汽车消声器

汽车消声器（精选9篇）

汽车消声器 篇1

汽车在运行过程中难免会产生噪声,其中相当一部分噪声是由发动机排气管产生的。所以对汽车排气消声器性能进行研究能够有效降低汽车噪声。汽车排气消声器的研究对技术要求较高,对汽车消声器的研究也造成很大阻碍。这也是汽车排气消声器发展缓慢比较重要的原因之一。

1 国内外研究现状

随着我国汽车数量越来越多,人们对汽车噪声问题也越来越重视,解决汽车噪声问题已经成为世界性问题。汽车噪声对身体损害还是比较大的,主要影响人的听觉系统,还会影响人的生理健康,让人烦躁不安。

国外很早就对从事汽车排气噪声问题进行研究,也有一些比较有效的科研成果,处理汽车排气噪音主要有四种方法[1],分别是传递矩阵法、特征线法、边界元法、有限元法。这几种方法经过不断发展,都有着各自的优势,其中有限元法因其精度高、适应性强等优点被广泛应用。现已成为汽车排气消声器主要使用的方法。

2 汽车排气消声器评价指标

汽车排气消声器就是阻碍汽车排气时产生的声音散发出来,根据消除噪声的原理,可以分为阻性、抗性、复合性和排气放空四种类型。汽车排气消声器的评价指标主要是消声量、消声频率和阻力损失。

3 汽车消声器基本构造对消声性能的影响

汽车消声器基本构造对消声性能也有很大影响,材料选择和消声器内部构造都会对消声性能产生影响,所以接下来就对消声器基本构造进行研究分析,得出对消声性能的影响。

3.1 多孔吸声材料影响

多孔材料,顾名思义,就是材料构造由里到外含有大量互相贯通的微孔,多孔材料对排气消声器造成影响主要从流阻、孔隙率以及结构因子这三个方面[2]。这些参数只是多孔材料造成影响的理论数据[3]。从工程角度分析,影响因素主要是厚度、体积密度等。

流阻就是空气质点通过材料孔隙时阻力的大小。实验证明流阻是空气特征阻抗二到四倍时,消声器吸声性能较好。孔隙相同时,低流阻材料比高流阻材料吸声性能更好。孔隙率就是消声器中空气体积与材料总体积之比。孔隙率在百分七十到九十最合理,在合理范围内,孔隙率越高吸声效果越好。结构因子是修正系数,引进这个修正系数就是为了使理论与实际更加相符。

3.2 简单扩张结构影响

扩张腔式消声器应用十分广泛,它工作原理就是利用截面突变使噪声传播通道失配,达到消声目的。简单扩张结构的消声效果主要和膨胀室的膨胀比和膨胀室长度有关。根据相关实验可知,膨胀室膨胀比影响消声量的大小,膨胀室长度影响消声频率。扩张腔的变化直接影响消声频率和消声量。噪声频率较低时,简单扩张结构能够很好吸收噪音,当噪声频率增高到一定程度之后,从细孔中进入到扩张腔中的气体还没来得及扩散就排出了,不能很好起到消音效果。这就是高频失效。

3.3 共振结构影响

3.3.1 单腔共振器。

单腔共振器近似看成是由多种留声元件结合而成,在开口管附近空气随着声波震动,共振腔内的压力随着空气体积大小变化,而且空气还会随着声波一块震动,这一系列构造组合到一起能够有效使声能下降,减少汽车排气消声器产生的噪音。单腔共振消声器对声波频率要求较高,在低频某一频率范围内消声效果较好,在其他频段消声效果较差甚至没有消声效果。单腔共振消声器通过改变共振孔板的结构参数来影响消声性能,共振孔板主要包括孔径、板厚、共振腔体积大小等。根据对共振孔板进行计算可以得出频率较低时,单个共振器对噪声的减轻效果较为明显。

3.3.2 穿孔共振结构。

由上文可知,单腔共振器使用时限制条件较多,所以就有了穿孔板共振器。穿孔板共振器可以看成多个单腔共振器进行串联而成,当声波进入穿孔板共振器以后,声波振动频率和系统频率相同时,就能很好对噪声进行吸收。

3.4 插入管长度影响

因为单腔共振消声器对频率要求比较高,所以在实际应用中经常采用多节扩张器串联方式,或者采用内接插入管来增强对噪声的吸收[4]。虽然通过插入管能够增强消除能力,但是对插入管的长度也有要求。通过模拟实验可以知道,单腔共振器消声管和多孔共振器消声管对噪声的吸收有频率限制,插入管插入以后,原来不能消除的频率被消除,插入管长度为二分之一扩张腔长度时,能够增强奇数倍的频率消除,插入管长度为四分之一扩张腔长度时,能够增强偶数倍的频率消除。插入管的插入不但增多消除的频率,还增强了消除噪声的总量,通过插入管能够降低通过频率上的缺陷。

4 外界因素对消声性能的影响

影响汽车排气消声器性能的因素不止有自身因素,外界因素对消声性能影响也不容忽视。温度、气流以及空气流速等因素都会对消声性能产生不小的影响。下面就进行仔细分析。

4.1 温度影响

空气密度会受到温度的影响而不断变化。在对噪声控制当中,排气管温度会有较大变化,排气管温度最高可以达到五百摄氏度,在高温影响下,空气的密度也会发生较大变化。由于密度的变化,就会导致计算结果的不准确。所以必须考虑温度产生的影响。通过相关模型计算之后,发现考虑温度这一影响因素之后,噪声消除在低频时有所降低,在高频时有所提高[5]。这是因为温度升高以后,空气密度降低,导致声速增大,进而影响排气消声器消声频谱向高频方向移动。

4.2 尾管效应影响

前面计算时假设尾管长度是无限长,不会产生声波的反射,但是在实际生活中,尾管长度是有限的,所以在尾管口还是会有声波漏出。假设尾管口的辐射条件和声阻抗不变,声压就会随着声源和管道系统变化[6]。通过相关模型试验,通过不考虑尾管效应和考虑尾管效应进行对比,发现考虑尾管效应之后中、下频率时对噪声消除还是比较好,高频时消声效果不是很明显,甚至还有下降趋势。

4.3 流速影响

流速对汽车排气消声器性能影响较小,流速的大小一般不会改变消声器整体吸收频率,但是有时会对部分频率稍微造成影响。这样流速对汽车排气消声器的影响基本就可以忽略不计。

5 结束语

汽车已经进入寻常百姓家,汽车在使用过程中会伴随着噪声的产生,随之产生了汽车排气消声器来减轻噪声产生的影响。研究汽车排气消声器时,一定要在它的结构入手,分析机构对消声器产生的影响,还要分析外部因素对排气消声器产生的影响,进行综合分析,减轻汽车排气过程中产生的噪声。

参考文献

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战术分队的消声器 篇2

战术作用

战术分队使用消声器有许多理由。其一是从指挥和控制的观点来看。使用消声武器能确保队员听到指挥员的声音。在封闭区域射击时人员也不会暂时被震聋。倘若所有队员的武器都装消声器，那么敌方火力很容易被识别。消声器还为队员提供秘密消灭目标的能力，像车辆、灯或护园狗。

使用消声器能消除可辨认射手位置的枪口焰及声音。这在夜间战斗尤为重要，当在一种潜在的爆炸环境下(例如搜查秘密的药品实验室)作战，消声器也是必不可缺的。

卧姿射击时，消声器可大大减少由枪口冲击波造成的地面尘土对射击的干扰。许多射手还发现，使用消声器时，可以减少武器后坐，提高射击精度。另外，减少后坐也可保证快速射击。

