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第五章 排气系统的噪声与振动分析

第五章 排气系统的噪声与振动分析

第一节 排气系统概述

1．排气系统的结构与种类
排气系统一般是指与从发动机排气多支管到排气尾管各个部件组合。图5.1为一个V型发动机的排气系统图。排气系统包括：Y型管、催化器、柔性管、前置消音器、后置消音器、中间连接管、尾管、挂钩、挂钩隔振器等部件。

图5.1 排气系统的组成

排气系统的一端通过排气多支管与发动机相连，而另一端是通过挂钩与车体相连。图5.2表示排气系统与发动机与车体的连接示意图。排气系统可以按照温度高低分成热端与冷端，如图5.2所示。离发动机近的部分叫著热端，一般包括排气多支管、催化器等。当气体离发动机越远，温度就越低。冷端包括前置消音器、后置消音器、中间管道和尾管等。一般情况下，柔性连接管是热端和冷端的分界点，但是也有例外，如有些结构的柔性管安装在Y型管上或者有的结构中没有柔性管。

图5.2 排气系统与发动机与车体的连接图

Y型管是针对V型发动机的。对4四缸发动机来说，一般来说没有Y型管。对于发动机是东-西方向放置的，一般都会有柔性管或者是球型连接器，因为发动机曲轴的转动方向与排气系统垂直，从而引起很大的弯曲与扭转振动。而对于南-北方向放置的发动机来说，一般没有柔性管，因为发动机曲轴的转动方向与排气系统平行，只引起扭转振动而没有弯曲振动。一般来说，弯曲振动通过挂钩传到车体上的力比扭转振动传递的力要大些。

排气系统的类型有下面几种：单入口单出口(图5.3(A))，单入口双出口(图5.3(B))，双入口单出口(图5.3(C))，双入口双出口(图5.3(D))和两个独立的排气系统(图5.3(E))。单入口用在四缸发动机上，双入口用在V型发动机上。单出口和双出口在四缸发动机和V型发动机上都有应用。独立系统是用在V型发动机上。
5(E)
5(D)
5(C)
5(A)

图5.3 排气管的种类

2．排气系统的功能
空气与燃油在发动机内燃烧后，废气要排入到大气中。由於燃烧不彻底，这些废气中含有氮氧化合物、一氧化碳等有害物质。这些有害物质必须经过处理后才能排放到大气中，否则就会造成空气污染。排气系统主要有两大功能：
1) 废气处理。排气系统中都安装有催化器，有的系统中安装有多个催化器。当发动机排出的废气经过催化器时，废气在催化器内发生化学反应，将废气转换为无害气体，然后经过管道排入到大气。催化器一般要尽可能地离发动机近些，这样温度高，有利于化学反应。
2) 降低噪声。发动机燃烧时发出巨大的噪声，气体和声波在管道中摩擦也会产生噪声。排气系统中通常安装两个消音器：前置消音器和后置消音器。前置消音器基本上是抗性消音器，主要是针对一些特定的频率。后置消音器可以是抗性消音器也可以是复合消音器，它用来消除较宽频带的噪声。

3．排气系统设计要考虑的问题
与进气系统一样，当一个排气系统安装到发动机上时，排气口处的背压增高，排气系统就要消耗一部分发动机的功率。如果排气管道的截面积越大，或者气体流通越顺畅，功率损失就越小。可是降低噪声则需要管道截面积小，而且气体流动受到的阻力越大越好。於是降低噪声与减少功率损失是一对矛盾。在设计时就必须考虑这对矛盾体。除此之外，设计排气系统时还必须考虑到排气污染、排气系统传递到车体的振动、可靠性等等。图5.3列出了排气系统设计时要考虑的问题。

图5.4 排气系统设计时要考虑的问题

在设计排气系统时还要考虑成本、重量、安装空间、制造安装维修等问题。本书只讲述噪声与振动问题，其他性能指标可以参考有关文献。但是由於功率损失与进气口噪声与排气尾管噪声紧密相关，所以本章还将介绍管道中的背压与功率损失问题。

