★ 消声器长径比设计：

当消声器容积保持不变时，只改变其内径与长度，L/D越小，空腔越扁，截面积的扩张与m越大，最大衰减量越随之增大，但消声频率范围变得很窄。

经验推荐：3

★ 消声器容积的初步设计

通常讲，消声器容积越大，消声效果越好。排气噪声的大小很大程度上取决于消声器容积。要达到理想的消声效果，消声器容积至少要是发动机气缸体积的10~20倍，前置消声器容积达到发动机气缸体技的2倍以上。（消声器容积=前消容积+后消容积）

★ 消声器容积推荐公式：

3排气系统的噪声源：◆空气动力噪声：

（1）这股气流是稳定的

（2）空气动力噪声取决于排气管道的直径，排气系统的结构

（3）低转速时是主要成分

◆冲击噪声

（1）排气管道中不稳定的气流会对管道产生冲击噪声。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。

（2）在管道截面积突然变化的时候，也会产生冲击噪声。

◆ 薄板的辐射噪声

声源：（1）机械振动

（2）稳定的空气气流。这种稳定的气流会对薄板结构施加稳定的脉动力。

（3）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。

原因：（1）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。

（2）辐射噪声的频率与薄板结构振动的频率是一致的。

方法：（1）减少激励

（2）改变结构的特征，如质量、刚度和阻尼等。

4气流对消声效果的影响▲ 气体速度对消声器消声效果有很大影响，因此在消声器结构设计时必须保证局部气流速度在36-50m/s,这样可以有效地降低再生噪声。

▲ 设计原则：消声器中流动的气体和静态的气体都是声波的载体，应当尽量分离气体通道与消声通道；在消声通道中，应根据频率尽可能多地设计“声陷阱”，而气流通道则应尽可能的通畅。

▲ 一般情况下，载体体积设计为气缸总排量的2-3倍，进气管上开孔的总面积为进气管截面积的1.5倍左右。当超过1.5倍时不会造成明显的气流损失，对压降影响较小。

5温度对排气消声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着排气管的位置而变化的。在排气多支管处，排气温度可以达到700℃，甚至更高，可是在尾管处的温度降低到300℃。由于声速与温度有着很大的关系，因此声波的频率和波长也都会随着温度而改变。所以即使是要消除同一频率的噪声，消声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：

声波的长波为：

6扩张比对传递损失的影响首先固定扩张器的长度L,来观察扩张比对传递损失的影响。假设L=30cm,下图给出了传递损失随着m值变化的曲线。（在排气系统中，增加扩张器的截面积往往受到安装空间的限制，而减小管道的截面积却会影响到气流流通。当截面积过小时，如果气流的速度太快，则会引起管道壁上很高的摩擦噪声。在选择进气管道时，又是会用到扩张管道，这种管道既可以减小进口的截面积以便增加传递损失，同时也不至于使气流受阻太大以便减小功率损失）。

图为扩张比对传递损失的影响

扩张消音器的传递损失为：

式中，m=S2/S1,成为扩张比。对圆管道来说，m=D2/d2.D和d分别是扩张腔的直径和管道的直径。从上式可知，扩张消声器的传递损失取决于扩张比和扩张腔室的长度，同时也是波长（或者频率）的函数。下面来分析扩张比和扩张室长度传递损失的影响。

通过固定扩张比m,来观察扩张器长度L对传递损失的影响。下图表示当扩张比m=10时，不同长度下（15cm,20cm和30cm）的传递损失。

图为扩张器长度对传递损失的影响

公式和图中表明，当扩张器的长度变化时，传递损失的幅值不便，但是其最大值和最小值对应的频率却变了。从公式知道， 的最大值是1，所以传递损失的最大值只是扩张比的函数。当扩张比固定了，传递损失的最大值也就固定了。公式表明当扩张器的长度增加时，最大值的中心频率是减小的。图中也表明了这种趋势。图海表明当长度增加时，传递损失的带宽却减小。

7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：

1）内装式赫尔姆兹消音器，如图1。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。

2）三管迷路赫尔姆兹消声器，如图2。三管迷路赫尔姆兹消音器中的共振腔是图中右边的空腔。在空腔的左边安装着一个小管，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2，三管迷路赫尔姆兹消音器

3）同心赫尔姆兹消音器，如图3。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器的共振腔，细管为连接管道，其长度为细管与粗管公共的长度。图3，同心赫尔姆兹消音器

4）旁支赫尔姆兹消音器，如图4。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，截面积和共振腔提及如图所示。

图4，旁支赫尔姆兹消声器

8三管迷路消音器三管迷路时消音器内常用的结构。如图5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5，三管迷路消音器

9四分之一波长管由于安装空间的限制，在排气系统很少见到象进气系统那样的四分之一波长管。排气系统中四分之一波长管通常与管道结合在一起。常见的结构有以下几种：

★ 在主管道外套一个罐子，在主管上开一个口，如图6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。

图6，排气系统中四分之一波长管

★ 图7是另外一种四分之一波长管。其机构与前面一种类似。不同的是在主管上看很多小孔。

图7，排气系统中四分之一波长管

★ 图8种有两个四分之一波长管。在主管道与扩大腔室之间安装着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8，排气系统中四分之一波长管

