便車窗玻璃升降器外殼沖壓模具設計（桂電子）,便車,窗玻璃,升降,外殼,沖壓,模具設計,電子 桂林電子科技大學 本科畢業(yè)設計（論文）翻譯 英文原文名Analasis of Polsation Inside Pipe and Study on Exhaust Sound Characteristics of V Type8 Cylinder Engine–Study on Optimitized Front Pipe Junction Structure 中文譯名：V8發(fā)動機排氣管內震動與排氣噪聲特性的分析 與研究—關于排氣歧管最優(yōu)化連接的研究 班 級 06001102 姓 名 劉志杰 學 號 0600110218 指導教師 楊曉青 摘要 對V8發(fā)動機排氣管內震動波傳播的研究表明，將兩排氣歧管連接到排氣總管可以改變發(fā)動機的震動。概而言之，管內的震動頻率并不總是和發(fā)動機最初正常工作的燃燒頻率及其和聲頻率一致。因此，排氣管連接結構的研究表明：在連接處形成一定體積可以增加發(fā)動機主要壓力波動向向下壓力波動的轉換，也使得排氣噪聲更嚴重。這種現象是由V8發(fā)動機兩邊汽缸無規(guī)律的燃燒和在連接處存在傳播相位差所造成的。 前言 最近，符合LEV(Low Emission Vehicle的縮寫,亦即”低污染排放車輛”之意)和ULEV(Ultra-Low Emissions Vehicle的縮寫,”超低排放車”之意)排放法規(guī)的V型發(fā)動機在左右兩邊配備了較大的接觸應力智能轉換器。排氣管結構發(fā)生了實質性的變化，排氣前管伸長與排氣總管中部相連（見圖1）。最優(yōu)化的排氣系統應優(yōu)先考慮安靜性，其次是發(fā)動機性能。 V8發(fā)動機兩邊汽缸的燃燒在左右兩排氣前管內引起復雜的震動，這種排氣前管內的震動和四缸直列等其他類型發(fā)動機的不同。目前尚未有關于左右排氣前管內此類震動共同作用效果的研究，也沒有關于這種震動在排氣前管連接處的傳播的研究。雖然對于兩邊的震動波在排氣前管連接處的疊加的分析已經考慮了氣體流動的影響，但是尚未有集中于V8發(fā)動機各邊汽缸之間的燃燒間隔與震動在連接處衰減的關聯性的研究。人們廣泛研究消聲器衰減技術，但是很少關注其連接結構。然而，由于目前排氣噪聲備受關注，連接結構的優(yōu)化就顯得必要了。 這篇論文主要是研究震動在連接處的傳播，從而依據實驗數據和計算，探討V8發(fā)動機排氣前管連接的優(yōu)化方案。使用有限元法或其他類似方法計算排氣噪聲的線性頻率響應的計算方法并不適用于邊界條件情況下以及V8整個排氣管內的各種頻率。一方面，研究表明，用流體熱力學模型進行聲學計算可以預知聲壓。對一維計算進行修正后應用于實際尺寸模型，在一維線性空間和三維非線性空間都取得了良好的效果。另一方面，目前尚無人申請分析機械現象。 本文通過直接測量管內壓強和使用流體熱力學模型計算從進氣到排氣過程的管內壓強，對比測量結果和計算結果，分析V8發(fā)動機主要由于排氣管連接處的壓力波動引起的震動。 具有長排氣前管的V8發(fā)動機管內震動的傳播 為了滿足排放標準，排氣管外形趨向于圖1所示。 圖1.具有長前管的排氣管 排氣歧管在左右兩邊汽缸的排氣口附近相接，從而形成了左右排氣前管，并在前管上裝置大量的傳感器。然后，合成的長前管在整個排氣裝置的中間位置連接起來。圖2.顯示了發(fā)動機在一定的轉速下穩(wěn)定運行時，排氣管內各部分的震動情況。由圖可見，在工作行程和排氣行程中，排氣口處測得7個主要的最高點，但是在排氣前管連接處測得8個大小和間隔都相同的最高點。這就是說，通過連接兩排氣前管可以改變管內傳播的震動頻率。對于4缸直列發(fā)動機，管內傳播的震動頻率和發(fā)動機初次正常工作頻率或者合成頻率基本相同。