第二节 排气系统的噪声源

图5.5表示了排气系统的噪声源。噪声源包括空气动力噪声、冲击噪声、辐射噪声和气流摩擦噪声。

图5.5 排气系统的噪声源

1． 空气动力噪声
发动机在运动的时候产生声音。这个声音在排气管道中传播而形成空气动力噪声。在管道中的这股气流是稳定的。空气动力噪声取决于排气管道的直径。在一定的气流量时，直径越大，空气动力噪声就越稳定。空气动力噪声的大小取决于排气系统的结构。在排气系统中，纯粹的声学设计就是针对这类噪声的。

2． 冲击噪声
排气管道中不稳定的气流会对管道产生冲击，从而形成冲击噪声。比如，排气多支管弯曲段的弧度太小，发动机出来的气流会对它产生强烈的冲击，从而发出“砰、砰”的冲击噪声。在管道截面积突然变化的时候，也会产生冲击噪声。加大管道的过渡圆弧和渐进地改变结构的变截面积是减小冲击噪声的途径。

3．辐射噪声
当一个振动体与流体接触的时候，就会推动流体运动而产生声音。麦克风传声就是这样。排气系统的管道和消音元件被机械振动激励或者受内部流体压力波动引起振动，这些被激励的结构对外将声音辐射出去，形成了辐射噪声。在排气系统中，辐射噪声源来自三方面：
第一是机械振动。发动机会带动整个排气系统振动，车体的振动也会通过挂钩传递给排气系统。排气系统中有很多薄板，如消音器的外壳、催化器的外壳、管道的外壳等等。一旦这些薄板被激起振动，就会对外辐射噪声。
第二是稳定的空气气流。这种稳定的气流会对薄板结构施加稳定脉动力，从而激起板的振动，并辐射噪声。
第三种是不稳定气流。当管道中的气流速度非常高的时候，在管壁附近就会形成紊流。这股紊流不断冲击薄板产生辐射噪声。

辐射噪声的大小取决于这些板结构的几何尺寸、结构形状、刚度等。辐射噪声的频率与薄板结构振动的频率是一致的。消音元件辐射的声音频率一般比较低，而管道辐射的频率一般比较高，因为管道的刚度比消音元件的刚度高。解决辐射噪声的途径有两个：一是减少流体声波的扰动，二是改变结构的特征，如质量、刚度和阻尼等。

4． 气流摩擦噪声
当管道中气体流动速度非常高的时候，流体与管壁之间产生摩擦，一方面形成紊流，扰动板振动并产生辐射噪声，另一方面当气流传到尾管时对外发出巨大的噪声，这就是气流摩擦噪声。降低摩擦噪声的办法有：减小气体的流动速度，增加管道的截面积，使得管壁尽可能地光滑，避免管道中的突然转弯，在排气管口避免障碍物体，使用吸声材料。

第三节 排气系统消音器的设计

排气系统中使用的消音器有三种：抗性消音器、阻性消音器、主动或者半主动消音器。有关主动与半主动消音器的问题将在“汽车主动与半主动噪声与振动控制”一章中介绍。抗性消音器是将能量反射回到声源，从而抑制声音。阻性消音器是声能被吸声材料的吸收并转化成热能，从而达到消音目的。发动机有两种噪声：纯音和混杂音。纯音是窄频带的，所以用抗性消音器，主要是反射声。混杂音是宽频带的，所以用阻性消音器，主要是吸声。

与进气系统使用的消音元件一样，排气系统也使用扩张消音器、赫尔姆兹消音器、四分之一波长管等等。

1．温度对排气消音器的影响
排气系统与进气系统有一个很大差别是排气系统的温度高而且温度是随著排气管的位置而变化的。在排气多支管处，排气温度达可以达到7000C
甚至更高，可是在尾管处的温度降低到3000C。由於声速与温度有著很大的关系，因此声波的频率和波长也都会随著温度而改变。所以即使是要消除同一频率的噪声，消音器安装在不同的位置，其结构也要改变。

声速与温度的关系为：
(5.1)
声波的波长为：
(5.2)

对某个频率的声波来说，波长是随著温度的增加而增加的。我们以扩张消音器为例子来说明这种变化。扩张消音的传递损失为：

(5.3)

这个公式表明传递损失也是随著温度变化而变化的。图5.6给出了两个温度(200C和2000C)下的传递损失曲线。对长度一定的消音器来说，温度增加就意味著(或者说是相当于)消音器的长度变短。这样消音器在低频的降噪效果就降低。