10穿孔消音器图9表示一个穿孔消音器，他的传递损失与频率与穿孔的直径和面积有关。如果管壁上的直径分厂小，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9，穿孔消音器

11复合消音器排气系统中的消音器通常非常复杂，在各种各样的消音器安装在一个壳体内。图10为一个复合消音器。这个消音器由三部分组成：赫尔姆兹消音器，三管迷路消音器，框型罐加上吸声材料。

赫尔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，频率作用范围一般在：100-500Hz

框型罐加上吸声材料用于高频消音，频率作用范围一般在：500Hz以上

图10，复合消音器

12尾管噪声分析尾管噪声的组成：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，就好像在尾管处有一个活塞在运动。

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分来。

当管中气体流速大时，摩擦噪声起主导作用。管道直径约达，流速就越低，因此摩擦噪声越小。

尾管长度与调节频率的关系：

13尾管和中间管的声学分析

★尾管的声学分析

消音器与尾管由于截面积不同，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。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。

驻波的频率只取决于声波的速度和尾管的长度，由于声速是确定的，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。

★ 中间管道的声学分析

下图为一个中间管。中间管的两边是消声器，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400度，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，这个震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。

※ 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

对于尾管来说：马赫数<0.25

14声压级的合成与分解

▲ 两个声压级的合成：是原较大的声压级加一个增值，如下表：（dB）

▲ 两个声压级的分解：如一只总噪声与本底噪声的声压级，求被测噪声的声压级，则被测噪声的声压级等于总噪声声压级减去一个修正值，如下表：（dB）

在总声压级超过本底声压级10dB时，可以不考虑本底噪声的影响。

15设计研发过程-声学消音特性

● 声学性能评价：传递损失、插入损失、声压级差值、声压级、插入损失与传递损失的比较。传递损失只取决于消声元件的结构、介质的阻抗率和截面面积；而插入损失取决于产地损失及消声器在排气系统中的位置。传递损失一般用于评价耽搁消声器，而插入损失则是用于评价真个消声系统，因此插入损失比较容易描述一个系统的消声性能。

● 消声部件的空气动力性能指标：局部压力损失、沿程压力损失

● 消声器气流流通面积的确定

速度：高温气流在消声系统中流动，气流可以改变声波在消声器内部的传播规律；同时气流可以产生再生噪声（高速气流撞击消声器部件，取决于速度的大小）一般将插入管气流的速度u=60~90m/s，消声器内部的气流速度应控制在40~60m/s的范围内。

进气管内部直径d1的确定：由内燃机的排量，合适的气流速度，确定流通面积和直径d1。内燃机的排量：实测、理论计算

内部各流通面积的确定：气流的流体截面积前部应该大一些，后面的截面积小一些，流速控制在40~60m/s

● 消声器有效容积的确定

与内燃机的排量、气缸数、冲程数、压缩比、是否增压和消声量的要求来确定。

●消声器外形尺寸的确定（长度和内径）

由消声量确定膨胀比，再由膨胀比确定消声器的内径D，由一些统计的L/D数据，确定长度L

●消声器腔数的确定

腔数越多：高频的消声效果好，低频的消声效果差；制造复杂。一般应该根据消声特性和消声量来选择经验

要求消声量大于10db时，腔数：2~3

要求消声量大于15db时，腔数3~4

要求消声量大于20db时，腔数大于4

●消声器各腔长度的确定

第一腔的容积不应小于内燃机排量的1~3倍（主要消除内燃机燃烧过程和进、排气开闭时所产生的冲击噪声，与热燃机标定功率转速、气缸数、冲程数等有关。）其余L2=L1/2，L3=L2/2

这样安排各腔长度的消声器具有消除低、中、高频噪声的全频消声器。

●各腔连接方式的确定

用小孔后者插入管相连。

●空腔内吸声材料的应用

增加高频的吸声效果

●穿孔率的定义为：穿孔面积和管壁表面积的比值。穿孔管的计算公式为：

通过模拟计算对比得知：对频率低于800Hz的声波，改变穿孔率对传递损失的影响不大，不同穿孔率的三条曲线基本吻合；在800Hz~1200Hz频率间，传递损失曲线随着穿孔率的增加而增加。所以，对于不同频率范围的声波，穿孔率的影响不同，声波相互之间的干涉比较复杂，不是单一的线性关系。应当针对于瑶衰减的声波频率选取适当的穿孔率。

●针对消声器的性能评价指标，相应的CAE模拟仿真应用如下：

利用CFD技术，模拟高温气流在消声器内的流动情况，可计算出压力损失，直接反映消声器的功率损耗情况。

气流对消声性能影响表现在两方面：一是气流的存在会引起声传播和声衰减规律的变化；二是气流可以产生再生噪声。气流改变了声波传播规律，主要反映在运动介质可以改变声波的波长方面。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。因此，设计消声器时应充分利用气流与声波流的逆向作用，提高消声效果。