消声器能显著地减少武器的后坐速度。而武器的后坐能量正比于后坐速度的平方，消声器通过抑制膨胀火药燃气速度而减少武器的后坐能量。另外，消声器增加了武器的质量，因而使武器的加速度减少。

历史

世界上第一种用在武器上的消声器是1908年由美国老马克沁的儿子——海·珀·马克沁设计的。众所周知，老马克沁首创自动武器工作原理，研制成功第一挺重机枪。

马克沁消声器是小马克沁努力改进汽油动力汽车的结果。他研究回气管导致了武器用消声器的发明。

马克沁的这一发明既给他带来了美誉，也使他声名狼藉。在第一次世界大战期间，马克沁消声器由美国陆军采用，但仅限制用于M1903斯普林菲尔德步枪上。尽管马克沁消声器未被广泛采用，还是将公众激怒并导致了许多州甚至几个国家的禁令。因此，1930年马克沁停止生产他的消声器。1934年联邦政府以通过国家武器法的形式加以制止。

第二次世界大战爆发后，军队对消声器又产生了兴趣。于是新一代更有效的消声武器应运而生。此间，盟国的主要武器是M3、M3A1及司登冲锋枪，这些枪都装有消声器。从第一次世界大战末到越南战争，消声器设计有了一些改进。最著名的是西诺尼克斯(Sionics)消声器。此消声器是由M10(MAC10)和M11冲锋枪的设计者格登·英格拉姆和现已倒闭的军械公司的头头米切尔·沃贝尔设计的。

西诺尼克斯消声器革新之一是增加减压阀。当使用消声器时，武器的射速将提高。因此，必须通过减压阀限制武器射速。另外，如果没有减压阀，火药燃气被迫回到弹膛，从而导致射手区很大的声压(噪声)。

为使消声器更合理，沃贝尔作了很多工作。今天的现代消声器比其前辈更小、更有效，而且有较长的使用寿命。若加以合理的维护保养，一些好的消声器将比与之相联的枪管还要耐用。

声音的特性

声音是人对快速变化的气体压力引起耳膜震动的一种感知。通常声音是用分贝(dB)测量。

人耳能觉察到的声音最小级别约为1dB。通常谈话声约60dB，人耳感到痛疼的平均极限约为130dB。

有两种类型的噪声能损伤听力，一是短期的、高强度噪声，像枪炮声。二是长期处于低噪声环境。很多权威人士认为：长期暴露在85dB以上也能导致听力损伤。

消声器工作原理

武器发射时产生的声源有3种：(1)武器的爆炸声，即膛口冲击波；(2)超音速弹头穿过音障(高速飞行的物体速度增加到接近音速时,物体前方的空气因来不及散开而受到压缩，密度、温度突然增加，阻碍该物体向前飞行的现象)产生的噪声；(3)机构动作的撞击声。

膛口冲击波是弹头飞出枪管时高压燃气突然逸到大气中的结果。膛口冲击波是武器产生的主要声源。0.22LR手枪噪声大约148dB，9mmMP5冲锋枪噪声大约157dB，M16噪声大约168dB。

普通的转轮枪不能有效地消声，这是由于转轮和枪管尾端之间的间隙所致。为了有效地消声，必须消除这个间隙。

霰弹枪的消声也是难点。尤其是在12号大口径霰弹枪上设计有效消声器更是存在很多障碍。但经过很多努力后，现已有所进展。如TacOps公司研制了一种称作秘密12的消声器(详见《轻兵器》2000年第12期)采用获专利权的模拟环境技术，效果很好。

降低火药燃气的速度及压力，枪口冲击波也随着降低。现代消声器有很多种不同的部件，如隔音板、填塞片、填料、网状物、膨胀室、螺旋扩压管及减压孔，结合使用可较好地达到消声目的。最新的发明是采用润滑剂、油或其他液体冷却火药燃气的湿技术。

用于消声器的湿技术是一种常用的模拟环境技术。通过加少量的水或轻油有助于消声，并且许多加水的消声器射击后水没有损失。

锂润滑脂是用于消声器的另一种常用的模拟环境技术。使用锂润滑脂可以将消声器做得很小，而且很有效，但对维护保养的要求较高。锂润滑脂需要频繁地再装填。一般情况两个弹匣射完就需再装填。

由于在射击时消声器积累污物，它的效率将会降低。因此，常需要维护保养，消声器类型不同，维护保养的方法也有所区别。某些隔音型只要浸泡在溶剂中清除污物即可。另一些类型要求换填料或在工厂里重新更换部件或进行擦拭。应当注意：消声器的管理应遵守国家武器法的规定。

采用打孔枪管和消声器连成整体的武器有:HKMP5SD、斯太林L34A1冲锋枪等。为有效地降低声音，这些武器需要使用亚音速弹，并作为专用的消声和消焰武器。

枪口消声器比整体型消声器灵活多变，当不需要时可以拆除。

如果使用半自动或全自动武器，除非采取某些措施，否则会产生机构动作噪声。采取消除机械噪声措施的手枪有越南战争中美国海军海陆空渗透侦察组装备的史密斯-韦森MK22Mod0手枪及俄罗斯马卡洛夫P6手枪。

像格洛克、勃朗宁P35、M1911、史密斯-韦森、华尔特P88及P99手枪采用勃朗宁型枪管偏移式闭锁系统，由于消声器安装在枪管上，增加了枪管质量，所以这些手枪的半自动功能被削弱了。为克服这个问题，可采用轻量消声器或增加后坐的附件。模拟环境消声器可优先考虑。

TacOps公司的新型特种用途消声器(SP9)是用于9mm手枪的一个轻量、紧凑的范例，它使勃朗宁型手枪有可靠的功能，以及可采用手枪的制式瞄具。SP9消声器采用了隔音系统和模拟环境(锂润脂)技术，它性能显著，能完全消除枪口焰。

选择

当选择消声器/武器系统时，各种因素需综合考虑。这些因素包括：使用武器的作战任务要求，特种弹药要求，成本及对武器的改进要求等。

比较消声器的消声效果时要注意该消声器所采用的试验标准，美军专门制定了MIL-STD-1474C测试规程。

消声器在今天的执法战术分队和军队的特种作战部队中是一种很有用的工具。◆

任之译自《特种武器与战术》

一种汽车消声器挂钩组件成型模具 篇3

随着自动化技术的深入发展, 尽管数控弯管机在各个领域的推广应用, 但通用性往往难以适合形状各异的各种产品;从成本、实用性和效益出发, 目前主要还是以研发模具来生产制造。而传统的模具弯曲成型工艺采用摆块折弯、滑块折弯或仿型硬成型, 存在材料在弯曲过程中发生挤压变形、外表面压伤或划伤, 因欠管位导致二次弯曲的角度及尺寸偏差等现像, 直接导致了产品的报废。依国内汽配制造行业的普遍反应, 汽车消声器挂钩组件的制造中, 挂钩的弯曲成形与缝焊的变形极严重, 变形不稳定, 使产品的尺寸和焊缝质量难以达到要求。造成挂钩组件焊接严重变形的原因: (1) 空间三维扭弯是模具弯曲的难点, 二次弯曲的定位误差与空间三维角度扭转偏差直接影响着半成品 (焊接前的产品) 的质量, 进而导致了焊接的不稳定性变形。 (2) 弹性弯曲时残留的内应力在焊接时高温下得以爆发, 以致产品的扭曲变形。为了解决这些问题, 研制出了一种汽车消声器挂钩组件成型模具。本工艺属于金属弹性弯曲成型技术领域。