图5.6 两个温度(200C和2000C)下的传递损失曲线

2．赫尔姆兹消音器的分类
由於排气系统安装空间的限制，在排气系统中，很少见到图12.23和图12.50那样看上去明显的赫尔姆兹消音器。排气系统的赫尔姆兹消音器通常是设计在一个大壳体内被“隐藏”起来，常见种类有：
内装式赫尔姆兹消音器，如图5.7
三管迷路赫尔姆兹消音器，如图5.8
同心赫尔姆兹消音器，如图5.9
旁支赫尔姆兹消音器，如图5.10

在内装消音器中，有两个腔室，进入管直接通向右边空腔，构成了赫尔姆兹消音器。在这个赫尔姆兹消音器中，容积为右边空腔容积，管道的直径是进入管的直径，长度为最右端小孔到进入管末端的距离。

图5.7 内装式赫尔姆兹消音器

三管迷路赫尔姆兹消音器中的共振腔是图5.8中右边的空腔。在空腔的左边安装著一个小管，其直径和长度如图中所示。同时气流在三个管子上的小孔流通，也起到消除中频噪声的效果。

图5.8 三管迷路赫尔姆兹消音器

在同心消音器中，一个空腔内插入一根细管和一根粗管，细管套在粗管之中。气流从细管进入，通过粗管流出。空腔就是赫尔姆兹消音的共振腔，细管为连接管道，其长度为细管与粗管公共的长度。

图5.9 同心赫尔姆兹消音器

旁支赫尔姆兹消音器是在出气管上安装一个管道与消音器内的一个密封腔相连接。其长度，截面积和共振腔体积如图5.10所示。

图5.10 旁支赫尔姆兹消音器

3． 三管迷路消音器
三管迷路是消音器内常用的结构。如图5.11所示，气流从最上面的管道流出，经过下面的管道，最后从中间管道流出。在这三个管道上，有很多小孔。气流除了在三个管道中流动外，还从这些小孔流出。气流在三个管道的小孔上不断交换，一部分声能被抑制住，从而达到消音的目的。三管迷路消音器主要是消除中频声音。消音的效果和频率主要取决于小孔占管道表面积的比例和形状。

图5.11 三管迷路消音器

4．四分之一波长管
由於安装空间的限制，在排气系统很少见到象进气系统中那样的四分之一波长管，如图12.53。排气系统中四分之一波长管通常与管道结合在一起。常见的结构有下面几种：
A. 在主管道外套一个管子，在主管上开一个口，如图5.12所示。外管与内管之间就形成了一个共振腔。这个小孔和套管就组成了一个四分之一波长管。
B. 图5.13是另外一种四分之一波长管。其结构与前面一种类似。不同的是在主管上看很多小孔。
C. 图5.14中有两个四分之一波长管。在主管道与扩大腔室之间安装著迷宫一样的几个管套，形成两个独立的气流走道，从而形成两个四分之一波长管。

图5.12 排气系统中四分之一波长管 A

图5.13 排气系统中四分之一波长管 B

图5.14 排气系统中四分之一波长管 C

5．穿孔消音器
图5.15表示一个穿孔消音器，它的传递损失与频率与穿孔的直径和面积有关。如果管壁上的直径非常小，那么穿孔消音器就相当于一个赫尔姆兹消音器。这些小孔就是赫尔姆兹消音器中的连接管。如果小孔的面积太大，其功能就是一个扩张消音器。

图5.15 穿孔消音器

6． 阻性消音器
消音器里面安放了多孔吸声材料(如纤纬材料等)，当声波通过这些材料时，声能量被纤纬材料吸收而转变成热能。阻性消音器主要是吸收高频噪声而且频带较宽。吸声材料绝大多数是安放在消音器里面。图5.16为在扩张管壁上安放吸声材料。假设进口管和出口管的截面积相等，为S1，扩张室的截面积为S2。在进气管中存在入射波和反射波，其声压分别为：
(5.4)
(5.5)
式中，和分别为入射波和反射波声压幅值。

图5.16 扩张消音器及吸声材料

中间管中也存在著入射波和反射波，其声压分别为：
(5.6)
(5.7)
式中和为反射波和入射波声压幅值，是吸声系数。

出气管中只存在透射波，为：
(5.8)
式中，为透射波声压幅值。

在进气管与扩张管交界的地方，即x=0处，两边的压力相等，即：
(5.9)
体积速度相等，即
(5.10)

