新型分流气体对冲排气消声器气流特性仿真

气流速度是影响内燃机排气消声器综合性能的一项重要参数.基于分流气体对冲原理笔者提出一种降低内部气流速度的新型结构排气消声器,并使用计算流体动力学(CFD)的方法对其气流特性进行分析.首先建立了该新型消声器的仿真模型,然后对新型分流气体对冲排气消声器在设定入口流速下的流场进行了模拟,分析了其内部气体的流动特性和压力分布特性,并在自制的消声器试验台上进行了试验验证,同时对消声器的声学性能也进行了数值模拟.结果表明:新型分流气体对冲排气消声器能有效地降低其内部气流流速,进而降低再生噪声和排气背压,且其声学性能良好,充分证明了新型分流气体对冲排气消声器原理的正确性.     

基于CFD的半主动排气消声器消声性能研究

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.     

对冲孔对分流气体对冲消声单元压力损失的影响

笔者分析了对冲孔形状和位置对分流气体对冲消声单元压力损失及传递损失的影响.结果表明:对冲孔的形状为矩形,对冲孔中心距取平均时(最大极限中心距和最小极限中心距的平均值),消声单元压力损失最小,传递损失较大,即具有较好的综合性能.利用数值模拟法和实测法对新型消声单元的压力损失和传递损失进行了计算,并与某型单缸柴油机原装消声器进行了性能对比试验.结果表明:入口流速为30,m/s时,新型消声单元与原装消声器相比,压力损失减小15.3%,,平均插入损失增大3,d B,验证了新型消声单元原理的可行性,为该类消声单元设计理论研究及优化设计提供了参考.     

存在气流时消声器消声性能的试验研究

在自行设计建造的模拟试验台上,对排气消声器分有、无气流两种情况进行试验研究。无气流时,消声器消声量的计算结果与实测结果基本一致;有气流作用时,两者的差距明显增加。研究结果表明：消声器的消声量随气流速度的增大而减小,说明流速是影响消声器性能的重要因素。这对消声器的设计和研究有一定的指导意义。     

排气消声器消声性能仿真分析

本文利用GT-POWER软件对一款摩托车排气消声器的插入损失进行了数值模拟。通过分析试验得到消声器的消声频率特性,建立消声器模型并对发动机模型进行验证后,计算了排气消声器的插入损失,取得了计算结果与试验值吻合的良好效果。     

混合电动车辅助动力系统噪声控制

研究开发了混合动力电动车（HEV）中的辅助动力系统,采用一台小排量的发动机组成发电机组,既可以给电池组充电,发动机也可以直接驱动空调系统。为了降低发动机的噪声,采用了二级消声系统,设计了一个扩张室式抗性消声器作为前消声器,保留原发动机消声器为后消声器。试验表明：二级消声系统对降低中、高频噪声效果较好,但对低频噪声效果不是很明显;在对发动机动力性能影响不大的情况下,整个转速范围内发动机排气噪声平均下降5dB左右,可以有效降低发动机排气噪声。     

提高净化消声器消声性能的试验研究

1 前言为解决汽车发动机排放的尾气和排气噪声污染问题,国内重点研制开发了兼有净化和消声效果的汽车尾气净化消声器。颗粒状净化消声器和蜂窝状净化消声器以其各自的优点同时为人们所接受。本文通过汽车用颗粒状净化消声器在内燃机试验台架上的试验研究,揭示颗粒状净化消声器特有的消声规律,并提供改进措施和思路。     

反相对冲柴油机排气消声器声学特性

针对柴油机传统排气消声器中低频消声性能差,排气背压高的问题,提出了一种基于反相对冲的新型消声原理.对基于新型原理消声单元的消声特性进行了理论建模,建立了其消声性能与结构参数间的关系.为了验证上述原理的正确性,以CG25型单缸柴油机为样机,设计试制了3种不同参数的反相对冲消声器.对安装3种消声器、5种转速下柴油机排气噪声的总A声级、倍频程声压级及详细频谱进行了测试分析,并与不装消声器及样机原装传统排气消声器下的排气噪声进行了比较分析,初步验证了该消声原理的正确性.     

柴油机反相对冲排气消声器声学特性的模拟和试验

提出了一种利用声波反相抵消降低柴油机排气噪声的主要成分、利用气流反相对冲降低气流速度从而降低气流再生噪声的新型消声方法。以CG25型单缸柴油机为样机,对新型原理消声器的声学特性进行了模拟和试验分析。研究结果表明:反相对冲新型排气消声器在110Hz左右和300~500Hz的低频段消声效果显著,且在柴油机的标定转速下(2200r/min),反相对冲排气消声器的插入损失近乎原装消声器的两倍。     

消声器性能的试验研究

设计建成了一个消声器模拟试验台,可对各种排气消声器进行消声性能测试.通过在有、无气流两种情况下的消声性能试验,研究了气流速度对消声性能的影响.就消声器的内部结构尺寸及形状对消声性能的影响进行了试验研究,通过对比分析总结了不同结构参数对消声性能的影响.     