2 工艺内容介绍

本工艺的目的是解决模具弯曲的二次弯曲的三维尺寸偏差、产品表面损伤和弯曲件焊接变形的现象, 并实现了模具弯曲的多件共模, 达到高质量高效率自动一体化生产。

本工艺由上模型块[1]、下模型块[2]、弹性装置[3]、滚轮[4]和整形块[5]组成。下模型块[2]与其下面的弹性装置[3]组合成可上下滑动的活动机构, 在上模型块[1]和下模型块[2]上都设有放置弯件的仿型槽, 滚轮[4]上开有与弯件表面形状对应的槽, 滚轮[4]安装在紧靠上、下模型块一侧, 整形块[5]在滚轮[4]的下方。

模具的工作过程是:当上模型块[1]下行时先与下模型块[2]合模将弯件夹紧在其中;在上模型块[1]的下行作用力下弯件继续下行, 下行中弯件要折弯的部分与滚轮[4]接触, 在滚轮[4]的作用力下使弯件弯曲;当上、下模走到下限点, 在整形块5的作用力下对弯件进行整形。

本工艺适用于各类各角度的工件的折弯, 对折弯大或小于90度的工件, 可在下模型块上修一定斜度或调节滚轮到型块的距离来实现。

本工艺不仅解决了模具折弯的挤压变形、压伤、尺寸超差、生产不稳定、模具寿命低等的问题, 且可多件共模, 折弯整形一体成形, 大大的节约了人力物力资源, 优化生产劳动环境, 提高生产质量、效率, 确保了半成品的质量, 也是改善后续焊接工艺中的变形问题。

3 工艺附图说明

如图1所示, 图1为本工艺模具结构示意图, 为上、下模走到下限点时的状态, 其中1为上模型块, 2为下模型块, 3为弹性装置, 4为滚轮, 5为整形块, 6为模具外框。

图2为本工艺上下方向的透视图。其中2为下模型块, 4为滚轮, 6为下模外套, 7为工件。

4 工艺具体实施方式

为了让人们对本工艺有更加形象直观的了解, 下面将结合附图和实施例对本工艺做进一步详述。

如附图1所示, 本实例所述模具采用上模型块1, 下模型块2, 弹性装置3, 滚轮4, 整形块5的模具结构。下模型块2与弹性装置3组合成可上下滑动的活动机构, 下模外套6组合固定下模的各部分。弯曲时, 弯件放在有仿型槽的下模型块2上, 当上模下行时上模型块1与下模型块2合模将弯件夹紧在其中;下模型块在上模的下行作用力下共同夹着弯件同时继续下行, 下行中弯件要折弯的部分与滚轮4接触 (滚轮上开有与弯件表面形状对应的槽) , 在滚轮的作用力下使弯件弯曲 (因弯件与滚轮之间是滚动磨擦, 因而保证了弯件的表面质量) ;当上、下模走到下限点, 在整形块5的作用力下对弯件进行整形;整形块5的作用还可以防止因下滑超程弯曲件与滚轮脱离产生回弹, 导致下模型块在回程中发生卡死现象。

摘要：随着自动化技术的深入发展, 尽管数控弯管机在各个领的推广应用, 但通用性往往难以适合形状各异的各种产品。传统的模具弯曲成型工艺存在着很多的缺陷与不足, 为了克服这些缺陷与不足, 研制出了一种汽车消声器挂钩组件成型模具。本工艺的目的是解决模具弯曲的二次弯曲的三维尺寸偏差、产品表面损伤和弯曲件焊接变形的现象, 并实现了模具弯曲的多件共模, 达到高质量高效率自动一体化生产。

汽车消声器 篇4

关键词：传递损失；四传声器法；排气消声器

中图分类号：TU112.2+1 文献标志码：A 文章编号：1005-2550（2011）04-0048-04

Experimental Investigation on Transmission Loss ofExcavator Exhaust Muffler

ZHAO Lun-qiao， ZHANG Yong-bin， BI Chuan-xing

（Institute of Sound and Vibration Research， Hefei University of Technology，Hefei 230009，China）

Abstract: Transmission Loss （TL）which is not affected by the noise sources and the terminal impedance is the transfer characteristics of muffler itself and is important for the evaluation of the muffler performance.In this paper an experimental investigation is carried out to measure the TL of an excavator exhaust muffler.A special platform is first established for the measurement of the TL of mufflers.Then the four-microphone method is performed in an anechoic room to measure the TL statically using the engine exhaust noise and the white noise as the sound sources.After the measurement，the TL is calculated respectively based on the data obtained by these two sound sources.Referring to the exhaust spectrum，the experimental results provide the direction and support to the optimization design of this kind of muffler.

Keywords: transmission loss （TL）；four-microphone method；exhaust muffler

液压挖掘机的结构比较复杂，运转部件较多，噪声来源也相应较多。噪声的主要来源是空气动力、机械系统、液压回路系统三部分，相应地会产生发动机噪声、液压回路噪声和车身噪声。其中发动机噪声占整体辐射噪声的1/2以上，发动机的降噪成为噪声控制的关键之一，而排气噪声则在发动机噪声中占了相当大的比例［1］。降低排气噪声能有效地控制和减少发动机的噪声，降低和控制排气噪声最有效的途径是安装排气消声器。消声器是阻止声音传播而允许气流通过的一种器件，是消除空气动力噪声的重要技术措施［2］，在降低车辆噪声和城市生活噪声中起着重要作用。

传递损失是消声器的一项重要声学性能评价指标，即指输入消声器的声功率级与输出消声器的声功率级之差，反映消声器本身的传递特性，它不受入口声源、出口终端阻抗的影响，是对消声器自身性能的单独评估。本文以某型挖掘机的排气消声器为例进行了消声器传递损失实验研究。实验在消声室中进行，首先搭建了用于消声器传递损失测量的实验平台，并分别采用白噪声和发动机排气噪声作为激励声源，基于四传声器［3-7］法进行测量。然后比较了基于这两种声源测量计算得到的传递损失，并参考排气噪声频谱为消声器的优化设计提供了实验依据。

1 传递损失测试方法

传递损失TL（Transmission Loss）［8］定义为消声器进口端的入射声功率级和出口端的透射声功率级的差值，即：

式中，LWi为消声器进口的入射声功率级；LWt为消声器出口的透射声功率级。

若消声器的入口和出口处的截面积相同，则传递损失可表示为进口端的入射声压级Lpi和出口端的透射声压级Lpt之差，即：

TL=Lpi-Lpt（2）

四传声器法测试原理见图1，在消声器进出口各放置两传声器，用于分解入射波和反射波。设各位置声压分别为P1、P2、P3、P4对于消声器入口端：

P1P2=ejk（x1+x2） e-jk（x1+x2）ejkx2 e-jkx2P1jP1r（3）

对于消声器出口端：

P3P4=e-jkx3 ejkx3e-jk（x3+x4） ejk（x3+x4）P2jP2r（4）

式中， j2=-1；P1j、P2j分别表示消声器进出口的入射声压；P1r、P2r分别表示进出口端的反射声压。

消声器进口、出口端的入射波和反射波幅值的关系方程如下：

P1iP1r=T1 T2T3 T4P2iP2r（5）

当出口处为无反射终端，即P2r=0，则由定义可得传递损失：

TL=20lgT1（6）

对于不同的终端负载a（用下标“a”表示）和终端负载b（用下标“b”表示），有：

P1iaP1ra=T1 T2T3 T4P2iaP2ra（7）

P1ibP1rb=T1 T2T3 T4P2ibP2rb（8）

联立式（7）和式（8）可求得T1，再由式（6）得到传递损失TL。

通过式（3）和式（4）求解入射波和反射波声压，并以平均互谱来代替瞬时谱。以传声器1测得的信号为参考信号，Gi1（i=1，2，3，4）表示的是第 个信号与参考信号1之间的自谱或互谱。

