汽车排气系统的声学设计.ppt

0,北京绿创环保设备股份有限公司 汽车排气系统设计所 姜鹏明 （PhD）,汽车排气系统的声学设计,1,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,冷端,热端,冷端,2,常用汽车消声器的分类,,阻性消声器,阻抗复合消声器,抗性消声器,,3,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）,4,5,一、汽车消声器的常规结构设计,阻性消声结构 抗性消声结构 阻抗复合消声结构 扩散消声结构,6,阻性消声器,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。,7,阻性消声器的计算方法,赛宾公式： 彼洛夫公式：,－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）,8,高频失效：高频不能很好的用平面波近似，方向性强，以窄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。,消声器的高频失效,空间几何尺寸,式中： c — 声速，米/秒； D — 气流通道的截面直径，米。,上限失效频率:,9,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。 常用于汽车消声器设计的技术：扩张室式、共振腔、干涉等,10,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。,11,扩张消音器的传递损失为：,fn=（2n+1）,,f“n=,,失效频率:,f下=,,12,扩张比对传递损失的影响,扩张器长度对传递损失的影响,空间几何尺寸,13,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,14,共振消声器传递损失为：,ΔL=10lg,K=,G=,,共振消声器设计方法,传导率：,15,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。 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。,16,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做出很多修正。,17,背压阻力,空间几何尺寸 布置 截面 指向,气流再生噪声 气流速度 湍流 指向性,其它声源的屏蔽,消声器材料 隔声 隔振 耐热,工艺、成本,主观感受,物 理 量 限 制,,,,,,,18,消声器中的压力损失计算,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.,背压阻力,19,1、通流面积突然收缩,,20,根据连续、能量和动量方程，经推导可得到下式：,,当,可得到驻压降与面积比在阻塞时的单参数函数关系,21,,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引起的。,,22,2、通流面积突然扩张,,23,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:,,可以导出静压比与M*与2之间的函数关系。定义:,,24,,当2→0, 即A2→ 时, 对上式求极限, 得到:,当2<0.1时, 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。,,25,排放、噪声、油耗三个标准同时满足对传统设计理论的挑战,26,重要的设计原则,尽量分离气流通道与消声通道； 优化传统声学元件的设计； 发展和应用新的声学元件。,27,二、特殊结构的消声元件,28,,锥形扩散管及声电类比图,,1、锥形扩散管,29,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,30,锥管的声阻抗推导,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,锥形扩散管的四端网络系数,31,锥形扩散管的声阻抗,,,由此式, 锥管作为一种声学元件其声学特性全部已知,32,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,,33,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,,34,2、直颈锥管声电类比图,,,35,结 论,直颈锥管式消声结构阻力小，可有效地抑制中低频噪声； 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。,36,2、螺旋整流式消声结构,,,整流前,整流后,37,排气噪声频谱对比,,38,螺旋整流式消声器负荷曲线,,39,40,三、气流再生噪声的控制技术,41,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 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；,空气动力性噪声特性 1、气流噪声产生机理,42,Ligthill 理论： W≈κρVnA/cm V— 气流速度 ； C—声速； A-- 作用因子。 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；,2、气流噪声的模型和影响因素,43,（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。