将进气管和扩张管在x=0处的压力和速度，以及压力与速度的关系代入到公式(5.9)和(5.10)中，得到：
(5.11)
(5.12)
式中，是扩张室管进(出)气管扩张比。

同样在扩张室和出气管处，即x=L处，压力和速度存在著下列关系：
(5.13)
(5.14)
将压力、速度以及压力与速度的关系代入到上面两个式子中，得到：
(5.15)
(5.16)

通过解公式(5.11)，(5.12)，(5.15)和(5.16)，就可以得到这个扩张消音器的传递功率系数。当，实际上只要当时，功率传递系数为：
(5.17)

相应的传递损失为：
(5.18)

当，实际上只要当时，功率传递系数为：
(5.19)

相应的传递损失为：
(5.20)

消音器高频吸声取决于材料的特性，如材料的结构、材料中的空洞直径、材料的密度等等。

图5.17表示两种材料的吸声系数。basalt的吸声吸收比stainless steel高得多。图5.18表示材料密度与吸声系数的关系。材料的密度越高，吸收系数就越大，但是随著材料密度提高到一定程度，再增加密度，吸收系数的增加就不太明显了。反而当密度太高时，吸声材料变得跟固体一样。当材料的密度非常大的时候，材料就变成了固体，其吸声系数就大大下降。这张图还说明basalt的吸声吸收比OC玻璃纤维要高。如果材料的密度相同，那么纤纬材料的直径越小，吸声系数越高。

图5.17 材料的吸声系数

图5.18 材料的密度与吸声系数

从这两张图还可以看到，在低频的时候，吸声材料的吸声系数很低。在高频的时候，吸声材料才起作用。在低频时，就必须使用抗性消音器，而消音效果取决于消音容积的大小。

7．复合消音器
排气系统中的消音器通常非常复杂，是各种各样的消音器安装在一个壳体内。图5.19为一个复合消音器。这个消音器由三部分组成：赫耳姆兹消音器，三管迷路消音器，框型罐加上吸声材料。
赫耳姆兹消音器用于低频消音，频率作用范围一般为：40-200Hz
三管迷路消音器用于中频消音，频率作用范围一般为：100-500Hz
框型罐加上吸声材料用于高频消音。频率作用范围一般为：500Hz以上。

图5.19 复合消音器

第四节 尾管噪声分析

1．尾管噪声的组成：
尾管噪声是一种脉动噪声。声音是以平面波在管道中传播，当到达尾管时，气流就产生脉动噪声，就好象在尾管处有一个活塞在运动。如图5.20所示。

图5.20 尾管的脉动噪声

尾管噪声由两部分噪声组成：空气动力噪声和气流摩擦噪声。稳定的气流在尾管处发出动力噪声，而不稳定的气流则产生摩擦噪声。在尾管噪声中，这两种噪声所占成分取决于气流流量的大小和速度。流量小和速度低时，空气动力噪声占主要成分；而流量大和速度快时，摩擦噪声占主要成分。但实际测量是很难将这两种噪声区分开来。用计算的方法可以将这两种噪声区分开来。图5.21表示一个排气系统的尾管噪声的计算图。一条曲线表示整个尾管噪声，包括空气动力噪声和气流摩擦噪声，另一条曲线表示只有空气动力噪声。在2500rpm以下，尾管噪声完全由空气动力噪声决定。随著速度的增加，摩擦噪声也慢慢增加。在4200rpm时，尾管噪声比空气动力噪声高3dB，这表明摩擦噪声的量级与空气动力噪声的量级相当。在4500rpm时，这个差值达到5dB，摩擦噪声开始占主要成分。到了6000rpm时，尾管噪声比空气动力噪声高出15dB，这表明摩擦噪声远远高出空气动力噪声，尾管噪声完全由摩擦噪声决定。

图5.21 尾管噪声的组成

2．管道截面积对尾管噪声的影响
管道中的流量，，取决于管道的截面积A和流速，表达为下式：
(5.21)
对于园管来说，流体速度为：
(5.22)