V8發(fā)動機的管內震動傳播過程與4缸直列發(fā)動機的有本質的不同。圖3表示的是V8發(fā)動機各個汽缸的點火順序，兩邊各缸的燃燒并不是交替發(fā)生而是在曲軸轉角為180、90、180、270處間隔無規(guī)律地發(fā)生。其次，排氣前管內各處震動波測量的結果如圖4所示。考慮排放要求，排氣口處的震動波取決于從排氣門到排氣歧管連接點的長度和連接處的體積；一邊的氣缸內的壓力最高點轉化為排氣前管的順流動力。在排氣前管中部壓力下降但是震動頻率不變。 但是，震動頻率在前管連接處發(fā)生變化。也就是說在另一邊汽缸的排氣前管震動波的影響下，頻率發(fā)生了變化，而馬上形成的波動在連接處前后平均壓強、振幅是相同的。根據點火次序合成每一個汽缸內的向下壓力最高點可以解釋這個現象。此外，分析兩前管的連接結構和震動波的傳播，目的在于研究連接結構對排氣噪聲特性的影響。 連接結構 對如圖5所示的兩種排氣管進行對比，分析前管連接結構。兩者從發(fā)動機到消聲器的長度分別相同，區(qū)別在于聯結是在消聲器之前還是之內。 這兩個排氣管噪聲的綜合測量結果如圖6所示。由圖可見，排氣管1的噪聲比較小。 當發(fā)動機轉速為2500rpm時，在對應的曲軸轉角測量聲壓，以此探討排氣管1和排氣管2排氣聲壓的差異。 圖2.不同的管內震動壓力與排氣聲壓 圖3.V8發(fā)動機的點火次序 圖4.排氣前管內震動波的傳播過程 圖5排氣管對比 相應的曲軸轉角對應的壓力波動如圖7所示?？梢?，曲軸轉過720度，排氣管1的壓力波有8個波峰（圖8（a）所示）。但對于排氣管2，主要工作壓力波動與的排氣壓力疊加（如圖8（b）所示），使得排氣噪聲更為嚴重。從而，人們開始分析為什么當兩排氣前管在消聲器內連接時會發(fā)生壓力波動。 圖6.排氣管1、2的排氣聲壓對比（測量值） 圖7. 排氣管1、2的排氣聲壓時間相位對比（轉速為2500轉/分鐘時的測量值） 圖8.排氣管2的聲壓組成 發(fā)動機旋轉主要壓力波動的分析 測量兩排氣管內的震動波來分析產生發(fā)動機旋轉主要壓力所對應的曲軸轉角。對比結果如圖9所示。排氣管1、2在排氣門處的壓力基本相同。由此看來，連接排氣歧管對壓力波動的影響比連接排氣前管的大。雖然在消聲器前后，排氣管1的壓力波峰間隔和幅值都基本相同，波形也相似，但是消聲器前后排氣管2的排氣震動波卻有很大的不同，這表明了發(fā)動機旋轉主要壓力波動發(fā)生在連接處。排氣管1、2在左右排氣前管連接之前的管內震動對比結果分別如圖10所示?？梢娕艢夤?在兩前管連接之前形成的震動波和總管的基本一致，但是排氣管2卻不然。就是說，管1的兩排氣前管之間的相互影響較大，并且兩列波疊加不發(fā)生相位延遲。相比之下，管2前管之間的相互影響較小，并且兩列波疊加時波峰相位延遲。 此外，為了研究兩前管之間的相互影響，使單邊的廢氣流經消聲器，另外一邊流經其他出口，測量管內的震動情況。另外，當兩邊廢氣均流經消聲器時，測得進入連接處的震動如圖11所示。兩者相比較。 圖9.排氣管1、2內壓力波的對比 圖10.左右兩管匯合之前的震動對比 圖11.不同輸入時，臨匯合前的震動對比 單邊輸入廢氣時，無規(guī)律爆燃造成的管1、2內壓力峰值間隔取決于燃燒間隔；當廢氣兩邊輸入時，管1、2的前管內震動波峰值之間間隔相同。這表明，兩前管內的震動波疊加且沒有發(fā)生相位延遲。另一方面，即使廢氣兩邊輸入，管2的震動波峰之間間隔也不相同。這就表明，兩前管內的震動波疊加發(fā)生了相位延遲。 單邊和雙邊廢氣輸入的排氣聲壓對比如圖12所示。可見，雙邊輸入時排氣噪聲較小。這是由于360度曲軸轉角過程中四個汽缸分別交替在180、90、180、270度點火，兩邊震動波的相位相反，在連接處疊加抵消。 圖12.兩種不同的輸入下聲壓的對比 圖12表明發(fā)動機的向下壓力對兩列波疊加抵消情況有很大的影響。 