式中，j2=-1；G11、G21、G31、G41为Test Lab测得的与传声器1信号的自谱和互谱。

为了防止出现两种测试结果类似，在试验中采用两种负载终端：第一种终端接消声器，用下标“m”表示；第二种终端为敞开端，用下标“o”表示。所以由试验计算所得传递损失为：

2 试验研究

2.1 试验装置

试验所用的装置包括LMS公司的Test Lab、功率放大器、扬声器、传声器。图2为四传声器法的实验装置。

2.2 实验条件

（1）白噪声声源信号。实验中的激励声源是由信号发生器提供的白噪声信号，经过放大器传到扬声器作为实验声源。

（2）排气口噪声测试。通过将某型挖掘机的排气消声器拆除后，在发动机排气口用l=3 m， d=16 mm的圆形截面细长波导管导出排气口的声波，测试波导管口处的噪声。

本实验测量了该挖掘机发动机排气口处的噪声频谱（见图3）。将测量所得的排气噪声作为实验声源，进行测试。

（3）消声室测试。减少外界噪声对测试结果的影响。

（4）用四传声器法测量时，一组传声器的间距与测试最高频率有关，在试验中尽量使得消声器前后的两组传声器间距相等［９］。另外，在消声器进出口使用截面积相等的直管。

（5）分别以白噪声和排气口噪声作为声源激励，测试消声器末端为敞口和末端接消声器两种不同终端负载情况下四个位置的声压级。

2.3 试验结果及分析

以白噪声作为激励声源和以排气噪声作为激励声源，在常温无流情况下，基于四传声器法测试终端负载为消声器末端和终端敞口时进出口端声压频谱（见图4～7）。

根据上述测量过程，基于四传声器法对该型挖掘机的两个同类型消声器进行测量。计算得到的传递损失见图8，曲线“a”表示以排气噪声作为声源测得的传递损失，曲线“b”表示以白噪声作为声源测得的传递损失。由图8可以看出“a”和“b”曲线的变化一致，吻合良好。

图8中，（1）消声器和（2）消声器在0~370 Hz的范围平均消声量大约在20 dB（A），消声效果较差，进出口端声压级衰减幅度小，尤其是300~320 Hz范围内，没有起到消声作用，相反增加了噪声。

而在370~620 Hz范围内消声量均在20 dB（A）以上，平均消声量约为26.4 dB（A）。

620 Hz以上相对低频段的消声性能较好，具有较高的消声量，进出口端声压有较大衰减，平均消声量可达到37.8 dB（A）。该类型消声器整个0~1 000 Hz频率段的消声量约29.2 dB（A）。

据图3所示的挖掘机排气噪声频谱，可以看出在低频段50~400 Hz排气噪声的贡献量最大，而且在50 Hz、89 Hz、150 Hz、215 Hz和240 Hz等频率处出现声压峰值。但是对照图8可以看到，在这些频率段中，排气消声器的消声量反而较小。因此，要提高该挖掘机排气消声器的消声性能需重点考虑消声量小的频率段。

3 结论

四传声器法是在传递矩阵法的基础上改进后的测试方法，通过改变不同消声终端，测试消声器进出口四个位置声压级来计算传递损失。

本文运用这种测试方法对某挖掘机排气消声器进行了静态传递损失试验研究，对比了以白噪声和排气噪声作为声源时的传递损失。试验结果对该型挖掘机排气消声器的改进设计提供了参考依据。

另外，在相同的实验平台对另外同类型的排气消声器做了相同研究。在两种声源下的实测传递损失结果同样吻合良好。

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消声器的设计改进 篇5

关键词：消声器,设计,改进

1 引言

噪声来源于交通运输、工业生产、建筑施工及社会生活,这些噪音令人烦燥,损害着人的健康。特别是工业生产中的噪音,气动力性噪音、各种强烈机械噪音及振动等,是社会工业发展中产生的必然结果,人们为了生存,既不想忍受,又要忍耐着承受这一切。这些噪音量能令受者感到心动过速,心律不齐、心情烦躁。严重时还会内耳发生器质性病变,给人带来连锁反应的各种疾病。

噪音对人的听力危害与噪音的强度、频率及暴露时间有关。本文对噪音进行分析,以噪音源和噪音的强度、频率及产生时间长短之间的关系为依据,采用各种有效的改进消声器设计理念,逐步将噪音降低或消失。

2 噪声源产生的原因

工业现场的噪声从产生的机理上分析主要有两大类:一类是机械结构振动性噪声,是机械结构件产生强烈振动而辐射的噪声;另一类空气动力性噪声,是由压缩空气在工作中存在的非稳定过程、湍流或其它压力脉动、气体与管壁或其它物体相互作用而产生的管内噪声或进排气口处的辐射噪声。

在本单位空气动力性噪声已严重影响工人健康,它产生于气动元件(如气缸、气动阀、气动电机、三元件等)工作时气体直接从大型气缸(型号380)的阀体中排出,较高的气压差使气体体积急剧膨胀,产生涡流,引起气体的振动,发出强烈的噪声。通常利用吸声材料、阻性消声器来降低噪声。方法是在气体流动的管道口接一个有固定吸声材料阻性消声器,当气流排出时一部分噪声能被吸声材料吸收,起到消声作用。结构如图1所示。

它存在一个缺点:阻性消声器中容积过小,向外扩散排气时速度过慢,减慢了气缸或其它气动性设备工作周期。影响了生产控制速度和可靠性,也降低了生产率。但如果不采用这阻性消声器,工作环境周围会产生高频噪声经测定约在120dB。跟据医学上分析噪声大小对人健康危害声界定,压级低于75dB不会影响人的听力[3]。如果长期暴露在85dB以上的噪声环境中,疲劳的听觉不但不能恢复,可能会造成永久性的听力损失[3]。可见,工作环境噪声量已严重影响人的健康。

3 噪音源分析

在生产现场压缩空气压力约为6~8MPa,供给气缸设备工作,产生噪音过程如图2和图3所示。

当压缩空气要驱使气缸向左移动,在控制信号作用下,压缩空气将由P口进入并与B口接通,压缩空气进入气缸右腔,推动气缸向左动作。同时,气缸左腔的压缩空气要经A口,通过O1口急促地排出。因排泄急促,内外压力差非常大,产生大的冲击和摩擦,发出刺耳噪音。同理,当气缸向右移动时也会发出高尖锐响声。可见,高束气流从高压的气缸腔中向外排泄时在排气口处产生的间歇性尖锐响声。最大流速可达80m/s以上,噪音达110分贝以上[2]。

4 噪声控制过程分析

这些噪声问题可以归纳为三个环节:即声源———传播路径———受者。经过对噪声源本身的测量和分析,我们设定了三种消音的方法。

(1)在噪声源上采取有效控制

提出对声源采用控制的四种方案:1)选用更换为安静型气体换向阀;2)采用动力吸振器,减少气体与阀体的撞击和摩擦,改变撞击力的过程,在接触表面采用软材料以延长力的作用时间,减少摩擦;3)将阀体的排气口改为开孔板或金属网格,使高压气流分流排出;4)改变排气口结构。