流体速度与流量成正比而与管道直径的平方成反比。如果流量一定的，直径越大，速度越慢。图5.22表示一个排气系统中管道直径与尾管噪声的关系。在2700rpm以下时，直径越大，尾管噪声越高。因为在低转速时，摩擦噪声对尾管噪声几乎没有影响。尾管噪声完全是由空气动力噪声决定。而空气动力噪声的大小和消音设备与管道截面积之比(扩张比)直接相关。如从第十二章的公式(3.19)和图3.2知道，扩张比越大，消音设备的传递损失也越大，因此尾管噪声也越小。可是当发动机转速提高到2700rpm以上时，管道中的流量迅速增加，流速也快速增加。这时摩擦噪声起主导作用。管道直径越大，流速就越低，因此摩擦噪声越小。

图5.22 管道直径与尾管噪声的关系

3．单排气管与双排气管
排气系统有单排气系统和双排气系统之分(图5.3)。假设这两个系统的消音器的结构一样，前置消音器的容积一样，每个后置消音器的容积一样。不同的是双排气系统从前置消音器之后比单排气系统多了一个分支，即增加了一个排气通道和一个后置消音器。这样气流可以从两个分支流通，因此尾管的摩擦噪声会大大降低。

图5.23表示一个四缸发动机单排气系统与双排气系统尾管噪声的计算比较图。当发动机转速高于2500rpm时，双排气系统的尾管噪声比单排气系统低2到7分贝。采用双排气系统对减小尾管噪声是有利的，但是这会使得成本增加，还会受到安装空间的限制。

图5.23 单排气系统与双排气系统尾管噪声的计算比较图。

图5.24为一个四缸发动机单排气系统(a)与双排气系统(b)尾管噪声测量图。图上的噪声由两部分组成，一是空气动力噪声，它与发动机的转速有关系，2阶和四阶噪声占主要成分。另一部分是气流摩擦噪声，它是杂乱无章的，与发动机转速没有直接关系，而且随著转速的增加而加大。从图5.24(b)看，对双排气系统。转速只有到了5000rpm时，才出现明显的摩擦噪声。而从图5.24(a)来看，当发动机转速到达3000rpm时就出现明显的摩擦噪声，从4000rpm开始，摩擦噪声慢慢地掩盖了空气动力噪声。

图5.24 单排气系统(a)与双排气系统(b)尾管噪声的测量比较图。

第五节 尾管和中间管的声学分析

1．尾管的声学分析
消音器与尾管由於截面积不同，因此在交界处声阻抗不匹配，另外排气口通往大气，阻抗也不匹配，因此就在管道中就存在入射波和反射波，这样就有驻波存在。

当消音器的容积足够大，消音器与尾管的交界面可以近似地处理为开口管端，这样尾管就可以看成具有一个“开口-开口”的边界条件，因此其驻波的频率可以用第十二章中的公式(12.30)来计算。驻波的频率只取决于声波的速度和尾管的长度，由於声速是确定的，因此只要改变尾管的长度就可以调节尾管的辐射噪声的频率。通常在设计完排气系统后，经过测量发现某个频率成分的噪声过大，这时往往通过调节尾管的长度来抑制这个频率分量的噪声。

2．中间管道的声学分析
图5.25为一个中间管。中间管的两边是消音器，假设消音器足够大的话，也可以认为中间管的两边是处在“开口-开口”边界条件。这样这个管的共振频率也可以用公式(12.30)来计算。如果管道太长，管道中声的模态很容易与管道的结构模态产生共振。例如，管道的长度L=2米，温度为400C，那么驻波的频率为：

这样的低频率很容易把结构本身的固有频率激励起来。一旦结构的模态被激励起来，这个振动就会通过挂钩传递到车体。所以为了防止驻波激励，中间管应该避免长管道。

图5.25 中间管道与驻波

中间管和尾管的截面积不能太小，否则会引起气流摩擦噪声。为了控制气流速度太快而引起的摩擦噪声，气流的速度要控制在一定范围内：
对中间管来说：马赫数<0.35
对於尾管来说：马赫数<0.25

第六节 V型发动机的多支管和Y管与声音质量

图5.26表示一个六缸发动机排气多支管和Y管。在发动机的一边，三个排气分管分别与三个汽缸相连接，三个分管的另外一端交汇在一起与一个长管相连。发动机的另一边的情况也一样。发动机两边的两个长管再汇交在一起，形成一个Y字形状。这个形状的两个管子叫著Y管。