這樣的話，把排氣管2（包括排氣管、進氣系統以及發(fā)動機主體）看作是等容一維流體動力學模型進行計算。經過消聲器之后排氣壓力的計算結果和測量結果對比如圖13所示。模擬管2的發(fā)動機旋轉主要壓力波動，表明流體動力學計算能模擬測量結果。 圖13.消聲器順流的壓力計算結果（距消聲器50mm處） 圖14.排氣管1、2聯合運用1D和3D流體動力學計算的速度矢量的對比 為了分析兩前管連接處內部的流動情況，考慮到連接結構和消聲器內流動的順逆流，把一維計算的結果看作是三維模型的邊界情況，就可以計算瞬時流動狀態(tài)。耦合一位模型和三維模型計算出來的速度矢量如圖14所示。當排氣管1連接處的氣流不發(fā)生相位延遲順流進入另一排氣前管時，廢氣在管2消聲器內堆積，使得另一前管內震動波的傳播和流動順流均延遲。就是說，連接處的一定容積另一前管內震動波的傳播和流動順流均延遲。排氣管1在消聲器前的震動與管2的不相同。對管1來說，兩排氣前管在消聲器之前匯合，在消聲器之前的震動峰值之間間隔一致；但是對管2來說，兩排氣前管不在消聲器之前匯合，在消聲器之前的震動峰值之間間隔無規(guī)律。由于震動在空間傳播具有滯后性。間隔小的部分峰值影響下一個峰值引起一系列波峰點。這些波峰點分別聚集在兩前管內。曲軸每旋轉360，間隔為180、90、180、270度的不同相位的燃燒周期在左右兩邊汽缸內交替發(fā)生，在兩個旋轉周期內引起兩組峰值，從而產生了發(fā)動機旋轉主要壓力的波動。 由此得出結論，經過消聲器后發(fā)生的V8發(fā)動機轉動初壓力波動是由兩邊各個汽缸之間燃燒間隔無規(guī)律和震動在消聲器內傳播發(fā)生相位延遲所引起的。 為了證實這一結論，前文所述的把管2（當點火次序改變使得左右兩邊汽缸的燃燒間隔分別完全一致時包括進氣系統以及發(fā)動機主體）看作一維流體動力學模型進行計算。 廢氣流經消聲器之后，發(fā)動機轉動主要壓力不存在，圖13中同一位置的壓力波計算值如圖15所示。 圖15.兩邊燃燒間隔相等是，消聲器逆流壓力的計算結果 進入消聲器之前的排氣前管內的壓力計算值如圖16，可見壓力峰值之間間隔相等。 圖16. 兩邊燃燒間隔相等是，臨進入消聲器之前壓力的計算結果 以上結果表明經過消聲器之后，消聲器前側得的間隔相等的發(fā)動機轉動初壓力波動峰值消失了。因此，上述機理得證。 匯合處容積與發(fā)動機旋轉主要壓力波動的相互關系 對應兩前管連接處不同容積，聲壓級測量結果如圖18所示。 各試驗樣品的兩前管和消聲器之間的連接方式不變，改變消聲器的長度以改變匯合處的容積。如圖17所示，排氣管3的消聲器容積增加1/4 V（如圖17b）;排氣管4的消聲器容積增加1/2V（如圖17c） 圖17.對比不同連接容積的排氣管 曲軸旋轉720度，管1內測得8個壓力峰值點。當在排氣總管上增加消聲器的總容積時，壓力幅值減小，從而產生兩組壓力峰值（發(fā)動機旋轉初壓力峰值）相應傳播到消聲器內。 也就是說，匯合處的容積越小，經過消聲器之后產生的發(fā)動機旋轉主要壓力幅值越小。這表明容積越小，由于消聲器內波的傳播延遲變小，所以引起的發(fā)動機旋轉主要壓力波動就越小。 圖18.連接處容積與發(fā)動機主要壓力波動的關系 （測量點：距排氣尾管末端0.5m處） 連接形式和連接角度的影響 對比圖19所示兩連接形狀不同的排氣管。圖19a中，兩前管連接形成一定的角度；圖19b中，兩排氣前管平行連接。 圖19. 排氣管連接形式和連接角度的對比 兩中連接方式所測得的排氣聲壓如圖20所示。可見，兩者并沒有什么差異。就是說，連接角度對排氣噪聲沒有什么影響。 圖20. 排氣管連接形式和連接角度的影響（測量值） 結論 借助實驗和仿真模擬，分析排氣管內的壓力波，結果表明： 1.有長排氣前管的V8發(fā)動機整個排氣管內各處震動波頻率是不同的。兩前管連接可以改變管內震動波特性，并且使得兩列波相互疊加削弱。 