损失为：
T 1 L l0 o 1T 0 1 W g 1l0 o 1( 1 0 g 1 4 ( m 1 m ) 2 s2 i2 n L )
x0
xL
峰值消声频率:
c
fn=（2n+1） 4 l
V
Ac
lc
共振消声器传递损失为：
ΔL=10lg 1
k2 f f 0
传导率：
f0
2
f
G=
K= GV
2S
2f
0
2
V
c
A cL
c
赫尔姆兹 消音器
V
14
阻抗复合式消声器
• 阻性消声器对中、高频噪声的消声效果好，而抗 性消声器则适于消除低、中频噪声。将阻性、抗 性两种结构的消声器复合起来使用获得宽频带的 降噪效果。
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。
声束的形式沿通道传播，很少或根本不与饰面接触，造成消
声量急剧下降。
上限失效频率:
f上
1.85
c D
式中： c — 声速，米/秒； D — 气流通道的截面直径，米。
8
抗性消声器
• 抗性消声器主要是利用声 抗的大小来消声的，利用 各种不同形状的管道和腔 室进行适当的组合，提供 管道系统的阻抗失配，使 声波产生反射或干涉现象， 从而降低由消声器向外辐 射的声能。
由此式, 锥管作为一种声学元件其声学特性全部已知
31
实部是声阻, 虚部为声抗 。声抗表示辐射不出去的能 量。声抗越大, 则表示储存在接近场的声能越多, 即消声 效果越好
R X
Z2 k 2l2Zl
1
k 2l2 2C 2
S
0
S
l
Z
2 l
C j
kl SlS0
1
S0Sl 2C 2
1
k 2l2 2C 2
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
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；
引起的。
21
2、通流面积突然扩张
A2
A2
A1
A2
A1
A2
22
从连续, 动量和绝热能量方程出发, 引入理想气体的状态方程, 得到:
M 2 *2 1 2k k 1 1M 1 *k2 k1M 1 *21 M 1 * M 2 *10
可以导出静压比与M*与2之间的函数关系。定义:
P2 P1
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