图5.26 排气多支管和Y管

在进气系统中，进气多支管影响到进气口的声音质量。同样，排气多支管也影响到排气尾管的声音质量。排气多支管的结构与进气多支管类似，也分成三类：等长度分管；中心连接；尾端连接。但是进气多支管的温度低，材料多半是塑料，而排气多支管温度高，材料是钢或者铸铁。排气多支管对声音质量的影响与进气多支管一样，这里就不再讲述了。对V型发动机来说，除了排气多支管外，Y管对尾管噪声的声音质量影响更大。为了集中分析Y管的影响，这里假设排气多支管等长度分管。

图5.27 Y管与排气系统

图5.27表示一个只有管道而没有消音元件的排气系统。Y管的两个分支的长度分别是L1和L2。假设其中一支分支的长度为1米，即。这个Y管与一个六缸发动机的排气多支管相连接。对这两个分支长度不同的差值，我们来计算其尾管噪声。假设这两支分管的差值分别是：
L1 - L2 = 0， 即两支分管的长度相等
L1 - L2 = 20 cm
L1 - L2 = 40 cm
L1 - L2 = 60 cm
L1 - L2 = 80 cm
图5.28表示不同长度差值的发火阶次(第3阶)的噪声。两支分管长度相等的时候，声级最大，随著分管差值的增加，噪声级降低。也就是说，Y管两支分管越接近相等，其发火阶次的噪声就越大。其他发火阶次的谐频(如第6阶、第9阶等)的噪声级与第三阶噪声的趋势相同。

图5.29表示不同长度差值的1.5阶次的噪声。这张曲线的趋势与图5.28正好相反。当两支分管的长度差值最大的时候，即L1 - L2 = 80 cm时，噪声级最大。而两支分管的长度相等时，噪声级最小。随著两支分管长度差值减小，噪声级逐渐降低。当长度相等时，噪声最低。其他半阶(如2.5阶、3.5阶、4.5阶等)也有同样的趋势。

图5.28 一个六缸发动机第3阶尾管噪声

图5.29 一个六缸发动机第1.5阶尾管噪声

我们把图5.28和图5.29中分管长度相等和长度相差最大的曲线画在一起，如图5.30所示。当长度相等时，第3阶声级比第1.5阶要高出20dB左右，即发火阶次在整体噪声中占绝对份量。当长度相差非常大时，第3阶的声级与1.5阶的声级差不多，有时候1.5阶的声级甚至比第3阶还高。

图5.30 一个六缸发动机第3阶和第1.5阶尾管噪声的比较

在声音质量的设计中，对轿车来说，一般是尽可能地使得两个分支的长度相等。这样在尾管噪声中发火阶次及其谐频占绝对多数，半阶和其他整阶次的成分非常低，顾客喜欢这样的音质。这种声音让顾客感觉到舒适与和谐。可是在跑车类型的尾管噪声设计时，却是要使得半阶成分高，这样顾客开起来会感觉到汽车马力十足，声音刺激，快速奔驰时充满著激情。有关声音质量的问题将在第二十二章“汽车噪声与振动的评价”中做专门的论述。

第七节 排气系统的消音容积

排气系统的消音容积是指系统中所以消音设备容积之和。排气系统中常见的有两个消音器，一个放在前面的抗性消音器，叫著前置消音器；一个是放在后面的混合式消音器，叫著后置消音器。多数情况下，消音容积是指这两个消音容积之和，即：

消音容积 = 前置消音器的容积 + 后置消音器的容积

通常讲，消音容积越大，消音效果就越好。尾管噪声的大小很大程度上取决于消音容积。要达到理想的消音效果，消音容积至少要是发动机汽缸体积的10倍，即：
(5.23)

消音器越靠近发动机消音效果越好，但是通常在发动机附近由於受到空间的限制，很难安装消音器，所以消音器通常安装得比较靠后。通常还要求在后车轮轴线的前面的消音容积要达到发动机容积的两倍以上。

图5.31给出了消音容积与排气系统插入损失之间的关系。消音容积越大，插入损失也越大，消音效果越好。当然其背压也就越大，功率损失增加。但是当消音容积增加到一定的时候，其消音效果的增加慢慢趋缓。

图5.31 消音容积与排气系统插入损失之间的关系

近年来，由於顾客对排气噪声要求的提高，排气消音容积大幅度提高。1995和1996年，多数轿车的消音容积为发动机汽缸容积的7.5倍左右。到1999年和2000年，消音容积大大提高，大多数轿车的消音容积提高到发动机汽缸容积的10倍左右。