(2)对传播路径的控制

也设想过在传播过程中对噪声进行隔离、吸收、阻挡或衰减,主要的方法归纳为三种有:1)改变声源位置;2)吸声;3)隔声装置。

(3)对受者采用安全防护劳动用品

对受者(现场作业工人)采取的防止噪声危害的措施有二种方法:1)减少噪声暴露时间;2)戴耳塞、耳罩或头盔。

主要从客观上及经济上综合考虑,结合本单位的实际情况。采取的防护措施是以消声为主,采用重新计设改进消声设备控制措施,在排气口噪音源处进行消声处理。设计中采用微穿孔板消声,阻力损失小,再生噪声低,在这种高速气流场所,能有效减小设备消声结构尺寸,降低了造价,节省了安装空间,同时它能耐高温,不怕潮湿和蒸气,耐腐蚀,清洁空气,不会污染环境,

5 降低噪声措施

如图2所示,在电磁换向阀O1、O2排气口联接上金属软管,将气流(噪音源)引致一个自行设计改进的消声器中,消声器(如图4所示)开有许多孔板及内置有网格,使高压气流分流排出,使气流在消声器内的管道里膨胀、扩散、反射,相互干涉,将噪音源消除。消声器设备如图4所示。

消声器结构组成:它是共振腔和吸振相互作用为一体的消声器,密封的空腔经过内管上的小孔与气流通道相连通,小孔径将集中的强气流分散排出,而空腔中的网格的毛毯则起到声弹簧作用,既有阻性吸声材料,又有抗性消声器的干涉等作用。

6 降低噪声过程的分析

(1)第一级消声量确定。本身这种消声器本身并不吸收声能,它的作用是借助管道截面突变,降低激励力幅值。在内部建立一个单节空腔,在消声器中称为扩张室,如图5所示。

从消声器消声原理可知,消声量。可见,消声量大小取决于扩张比m,即是扩张室截面积与入气口截面积之比。消声频率特性则由扩张室长度L决定,sinkL为周期函数,消声量随频率作周期性变化,如图6所示[3]。

从消声量频率图来分析,如果采用了扩张比m=100,周期值取1.0~2.0,消声量达30dB以上,能达到最好的效果。

(2)第二级消声量确定。气流从电磁阀排气口进入第一级扩张室并向各小孔分散排出,分散过程就是降低强气流的撞击。根据亥姆霍兹共振原理,可以确定共振的频率f0为:

c为声速(m/s);V为共振腔容积m3:G为小孔的传导率;G=ns0/(t+0.8d)(m),其中n为孔数;s0为每个小孔面积,t为穿孔板厚度(m),d为小孔直径(m)。这些小孔可以看作为许多亥姆霍兹共振腔并联。当孔的数量达到了各孔心距为孔径5倍以上时,可以认为各孔之间声辐射互不相干涉,当声波频率与共振腔f0一致时系统发生共振,能达到最大消声量。经过现场测试,双层微穿孔板消声能达到25~30dB范围的消声量。

(3)第三级消声量确定。气流从密封的空腔经过内管上的小孔排出,分散和降低强气流的撞击;在中间层接触表面镶上一层网格毛毯材料形成非金属网格,以延长力的作用力时间,降低了气流的正面撞击。改变结构固有频率,防止共振;形成扩张室及吸振腔共同消除高频啸叫声。使其消声量更进一步降低。

从上可得;扩张室与空腔内管上的小孔消声量之和达65dB,而中间层接触表面镶上一层毛毯材料形成非金属网格,降低了气流的正面撞击。经测试,设计改进的消声器能将工业现场中气动设备的噪声控制在50dB以下(45分贝时相当于人比较小声说话的声响),各性能达到设计改造的要求。

7 结论

设计改进的消声器经过生产和试用,产生环境噪声污染的达到《中华人民共和国环境噪声污染防治法》中规定第三类标准65分贝~55分贝[3]。这种有效措施,减轻噪声对周围工作环境的影响。

参考文献

[1]中华人民共和国环境噪声污染防治法[EB/OL].百度文库.

[2]左健民.液压与气压传动[M].北京:机械工业出版社,1998.

汽车消声器 篇6

对于传统消声结构的性能分析是在一维平面理论基础上建立公式, 模拟消声器内部性能。对于排气消声器而言, 由于排气噪声中高频成分居多, 使平面波的假设很难成立。随着计算机的计算速度和存储能力的提高, 三维数值计算方法在消声器设计中得到快速应用, 尤其是有限元法和边界元法应用广泛, 并取得较好的效果[1,2]。但目前对消声器进行三维声学模拟时, 往往忽略气流的影响, 这与排气消声器的实际状况仍然有较大差别。研究结果表明:消声器的消声量值随着气流速度的增加呈递减性, 当气流速度达到临界速度时变成负值, 此时噪声反而增大, 消声器成了噪声放大器[3];随后产生了基于改善发动机高速气流再生噪声的双模型消声器[4,5], 即半主动消声器, 其工作原理是通过自动调节不同条件下气流通道面积以达到发动机低速时减少低频噪声、高速时降低背压和气流再生噪声。目前有关半主动消声器的工作原理、消声性能和内部流场分布还鲜有报道。在该类消声器设计过程中, 分析并预测工作性能, 对降低气流再生噪声、提高动态条件下的消声量均有较大的帮助。本文介绍了半主动消声器的工作原理, 并采用三维有限元法对发动机低速时的消声性能进行了分析, 高速时利用流场分析方法对消声器内部速度分布和压力分布进行数值分析, 考察内部高速气流对消声性能的影响。

1 工作原理

为了增加消声器的消声量并减少背压, 日本Sango有限公司发展了半主动消声器[4], 主要应用于大功率发动机 (如V6/3L) 。半主动消声器采用一个阀门来控制气流通道, 排气在发动机低速时通过消声器腔内小内管, 高速时通过大内管;这对发动机低速时减少大量噪声, 高速时降低背压有效果[4]。图1为半主动消声器的基本结构简图。该结构主要包括进口管、小内管、中膨胀腔B、左膨胀腔A、出口管、右膨胀腔C、大内管、阀门及其控制调节机构、腔A和中腔B之间挡板、腔B和腔C之间挡板、壳体等。其中, 进口管上有与腔A和腔B连通的小孔;阀门调节机构主要包括蝶形板、遮盖物、轴、衬垫和内置弹簧等。发动机低速时, 阀门是关闭的, 气流一部分通过进口管上的小孔进入腔A, 另一部分通过进口管上的小孔进入腔B, 再通过小内管进入腔A, 最后全部进入出口管。发动机达到中等速度时, 腔C的压力变高, 阀门利用压力推动内置弹簧渐渐打开, 气流主要通过大内管进入腔A, 最后进入出口管。这样, 在低速时, 腔C形成了共振腔, 共振腔能降低低频噪声, 并且噪声也通过进口管上小孔进入腔B, 再经小内管进入腔A, 获得好的消声特性;中速或高速时, 阀门打开, 气流通过较大截面的大内管, 能够减小气流速度, 改善气流再生噪声和降低背压。