2.V型汽缸的發(fā)動機各汽缸之間的燃燒間隔無規(guī)律性，傳播進入左右排氣前管的震動波峰值間隔也無規(guī)律性。當兩排氣前管順流匯合后進入消聲器的排氣管中，前管內的震動傳播到匯合處且不發(fā)生相位延遲，并且流經消聲器之前的震動波峰值之間間隔一致。但是，當兩排氣前管在消聲器內匯合，臨進入消聲器前的震動峰值之間間隔無規(guī)律。由于震動傳播在空間上發(fā)生相位延遲，間隔短的那些峰值影響下一個峰值而產生了一系列的波峰，這些波峰聚集在各自的排氣前管內，從而形成了發(fā)動機旋轉主要壓力的波動，這一新的波動使得排氣噪聲更為嚴重。 3.當排氣具有長的排氣前管并且各邊汽缸之間的燃燒間隔無規(guī)律，就比如本文中提到的排氣管，震動計算值和用流體動力學模型表示整個進排氣系統以及發(fā)動機內的氣流計算值可以模擬實際現象，也可以預測震動和排氣噪聲。 致謝 感謝Mr.Toshiyuki Hashimoto,Kazunori Okubo 和Sumio Ogawa 有幫助的討論和指點,也感謝Mr.Toshiyuki Hashimoto和Norihiko Konishi的實驗工作和在理解結構裝置上的寶貴貢獻。 參考資料： REFERENCES 1. Flamang,P. et al., “Experimental theoretical analysis of the flow in exhaust pipe junction”, IMechE 1989 2. Katayma, T.,et al., “An estimation of method for acoustic characteristics of muffler”, Toyota Tech., Vol.41,1991 3. Hosomi,M., et al., “Optimization of Exhaust Pipe Muffling Performance by Sound Pressure Modal Analysis”,FISITA’96.1996 4. Tanaka, T., et al., “Analysis of a Three Dimensional Sound Field by Using The Boundary Element Method”, Translation of The Japan Society of Mechanical Engineers(c), Vol.53,No.491,1987 5. Morel, T., Morel, J. and Blaser,D.A., “Fluid Dynamic and Acoustic Modeling of Concentric-Tube Resonators/Silencers”, SAE paper 910072,1991Desantes, J.M., 6. Torregrosa, A. J. et al., “Hybrid Linera/Nonlinear Method for Exhaust Noise Prediction”, SAE paper 950545,1995 7. Isshiki, Y.,Shimamoto,Y. and Wakisaka T., “Simultaneous Prediction of Pressure Losses and Acoustic Characteristics in Silencers by Numerical Simulation”, SAE paper 960637,1997 8. A.Selamet, et al., “The effect of vehicle exhaust system components on flow losses and noise in firing spark-ignition engines”, SAE paper 951260,1995