第八节 排气系统消音调节整体分析

在进行排气系统消音设计时，首先要考虑的因素有：
· 顾客需要怎么样的声音和政府法规
· 怎么达到顾客所需要的声音，需要用怎样的消音元件
· 怎样与排气系统的其他功能相互协调

具体的步骤为：
第一，搞清楚发动机的参数和振动与噪声特性。比如发动机的缸数，排气温度，排气阀的行程，汽缸的压力波，点火时间等等。汽缸数决定了噪声的阶次，汽缸压力和排气阀的行程决定了噪声的峰值。
第二，对V型发动机，选择恰当的Y管。因为Y管决定了半阶次的大小，对声音质量影响最大。
第三，确定消音容积。消音容积决定了整个系统的插入损失。
第四，确定消音器的数量和位置。一般来说，消音器的数量越多越好，这样可以减小中间管道的长度，从而减小驻波的影响。
第五，考虑功率损失。功率损失是排气系统设计的一个指标，在进行声学设计时，必须满足功率损失指标。
第六，调节消音器内部结构。这样可以改变其传递损失的频率分布，满足某些频率的要求。
第七，尾管长度的设计。

排气系统的尾管噪声取决与发动机的声源特性和排气系统的插入损失。在进行排气系统降噪时，通常是测量没有安装消音元件时尾管的噪声，然后将这个噪声与目标噪声值相比较而得到排气系统的插入损失。消音过程就是怎样达到这个插入损失的过程。排气系统的插入损失可以用第十二章中节中的公式(12.80)来计算。公式中的传递系数A’，B’，C’和D’是由排气系统中各个元件的传递系数决定。这些元件包括催化器、管道、抗性消音器、阻性消音器、尾管等。每个元件的传递损失和整个系统的插入损失都可以用四段网络法来分析。

这里我们以降低一个六缸发动机的排气尾管噪声为例来说明排气系统的消音调节过程。这是一辆中高档轿车，顾客需要安静而舒适的尾管噪声，因此Y管的两个分管长度设计得相等。图5.32表示发动机与一个排气管道相连的图形，这个排气系统只有管道，没有消音元件。图5.33为在测量的尾管噪声与噪声目标。

图5.32 发动机与直管

图5.33 直管的尾管噪声

这个尾管噪声中最主要成分是第3阶。除了在2500rpm到3500rpm范围内噪声主要贡献来自第六阶外，其他转速下，第3阶对总体噪声的贡献占绝对份量。第3阶噪声主要有两个峰值，一个在1500rpm，一个在5000rpm。第6阶有一个峰值，在3000rpm。这张噪声图还给出了设定的尾管噪声目标。这个目标的确定不仅对尾管噪声和通过噪声重要，而且对车内噪声也非常重要。这个目标针对汽车在全负荷(WOT，进气阀门全打开)的情况设定的。转速从1000rpm到6000rpm。在1000rpm时，目标噪声为82dB(A)，在6000rpm时，噪声为102dB(A)。在1000rpm到6000rpm之间，目标噪声是一条上升的直线。比较测量的噪声与目标噪声，这两者相差非常大，所以必须在排气管道上安装消音元件才能使现有的噪声降低到目标噪声以下。

图中的尾管噪声和目标噪声是随著转速而变化的，但是消音元件跟转速没有直接的关系，它的传递损失是频率的函数。但是发动机发火阶次和转速结合在一起就与频率发生了关系。对第三阶噪声来说，频率与转速的关系为：

频率=转速/20 (5.24)

这样我们就可以计算出各个频率下第3阶噪声值，并将之与目标噪声比较得出两者的差值来。表5.1列出了转速、频率、目标噪声值(针对第3阶)、第3阶噪声与目标噪声的差值。图5.34画出了这个差值。这个差值就是第3阶的插入损失。同样对第6阶的差值列在表5.2中，图5.35是第6阶的插入损失。第3阶两个峰值对应的频率为75赫兹和250赫兹，第6阶峰值对应的频率为300赫兹。