2 半主动消声器低频消声性能

2.1 简单模型三维数值计算的试验验证

图2为插入管简单膨胀式消声器的结构简图。该模型的主要结构参数为:膨胀腔总长度和直径分别为l=282 mm、d=153 mm;两端插入管长度分别为l1=80 mm、l3=40 mm;进、出口管直径分别为d1=49 mm、d2=49 mm。在进行有限元法 (FEM) 数值计算前, 首先根据结构简图建立物理模型, 然后对物理模型进行网格划分, 网格单元大小的设定是根据需要计算频率范围的最高频率来确定, 即每1波长至少包含6个单元。在不考虑壁面吸收的情况下, 消声器壁面可看成是刚性壁面。边界条件的施加:在设置完成气体特性后, 分别在消声器进口面施加单位振动速度和出口面施加大小为ρc的阻抗值 (ρ、c分别为空气密度和声音在空气介质中的传播速度) 。

运用消声器传声损失三点法, 采用有限元法FEM对消声器声场进行计算, 并与试验结果进行对比, 如图3所示。结果表明:三维有限元法计算结果与试验值有很好的吻合;采用三维有限元法对消声器无气流或低流速气流条件下预测消声性能是合适的。

2.2 半主动消声器低频消声性能

发动机低速时, 半主动消声器内部阀门关闭, 根据双模型消声器结构简图建立了物理模型, 如图4所示。采用有限元法对模型进行网格划分, 单元长度为10 mm, 单元总数量为186 202个。在不考虑壁面吸收的情况下, 消声器壁面可看成是刚性壁面。边界条件的施加:在设置完成气体特性后, 分别在进口施加单位振动速度和出口施加ρc大小的阻抗值。

图5为通过计算得到的消声器传声损失。结果显示在200 Hz以下有2个消声共振峰值。为了明确这2个峰值的数值, 在10×200 Hz范围内进行了频率分辨率为1 Hz的计算, 如图6所示。由图6可见:在频率为43 Hz时有共振峰值44 dB, 在频率为135 Hz时有共振峰值35 dB。计算结果表明:该类半主动消声器具有共振腔的共振消声特性, 能进行基频为43 Hz及其3倍频的低频消声。

当消声器阀门关闭时, 腔C形成共振腔, 低频共振频率计算的方法[4]为:

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式中, S1、S2分别为进口管和大内管横截面积;D1、D2分别为进口管和大内管直径;c为声速;V为腔C的容积;L1、L2分别为进口管尾端面到第二排孔的距离、大内管总长度。

将参数c=340 m/s, D1=D2=0.052 m, L1=0.315 m, L2=0.287 m, S1=S2=0.002 1 m2, V=0.010 5 m3代入方程 (1) ～ (3) , 可得f=43.4 Hz。这与三维有限元法的计算结果一致, 从而在理论上也验证了该类消声器具有共振腔消声特性, 在发动机低速时能很好地进行低频消声。

3 高速时消声器内部流场分布

考虑发动机高速工作的工况, 消声器内部阀门完全打开。由于气流速度对消声器性能有重要影响, 需要对双模型消声器内部流场进行深入分析, 采用的是双模型消声器物理模型 (图4) 。

3.1 模型处理及边界条件的施加

网格的划分受到计算精度和结构形状的影响, 若网格过密, 将影响网格的划分速度, 并且极大地降低控制方程的求解速度;若网格过稀, 将会影响控制方程的求解精度。对消声器内部流场模型而言, 进口管上小孔结构突变, 进口管出口处、大内管进口处和出口管进口处有导流的过渡倒角, 因此, 为了保证精度, 应该在小孔以及过渡倒角结构处采用更小尺寸的网格进行网格细化;为了保证计算速度, 应该尽量使用规则网格进行单元的划分[7]。设单元长度为4 mm, 对小孔以及过渡倒角结构处进行网格细化, 模型采用4面体单元, 阀门关闭时, 单元总数为732 579个;为了进行对比, 也计算在其他边界条件不变、阀门关闭时的情况, 此时单元总数为751 408个。

消声器的边界条件根据发动机的标定工况予以确定[7]如下:

(1) 进口。由于考虑最严重的工况, 根据发动机最大转速和消声器进口管直径等参数确定进口流速, 在此取流速为70 m/s;表示压力、质量流速矢量方向的确定方法以及参考面可设为默认值。

(2) 出口。出口压力设相对压力参考值为0, 其余的设定保持默认值不变。

(3) 壁面。由于消声器外壳选用的材料是钢板, 所以消声器外壳设定为非渗透性的壁面, 流速为0, 且是绝热的。

为了简化问题进行了假设:消声器固体区和流体区的物理性能参数均为常数;流动为定常流动中的湍流;不考虑重力的影响;消声器入口速度为匀速, 没有脉冲影响。

本文所选计算模型为湍流模型, 确定材料属性、计算步长和收敛条件, 设定进口、出口和壁面等边界条件, 最后进行模型计算, 并进入后处理过程。

3.2 压力分布

在给定气流速度条件下, 分别求出消声器进口截面平均全压和出口截面平均全压, 由于进出管截面相等, 动压近似相等, 可用全压代替静压。因此, 可通过消声器两端平均全压的降低量求出压力损失。图7为阀门打开时消声器中心平面处压力分布图。按压力从大到小基本上可分为4个区域:进口管内和C腔部分中间区域;C腔部分边界区域、B腔及大内管内部部分;A腔及出口管内进气口附近区域;出口管内除了进气口附近区域外的其他区域。

图8为阀门关闭时消声器中心平面处压力分布图。B腔内和C腔内压力基本一致, 但与A腔内压力有明显差别, 基本上所有气流仅从几个小孔通过, 造成背压过大, 形成喷射气流。

两种压力的损失对比如表1所示, 阀门关闭时消声器压力损失大约是阀门打开时的压力损失的6倍。因此, 当消声器进口气流较高时, 阀门应打开, 有利于降低背压, 减少压力损失。

3.3 流速分布对消声性能的影响

气流对消声性能的影响表现为两方面:气流的存在会引起声传播和声衰减规律的变化;气流可以产生再生噪声。气流改变了声波传播规律, 这主要是因为运动介质可以改变声波的波长。当声波传播方向和气流运动方向一致时, 声波在消声器中的衰减系数下降, 降噪量减少;当声波传播方向和气流运动方向相反时, 消声器的衰减系数增加, 降噪量增加[7]。在设计消声器时应充分利用气流与声波流的逆向作用, 以提高消声效果。阀门完全打开时, 消声器中心平面速度等高线如图9所示。在消声器入口段, C腔内进口管末端、A腔内大内管端面附近及A腔内出口管进气口端面附近均有湍流产生, 由于这种噪声的声功率和气流速度的6次方成正比[8], 因而气流速度较高时, 将会产生很强的再生噪声。由图9 可见:湍流处气流速度较低, 仅为10 m/s左右, 因此产生的再生噪声较小。为了对比, 当边界条件相同、阀门关闭时, 消声器中心平面速度等高线如图10所示。当气流速度高到一定程度时, 还会产生喷气噪声, 其声功率和气流速度的8次方成正比[7]。由图10可见:消声器内气流流速急剧上升, 尤其进口管在A腔内的小孔附近和小内管的进出口附近, 流速最高约达246 m/s, 会产生强烈的喷气噪声。因此, 当消声器进口气流速度较大时, 阀门应打开, 以增大流通面积, 减少消声器内气流流速, 这样就降低了喷气噪声产生的条件, 也改善由湍流产生的气流再生噪声, 提高动态消声性能。

4 结论

(1) 发动机低速时共振频率理论和三维有限元法计算结果表明:

半主动消声器对发动机基频为43 Hz和3倍频均有良好的消声效果。

(2) 高速时三维流场数值计算结果表明:

