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气流再生噪声对消声器性能和声品质影响大,而湍涡耗散是消声器内部流场分布重要体现.利用流场分析及量纲平衡提出了湍涡耗散分布特征系数,建立了关于该系数的穿孔板消声单元气流再生噪声总声功率模型,求解了模型参数,并分析了影响因素.结果表明:随着穿孔板消声单元进口气流速度的增加,气流再生噪声总声功率级快速增大,斜率都超过了1;随着湍涡耗散的增大,气流再生噪声总声功率级减小,尤其当湍涡耗散小于1.0×10~5m~2/s~3,气流再生噪声总声功率级快速下降,当湍涡耗散大于1.0×10~5m~2/s~3时,气流再生噪声总声功率级下降速度趋于平缓,该模型可以定量分析穿孔板消声单元结构参数对气流再生噪声的影响规律,穿孔板消声单元气流再生噪声总声功率级随气流分布速度增大而显著增大. 相似文献
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《内燃机学报》2019,(6)
提出了消声器压力损失与气流再生噪声的湍动能分布转化系数,建立了二者的映射转化模型.对气流再生噪声的影响因素进行分析,气流再生噪声随进口气流速度和压力损失的增大而增大,总声功率级与压力损失呈类对数变化关系,在不同消声器和不同气流速度下,计算值和试验值相对误差分别小于6%和4%.以偏置式简单扩张消声单元为例,提出了湍动能分布转化系数,建立了映射转化模型,运用该模型进行了结构参数对气流再生噪声的影响讨论.结果表明:气流再生噪声总声功率级随着扩张腔直径的增加而增大,随着进口管直径、出口管直径的增大而减小;气流再生噪声总声功率级随着腔体长度的增大而急速增大,随着进/出口管偏置距离的增大而快速下降. 相似文献
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为分析抗性消声结构声腔模态对消声器消声性能的影响,以典型3种抗性消声结构为对象,基于有限元法计算了其传声损失及扩张腔室的声模态,分析了扩张腔室声模态和进出口管位置对传声损失的影响规律。研究结果表明:扩张腔室的声模态和进出口管布置对抗性消声结构传声损失的影响非常显著。只有在极低的低频范围内,抗性消声结构的传声损失与基于一维平面波理论模型的传声损失结果才相吻合,进出口管布置位置对传声损失的影响才较小。消声器的进出口管布置位置对腔室的高阶声模态抑制和激发有重要影响,将进出口管布置在扩张腔室声模态节点区域能显著改善消声器中高频消声性能。对某汽车消声器进行改进设计,改进后平均传声损失提高了15.8dB。 相似文献
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分别以消声量和管口阶次噪声作为评价指标,研究消声元件安装位置对消声效果的影响规律,设计在直管不同位置安放四分之一波长管的消声量测量试验对消声量评价。结果表明:设计频率声模态下,在反节点处安装波长管消声量最大,与理论分析完全吻合;进一步对消声量进行仿真计算,结果与试验完全相符。对于管口噪声指标评价,设计频率为267 Hz的谐振腔解决某发动机4000 r/min时进气管口存在4阶噪声引起的噪声峰值问题,对比谐振腔安装在进气管路该频率附近的声模态反节点和节点位置的管口4阶噪声,可知谐振腔布置在反节点位置比节点位置噪音降低了24 dB。两个案例充分证明声学系统模态反节点位置是消声元件的最佳布置位置。 相似文献
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从排气气流角度出发,利用发动机排气气流自身分流并发生对冲的思路,设计了一种新型消声结构——分流气体对冲消声结构.排气气流分流对冲可有效降低消声器内排气气流速度,减少消声器内湍流噪声的产生,在兼具消声性能的前提下,有效降低了消声器的排气背压,提升了发动机的输出功率.从传统消声结构和分流气体对冲消声结构的数值模拟和试验验证对比结果可见,二者在低频段消声性能相近,但分流气体对冲消声结构在高频段的消声性能优于传统消声结构,且分流气体对冲消声结构在不同入口气流速度下,压力损失比传统消声结构降低均在20%以上.该分流对冲结构还可与传统消声单元耦合,有助于进一步提升消声器的综合性能. 相似文献
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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。 相似文献
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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 相似文献
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为对某自主开发新车型的排气消声器进行正向开发,对其进行传声损失计算分析及改进。首先,建立初步设计消声器内部声场的三维有限元模型并模拟其内部声场分布,三点法计算的消声器整体及各腔室的传声损失曲线表明,2 000~2 800 Hz为该消声器的薄弱频段,其中,直通多孔共振腔消声性能最差;然后,在控制消声器整体外形尺寸不变的前提下提出三种不同的改进措施并分析对比其传声损失,结果表明,改进方案"直通多孔共振腔直径增大10 mm,其他结构不变"效果最佳。 相似文献
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挖掘机用复杂结构排气消声器的CFD仿真研究 总被引:4,自引:0,他引:4
建立了某挖掘机用复杂结构排气消声器的仿真模型,并利用CFD技术对消声器某入口流速下的流场进行了仿真,分析了该消声器内部气体的流动特性及压力分布特性,通过追踪消声器内部气体的踪迹发现内部的漩涡产生了较大噪声及压力损失,随着入口气体流速的增大,消声器出入口压力及总体压力损失都呈类 似于抛物线的规律变化.研究了试验和仿真环境中,不同工况下消声器的压力损失,各种工况中,误差率在最低速时仅为5.5%,最高速时达到了20.5%,说明入口流速对于仿真结果有很大的影响.研究表明CFD方法研究消声器压力损失的有效性. 相似文献
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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。 相似文献
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消声器性能的试验研究 总被引:1,自引:0,他引:1
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。 相似文献