表5.1 第3阶测量噪声值与第3阶目标噪声的差值
rpm
Frequency(Hz)
目标噪声 (dB(A))
第3阶噪声
第3阶插入损失
1000
50
82
94
12
1500
75
84
109
25
2000
100
86
103
17
2500
125
88
101
13
3000
150
90
89
-1
3500
175
92
101
9
4000
200
94
103
9
4500
225
96
108
12
5000
250
98
114
16
5500
275
100
108
8
6000
300
102
105
3

表5.2 第6阶测量噪声值与第6阶目标噪声的差值
rpm
Frequency(Hz)
目标噪声 (dB(A))
第6阶噪声
第6阶插入损失
1000
100
82
76
-6
1500
150
84
80
-4
2000
200
86
84
-2
2500
250
88
90
2
3000
300
90
104
14
3500
350
92
96
4
4000
400
94
91
-3
4500
450
96
92
-4
5000
500
98
95
-3
5500
550
100
97
-3
6000
600
102
95
-7

图5.34 第3阶噪声插入损失

图5.35 第6阶噪声插入损失

这两个插入损失是我们设计消音器的目标。如果加入消音元件后，能实现图5.34和图5.35中的插入损失，那么排气系统就基本上能够达到整体的噪声目标。从图5.34知，第3阶插入损失两个峰值就在75赫兹和250赫兹。我们首先选择一个75赫兹的消音器安放在管道上。前面介绍过，消音元件的传递损失是固定的，而排气系统的插入损失是随著元件的安装位置而改变。因此在选择这个消音器的位置时要使得在75赫兹处的消音量最大。图5.36表示一个75赫兹的消音器安放在系统中。图5.37是加入消音器后的尾管噪声。加入了75赫兹消音后，1500rpm处的噪声降低到目标噪声以下，周围的噪声也随之下降。

图5.36 一个75赫兹的消音器加入到排气系统中

图5.37 加入75赫兹消音器后的尾管噪声

降低这个尾管噪声的第二个目标是第3阶在5000rpm时对应的250赫兹峰值。同样我们在排气系统中再加入一个消音器，如图5.38所示。图5.39显示在5000rpm的峰值降低到目标以下，周围转速的幅值也降低了一些。现在主要剩下是在3000rpm处的峰值了。

图5.38 加入了75赫兹和250赫兹后的排气系统

图5.39 加入了75赫兹和250赫兹后的尾管噪声

在3000rpm时噪声是由第6阶决定的，对应的频率是300赫兹，因此我们就在系统中安装一个相应的消音器，如图5.40所示。这时，在3000rpm处的峰值降低到目标曲线以下。在加入三个消音器后，尾管噪声就非常接近目标值了，如图5.41所示。现在的尾管噪声中还有几个小的峰值，如在4000rpm，还高出目标值约3dB。这些高出目标的噪声可以继续通过四分之一波长管，吸声材料等方法来降低。

图5.40 加入了75赫兹、250赫兹和300赫兹后的排气系统

图5.41 加入了75赫兹、250赫兹和300赫兹后的尾管噪声

在排气系统中，很少用到象图5.40中三个独立的消音器，通常是将几个消音元件做在一个消音器里面，比如图5.19中所讲的复合式消音器就是一种。

第九节 排气系统的背压分析

在分析发动机进气和排气系统的噪声时，总是涉及到功率损失。我们希望进气口和排气尾管的噪声越低越好，同时也希望进气和排气系统的功率损失越小越好。但是降低噪声就会使得功率损失增加，因此在降低噪声的同时，我们必须考虑到功率损失的问题。这是我们把功率损失作为一小节来论述的原因。

排气背压形成的原因是管道对气流的阻碍和气流之间的摩擦阻碍。气流来自发动机燃烧排气，而气流的阻碍是气流在管道中流动的时候会受到管道、消音器、催换器等结构的限制。图5.42表示一段排气系统，现在计算任意两点1和2之间的功率损失。

图5.42 排气系统中任意两点的参数

根据质量守恒，得到：
(5.25)
式中，是管道中的气体质量流速，分别是第1点和第2点的气体密度；分别是第1点和第2点的气流平均速度。

那么任何一点，i，的气流速度可以得到：
(5.26)

根据能量守恒，从第1点到第2点之间的能量损失为：
(5.27)
式中，分别是第1点和第2点的静压。
是单位体积内的能量损失。和可以理解为单位体积内的动能和势能。在排气系统中，管道内由於流体受阻而产生势能，在运动过程中转换成动能，运动的气体在排气系