气体推动阀门打开有利于降低背压, 与阀门关闭时压力损失相比减少了约6倍;同时, 消声器内部气流流速整体下降, 湍流速度和喷气速度减小, 有利于降低喷气噪声和湍流噪声等气流再生噪声, 提高了半主动消声器动态消声性能。

摘要：低速气流时, 分别进行了半主动消声器的消声性能理论计算和三维有限元法数值计算。计算结果表明:阀门关闭, 半主动消声器能很好地进行低频消声, 尤其能进行发动机基频为43 Hz及其3倍频的消声。高速气流时, 消声器的内部流场分析表明:阀门打开, 增大了流通面积, 降低了气流速度, 压力损失减少了约6倍, 从而有效降低了喷气噪声和湍流噪声。

关键词：内燃机,半主动消声器,流场,共振频率,气流再生噪声

参考文献

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消声器的设计流程与研究 篇7

由于现代社会对汽车NVH的要求日趋提高,这就对汽车上面的各个零部件的设计必须考虑降噪的因素。对于汽车降噪方面往往涉及到许多领域,比如说汽车各个零部件的振动情况,汽车内外饰所采用的吸声材料,以及降低噪声源声学阻抗的设计。我们主要是针对汽车发动机排气噪声方面的降噪措施进行研究,找出一条设计发动机消音器的设计思路。因为消音器的设计不仅要考虑声学方面降低多少声压级,还要考虑消声器的流动损失。所以在设计消声器时需要运用多种方式进行设计,以此优化出消声器最佳性能。如何能够合理地安排和采用分析手段是我们所要重点研究的课题。

1 消声器的设计

1.1 消声器整体设计思路

在消声器设计中往往需要考虑两大因素,分别是工艺成本和性能。如果一旦设计消声器的边界条件已经限定,消音器的工艺成本和性能之间的矛盾就变得尤为突出。为了能够更合理地找出它们的择中点,需要消声器的结构做些更改,以此保证在不提高生产工艺成本的前提下,提高消声器的性能。

消声器的性能主要分成两大方面,一个是它的声学性能,另一个是它的流动损失。由于在设计消声器的时候存在两种设计因素,所以制定一个合理的设计流程是十分必要的。以下是设计消声器的步骤。

a.需要整车厂商提供设计的边界条件,以免设计完的消声器由于体积的问题无法安装在整车上面。

b.分析发动机排气噪声频谱,观察哪个频率段下声压级偏高,这将为后面消声器的设计提供依据。

c.通过传统的设计理论进行设计消声器布置方案,但是由于整车厂所提供的边界条件限制,设计出来的消声器不一定是规则的形状,由于不规则的内腔可能会导致与传统理论的计算结果存在误差,所以就需要通过有限元的手段进行计算。

d.通过有限元软件对消声器声学分析,观察各个频段下降低的声压级是否满足设计要求,哪里是否需要更改,以及判断哪里是否需要附件吸声材料。

e.声学分析完成后需要再进行一次CFD分析,验证流动损失是否控制在合理的范围内,如果流动损失过大,需要重新更改方案验证声学性能,然后再进行一次CFD分析。图1为消声器的设计流程图。

1.2 消声器的设计

消声器的种类一般比较多,一般有以下几种,分别是阻性消声器、抗性消声器、阻抗复合式消声器等等。由于各种消声器的消声原理不同,将重点介绍抗性扩张室式消声器的设计。

抗性扩张室式消声器的降噪原理并不是将发动机的排气噪声完全吸收,而是类似于一个滤波装置,将令人无法承受的声音进行阻拦,而允许一部分能体现出汽车动力性的低频声音通过。图2为抗性扩张室式结构图。

计算消声器在各频率下声压级降低的数值,需要对消声器进行建立声学模型。为了计算方便,声学理论计算通常使用的是电-力-声线路类比的方法进行求解[1],图3为图2扩张室式消声器结构的线路类比图。

其中Ma1为消声器第1管的声质量,Ra1为消声器第1管的声阻,Ca1为第1腔的声容。

消声器对各个频段下的声波进行降噪的指标用消声量ΔL进行标示,消声量的定义如下所示:

式中,t I为透射系数,其定义如下所示[1]:

式中,It为透射波声强,Ii为入射波声强,k为声数k=2 Cπo f,D为消声器腔室长度,S12为S1与S2的比值,S21为S2与S1的比值。将式(2)带入式(1)得[3]:

当或时,消声量达到最大值。也就是说当腔室长度为1/4波长的奇数倍时消音量最好。以上的公式就是设计抗性扩张室式消声器的理论依据。

2 消声器的分析

2.1 消声器声学有限元分析

根据整车厂的设计边界完成了消声器的布局设计,下面就需要用声学有限元的方法对消声器的三维模型进行更加精确的计算[2],图4为某汽车消声器的三维模型。

从图4中可以看到消声器分成很多内腔,并且它们之间通过管道进行连接。根据以上的结构对其抽腔,然后进行网格划分与计算。图5为某频率下消声室内的声压分布。

对于消声器内部的声压分布在这里暂不做研究,由于用户最关心的是人耳听到的声音[4],所以分析的目的重点是消声器的排气口处的声音,为了能够体现出在各个频率下的降噪结果,图6显示的是从20~500 Hz声音的传递结果。

2.2 消声器流场CFD分析

上述消声器的声学有限元计算结果满足设计要求,就可以进行下一步流场的流动损失计算,见图7、图8。

3 分析结论

通过以往的设计,一般情况下消声器声学设计比较难满足设计要求,而流场相对来说比较容易解决其流动损失这个问题。所以故此先进行声学有限元计算,满足声学要求后再进行相关的流动损失计算。

对于消声器的设计一般采用类比图进行求解,而工程应用中如果类比图过于复杂,可以借助计算机进行解决此类问题,比如说使用Matlab软件进行求解。

在此设计流程已经应用的工程设计当中,经过对不同排量的发动机的匹配验证,试验结果完全达到当初的设计要求。

参考文献

[1]杜功焕,朱哲民,龚秀芬.声学基础[M].南京:南京大学出版社,2001.

[2]李耀中,李东升.噪声控制技术[M].北京:化学工业出版社,2008.

[3]张文群,吴新跃.降噪分析[M].北京:国防工业出版社,2010.

190柴油机防爆消声器改造 篇8

关键词：防爆消声器,柴油机,防爆,降噪

0前言

190系列柴油机是石油钻井工程中的主要动力设备,工作位置距离柴油罐等燃料储存区域较近,柴油机工作时排出的气体温度较高,存在一定的安全隐患。高温气体在排放过程中产生高分贝轰鸣,噪声不但对井上作业职工的身体健康造成危害,也影响设备的安全可靠运行。因此需要柴油机排放采取一定的降温、防爆、降噪措施。通常采取水冷方式,通过对进水的雾化熄灭排气管中的高温火心,降低柴油机排出气体的温度,达到防爆的作用。

1改进前的防爆器

前期使用的分体式防爆消声器,即防爆器与消声器分开制作。防爆器(图1)雾化冷却水工作原理:用Φ8 mm的紫铜管弯成C形,其中一端焊接在导气龙头的预留孔中,另外一端经加工成为扁口状,以此提高进水的冲击力。工作时冷却水通入防爆器进水管中,流经紫铜管扁口产生强大的作用力,推动紫铜管线向同一方向运动,从而带动导气龙头转动,形成风扇式漩流出水,排气管中的高温迅速将出水雾化,达到防爆作用。