,3．气流噪声主要类型,44,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。,（2）喘流噪声,45,（3）射流噪声,46,低转速 rpm, 几乎重合 高转速 rpm, 产生偶极子甚至四极子声源,（4）尾管噪声,47,,典型的气流脉动噪声是有压缩机激发管道和空气产生 的噪声。,,,（5） 气流脉动噪声,,激发力,机壳体辐射噪声,进排气口辐射噪声,管道共振噪声,壳体结构设计,进排气消声器,合理选择管道长度和悬挂点,,,,,,,,48,扩散消声器,小喷口高压排气或放空所产生的空气动力性噪声是环境噪声中的强声源之一。对其声源特性的研究和控制技术的研发均有较大的发展。诸如小孔喷注、多孔扩散、节流降压等消声器有效地控制了这类声源的环境污染。 原理： 利用小孔的移频效应，把喷注噪声频率移到人耳不敏感的超声频范围。,49,定值噪声测量结果,30秒加速，平均降低4.7dbA,,50,怠速定值噪声频谱对比,怠速条件下，与空管比较，6.7dbA消声量，不影响排气,,51,怠速定值噪声频谱对比,怠速定值噪声测量，与空管相比，6.7dbA消声量，不影响排气,,52,大排量（4500rpm）条件下，消声量6.6dbA,喷注尾管定值噪声测量结果,,53,喷注尾管定值噪声测量结果,大排量（4500rpm）条件下，消声量6.6dbA,,54,背压阻力,空间几何尺寸 布置 截面 指向,气流再生噪声 气流速度 湍流 指向性,其它声源的屏蔽,消声器材料 隔声 隔振 耐热,工艺、成本,主观感受,物 理 量 限 制,,,,,,,55,四、空气导声的隔声机理与控制,56,材料一侧的入射声能与另一侧的透射声能相差的分贝数就是该材料的隔声量，通常以符号R（dB）表示,,式中 R —— 隔声量； E入 —— 入射声能； E透 —— 透射声能；  —— 透射系数。,,57,单层匀质薄板的隔声性能,1．匀质薄板的隔声频率特性曲线 1）影响隔声频率特性曲线的几个参量 薄板的隔声性能主要由控制板振动的三个物理量决定，即： 板的面密度M；板的劲度B；材料的内阻。 2）隔声频率特性曲线 典型的匀质薄板隔声频率特性曲线如下图所示。曲线可分为三个区域： 劲度控制区；质量控制区；吻合效应控制区。,58,典型薄板的隔声频率特性曲线,59,在很低的频率（低于板的简正频率）范围里，板受本身的劲度控制，隔声曲线随频率的升高而降低，此时板的质量和阻尼并不重要。频率再升高，质量开始起作用。在劲度和质量共同的作用下，板将产生一系列共振，共中f 0为最低共振频率。各共振频率（Hz）可由下式确定，,式中 B —— 板的劲度，； E —— 材料的弹性模量（N/m2）； t —— 板的厚度（m）；,M —— 板的面密度（kg/m2）； a，b —— 板的长宽尺寸（m）； p，q —— 任意正整数。,60,图 吻合效应原理图,61,式中 c —— 声速（m/s）； M —— 板的面密度（kg/m2）； B —— 板的劲度，； E —— 弹性模量（N/m2）； t —— 板的厚度（m）；  —— 板的密度（kg/m3）；,,62,结 论,消声结构的设计必须与消声器材料的隔声性能相匹配； 当传输损失远远大于插入损失时，在排除了其它声源的掩蔽效应后，首先要核检材料的隔声性能。,63,五、消声器设计改进工程实例,64,例一、替代某SUV、某载重车原消声器的设计,,问题： 1、消声量严重不足。 2、功率损失超过5%； 3、消声器表面辐射噪声严重。,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,65,锥管消声器,,声电类比图,66,EQ140六缸发动机在3000rpm130马力噪声频谱,67,EQ140六缸发动机动力性能与经济性能对比,68,492Q四缸发动机在3500rpm70马力下的噪声频谱对比,69,492Q发动机动力性、经济性和消声量的对比,70,CA-10C发动机动力性能和经济性对比,71,例二、双模消声器问题： 1、消声量不足，IL＝22dbA 2、背压阻力大。,,,72,改进设计消声器,1、容积不变； 2、IL＝33dbA 3、频谱改变声质量 4、背压阻力减少,,,设计思想 1、优化设计抗性声学元件。例如增加共振腔； 2、增加阻性消声元件 3、缩短气流在消声器内的流程,73,例二 试验数据,静态插入损失试验频谱,,74,例二 汽车A计权消声器,插入损失到达33dbA； 优于原消声器12dbA,75,例二 改进方案定置噪声数/图对比,,76,例二 怠速消声效果比较,77,定置匀加速对比图,78,例三 改进设计,例二、 消声器问题： 1、达不到国II噪声标准，判断是消声器消声量不足 2、背压阻力大。,,79,改进方案：背压达要求的前提下，优化声学元件设计。,,,80,例三: 传递损失比较,,81,例三: 消声器插入损失,发动机台架试验,,82,例三试验数据,,83,定置匀加速,,定置匀加速2阶次,,定置匀加速4阶次,,定置匀加速6阶次,,84,例三 背压测试,试验条件 发动机型号：BJ491EQ1 排量：2.237L 发动机转速4500r/min(此时空气流量为~364kg/h) 扭矩160N.m/功率75Kw 测功器:D250电涡流,设计限值 35KPa,85,背压测试结果,,86,欢迎与设计所开展合作,执行所长，内燃机专业高级工程师 主持低噪声发动机和汽车排气总成设计而获“十佳”青年工程师荣誉称号；省、市科技成果一、二、三等奖；获汽车消声器设计实用新型专利。,首席结构设计师：吴帮玉,首席催化器设计师：戈平亮,87,谢谢！,