内燃机排气消声器多物理场分析及改进设计

对某微型客车排气消声器进行了流场、温度场和声场分析,发现了原消声器设计中存在的低频消声量不足和气流再生噪声偏大的问题,并进行了改进设计.适当增加消声器容积并设计一个共振腔以提高低频消声量;合理布置消声器内部结构以降低气流流速,同时在消声器出口加强了吸声措施.对改进后的消声器进行了插入损失试验评价,各个转速下的插入损失都达到20 dB以上,比原消声器有很大提高;车外加速噪声也降低了3.1 dB.     

CPCD5型内燃叉车排气消声器的设计与研究

本文叙述了根据CPCD5型内燃叉车降噪需要,经济合理地确定其排气消声器目标消声量之方法。结合叉车配用的X4105CQ 型柴油机排气噪声所需消声量频率特性,设计了新型消声器并经发动机台架稳态工况试验,取得显著的降噪效果。文中还给出估算多级扩张式消声器传递损失及对给定排气噪声所具消声量的实用公式。     

基于三维数值分析的柴油机排气消声器性能改进

针对某柴油机排气噪声过大问题,设计适合独立测试排气噪声的台架试验,基于测试的排气频谱,结合数值仿真,研究了原消声器的性能缺陷,其中高频是重点针对的频段．通过减小穿孔直径、减少穿孔结构、增加共振腔和设计理想扩张腔,综合考虑改进方案的压力损失、流体再生噪声和声学性能,其仿真性能表现较原消声器有较大提高．最终,通过发动机台架...     

某发电机组用柴油机消声器的设计与计算

以某100kW发电机组用柴油机在100％负荷时消声器进口处噪声的实测数据为条件，根据进口处排气噪声的频谱特性，对该柴油机的消声器进行了重新设计，并通过三维声场计算的方法对其在125～4000Hz倍频程及315Hz共七个频率进行计算。结果表明所设计的消声器主要频段的隔声量最小为32dB，从而达到设计要求，为同类柴油机消声器的设计提供了参考。     

预测柴油机排气消声器消声量试验方法研究

采用白噪声信号作为标准声源的输入信号，在常温无气流条件下对消声器实物模型进行了静态放声试验。使用消声器倍频程消声量的测量结果，并应用相似准则，推算出消声器在高温条件下各频带的消声量，从而计算出消声器的总消声量。将此方法应用于某一型号船用高速柴油机排气消声器，将通过放声试验推算的结果与实际配机试验的倍频程数据进行对比分析，结果表明该方法用于预测消声器消声量是可行的。     

排气噪声预测的改进研究

作者曾用Benson发展的特征线法模拟内燃机排气系统中的不稳定流动,作为噪声预测的基础,但预测的排气噪声频谱在1kHz以上不能令人满意。针对于此,本文提出了一种改进的特征线算法,旨在改善高频段噪声频谱的预测精度。计算与实测对比表明,其他参数(压力、速度等)与Benson法的结果一致,而噪声预测精度有很大提高,在3kHz以下均能较好地反映实测值。这种算法可作为气流声学分析、排气噪声预测的有效手段。     

共振式消声器气流再生噪声发生机理研究

在消声器模拟试验台上,对共振式消声器声学性能进行试验。结果发现:气流速度较低时,消声量基本保持不变;气流速度较大时,消声器的消声量为0,甚至为负值,由气流产生的再生噪声所致,说明气流是影响共振式消声器消声性能的重要因素。对高速气流产生的再生噪声频谱分析结果表明:马赫数在0.167~0.193之间时,空腔Rossiter 2阶和4阶振荡模态被激起,频率符合Rossiter空腔半经验公式。声模态和流场分析结果表明:剪切层的不稳定产生了气流噪声,激起了共振腔消声器腔体的声模态,导致气流与噪声耦合,揭示了共振腔消声器气流再生噪声的产生机理,为进一步进行消声器内部流场优化、抑制气流再生噪声和动态性能分析提供了重要依据。     

消声器的设计流程与研究

随着社会对振动噪声关注度与日俱增,采用的降噪措施也是不断多样化,我们研究的方向主要是针对发动机排气噪声方面,采用消声器进行降噪措施的研究。对于不同的发动机其排气噪声在不同频率的声压级是不同,而对于不同排量的发动机所产生的声压级大小也是不一样。所以需要专门针对某一款发动机设计一款消声器进行降噪,这就涉及到如何设计消声器使之能够完全与发动机进行匹配,主要研究的课题是采用传统的设计方法与有限元计算相结合的方式进行设计消声器。     

The Study on Effect of Exhaust Performance According to Active Muffler Valve Spring as Followed Spring Constant

This study represents the influence on exhaust performance by active muffler valve spring. The main experimental parameters were engine speeds and torsion coil spring constants in the active muffler. When the muffler valve spring has a low spring constant of k = 0.75, the sound pressure level was low at the region of engine speed 2000 to 2500 r/min, and the velocity of exhaust gas was high at spring constant k = 0.75. When the engine speed was under 1500 r/min, the mean concentration of CO was high in case without muffler valve. When the engine speed in the range of 1600 to 2600 r/min with spring constant k = 0.75, the mean HC concentration showed the lowest value. Without muffler valve, the temperature in the muffler was higher than the case with muffler valve. This research represented that the performance of the active muffler valve spring constant k = 0.75 was higher than that without muffler valve and valve spring constant k = 0.70. Among the three cases of experimental condition, with a spring con