2存在的问题

(1)防爆器雾化系统制作复杂,费时费力。(2)雾化系统中导气龙头的材料选用不合理,使用过程中导气龙头壳体在高温下易熔化,导致轴承卡死,影响雾化效果,防爆效果不佳。(3)防爆消声分体式制作,造成一定程度的材料浪费。

3改进

改进后防爆器的工作原理:将Φ0.5英寸的焊管通过加热炉高温加热后加工成圆环形,通过进水管固定在防爆器内,同时在圆环的内圈沿周向打Φ2 mm孔,使冷却水成正交网状散出,在防爆器内形成水雾层,避免了以往冷却时存在的死角,更加有效地起到熄灭火花,降低温度的作用。改进后防爆器结构示意见图2。

4改进效果

改进前后防爆器制作成本及使用效果对比见表1。

工程机械排气消声器的设计 篇9

1 消声器评价标准

消声器的评价主要包括声学性能和空气动力性能。声学性能主要通过传递损失和插入损失来评价, 传递损失或插入损失越大说明消声效果越好。空气动力性能主要通过排气背压评价, 排气背压越小说明发动机的功率损失越小。这两者在设计中通常是相互冲突的, 因此理想的消声器应该同时兼顾声学性能和空气动力性能。

1.1 传递损失

传递损失是指消声器入口和出口处声功率级之差[1]。设Lin和Lout分别为消声器输入端和输出端的声功率级, 则传递损失可表示为

如果进出口管截面积相同的话, 其传递损失的表达式可以表示为

式中:pin、pout分别为输入端和输出端的声压级。

1.2 插入损失

插入损失是指系统安装消声器之前和之后, 在同一测点处得到的声功率级之差[2]。设La为安装消声器前某测点的声功率级, Lb为安装消声器后相同测点的声功率级, 则插入损失可表示为

式中:pa、pb分别为安装消声器前后同一测点的声压级。

由插入损失的定义可以得出, 插入损失不仅与消声器的结构有关, 还与声源的阻抗特性有关, 而传递损失只与消声器的结构有关, 然而二者具有关联性, 在关注的频段内传递损失比较高, 插入损失也会较高。因此在进行研发时一般用传递损失来评价消声器的声学特性。

2 消声器研发流程

消声器研发时既要保证其具有良好的声学性能又要保证空气动力性能。确保在取得较好的消声效果的同时, 减小发动机的功率损失。传统的工程机械消声器研发一般依赖于工程师的经验, 理论依据较少、研发周期长且传承性较差, 近年来随着CAE和CFD技术的兴起, 工程机械排气消声器开始采用人工经验与计算机仿真相结合的方式进行研发, 这样既可以有效利用老工程师的经验, 又可以做到有理有据, 使得开发过程周期短效果佳且传承性较好。

利用声学CAE及计算流体力学CFD软件进行研发时大致遵循以下流程: (1) 测试发动机排气频谱, 确定消声频率; (2) 制定改进目标; (3) 根据管道声学知识及排气频谱, 初步完成改进结构设计; (4) 利用声学CAE软件对原装消声器结构与经优化设计后结构进行模拟仿真, 并比较关注频率内的传递损失, 如不满足声学性能要求则重新设计结构直至满足; (5) 满足声学性能后, 利用CFD软件对选定的结构方案进行排气背压模拟, 如与原消声器背压相当则认为满足设计要求, 否则重新设计直至满足空气动力性能要求; (6) 对既满足声学性能又满足空气动力性能的方案出图加工并装机试验测试验证分析的正确性。

如图1所示为某款工程机械产品用消声器。使用过程中发现其低频消声效果较差, 需要进行整改。首先对发动机进行了排气频谱测试, 测试时发动机转速为2 200RPM, 传声器位置为与管口直线呈45°, 距离为1m处, 测试后得到的排气频谱如图2所示。从排气频谱中可以看出其主要的排气噪声集中在100~300Hz。原装消声器的传递损失仿真曲线如图3所示, 其在100~300Hz的平均传递损失只有6d B, 消声效果较差。结合管道声学理论和实际经验将其改为如图4所示结构, 利用声学CAE软件仿真可得其传递损失曲线为如图5所示。可见改进后在100~300Hz低频段的声学性能得到了交大的改善。声学性能满足后, 利用CFD软件对其排气背压进行计算器改进前和改进后的值分别为4 064Pa和4 906Pa, 对于排气损失的贡献相当, 满足空气动力性的要求。因此, 此次研发流程结束。

3 消声原件

消声器研发时应熟悉消声原件的声学和空气动力性能。消声原件主要包括扩张腔、穿孔管、插入管等。

1) 扩张腔其结构如图6所示, 且及传递损失可按下式进行计算

式中:m为扩张比即进气管和腔体的横截面积比;c为消声器所处环境条件下的声速;f为消声频率;l为扩张腔长度。由公式可看出扩张腔具有明显的通过频率, 即对于某些频率无消声效果。因此, 一般不单独使用以避免产生通过频率。

2) 穿孔管穿孔管的结构如图7所示, 其消声特性与扩张腔一致, 但是由于小孔与腔体形成共振结构, 可对某一频率有很好的消声效果, 且由于进口管与出口管通过穿孔部分相连能很好地降低排气背压。共振频率的计算公式

式中: 为传导率;V为腔体体积d为小孔直径;t为穿孔处板料厚度。

3) 插入管插入管的结构如图8所示, 由于有一部分管道插入到腔体中, 形成共振结构, 因此能够在很宽的频率范围内改善其声学性能, 并能够抑制通过频率的产生, 通过调节插入管进入腔体的长度可以调节其声学性能提高的频率范围, 对于工程机械中常见的低频噪声一般采用此种结构来消除。其传递损失可按下式进行计算。b为插入管在腔体内的长度

除此之外, 工程机械消声器设计时经常在进口和出口处采用如图9所示的穿孔结构, 这是由于工程机械排气量较大, 利用此结构可以有效降低空气中的速度脉动, 从而减少气流再生噪声。采用此结构时为了减小排气背压, 一般其穿孔率为30%以上。

消声器研发时应根据所确定的消声频率以及各消声元件的特点进行组合使用。

4 消声器设计注意事项

由于工程机械自身的特点, 因此在消声器研发时还需要注意以下事项。

1) 工程机械由于工作负荷大, 要求排气系统在满足声学要求的同时, 应尽量减小排气背压, 降低额外的功率损失。因此, 工程机械消声器设计时多采用两腔设计来增加动力性。

2) 排气温度会改变气体介质的密度以及声速, 从而对消声器的消声频率范围有较大的影响, 仿真计算时应充分考虑此方面的影响。

3) 对于排气噪声的低频噪声一般采用抗性结构来消除, 对于中高频噪声应采用吸声材料消除, 吸音材料在使用时应注意材质、容重以及包裹方式使得吸音材料能够可靠有效地消除中高频噪声。

摘要：介绍了工程机械排气系统声学和空气动力性能方面的评价指标及计算方法, 结合某款工程机械排气消声器的开发过程, 总结出了高性能消声器利用CAE手段研发的流程。介绍了消声器研发时基本消声元件的特性, 并结合笔者实际工作中的经验给出了消声器开发过程中的注意事项。对于NVH工程师降低工程机械排气噪声具有很好的理论和指导意义。

关键词：工程机械,发动机,消声器,排气噪声

参考文献

[1]何琳, 朱海潮, 邱小军, 等.声学理论与工程应用[M].北京:科学出版社, 2006.