某越野車排氣系統改進設計*

袁守利 肖生浩 劉志恩 朱美穎 趙楠楠

（武漢理工大學）

針對某越野車在改型過程中存在的急加速工況下車內噪聲過大問題，對樣車進行了整車測試，確定了主要噪聲源是由發動機排氣噪聲引起的。借助GT-power軟件的模擬，并對比試驗結果，完成了排氣系統前置、后置副消聲器的結構改進。

1 原排氣系統噪聲分析

根據GB/T 18697—2002《聲學汽車車內噪聲測量方法》的相關要求對樣車進行了尾管噪聲測試，試驗中采用德國Head Acoustic公司的噪聲振動數據采集前端SQLABⅢ、雙耳人工頭以及配套采集分析軟件Artemis7.0、PCB傳聲器，轉速信號由RPM-800轉速計測量[1]。

測試的工況為:在關閉空調的前提下，先以最低穩定車速行駛，然后分別以2、3擋迅速踩下加速踏板使節氣門全開，直至發動機轉速達到5000 r/min。車內測點在后排座位中間的位置；車外測點在與排氣口軸向成45°方向上，且測點離排氣口直線距離為500 mm。

從圖1可以看出，在轉速為2000 r/min時車內和排氣尾管處同時出現一個噪聲峰值，且排氣噪聲值比車內噪聲大，說明在該轉速下此峰值噪聲主要來源于排氣峰值噪聲。進一步對轉速為2000 r/min穩態工況下排氣噪聲進行頻譜測試。結果表明，其噪聲值主要是由2階噪聲貢獻，峰值頻率為67 Hz。因此，懷疑消聲器低頻消聲量不足。

此外，由圖1還知，在轉速為4000 r/min時車內噪聲也出現了峰值，但排氣噪聲在該轉速下卻無明顯突變。通過分析，認為該轉速下噪聲是由進氣噪聲引起的，而本文僅對排氣噪聲作分析和改進，故不考慮轉速為4000 r/min的峰值噪聲。

2 排氣消聲器的性能仿真與改進

2.1 GT-Power模型的建立

該越野車排氣系統中有3個消聲器，即前置副消聲器、主消聲器和后置副消聲器，各消聲器布置位置如圖2所示，原前置、后置副消聲器結構如圖3所示。

利用GT-Power建立發動機工作過程仿真模型（圖 4），并對模型進行標定[2，3]。

該越野車主要是在急加速時車內噪聲過大，但目前文獻[2]和文獻[3]中所建立的尾管噪聲計算模型獲得的都是穩態工況下的結果。因此，本文在圖4b基礎上建立了全油門急加速工況下尾管噪聲計算模型。

GT-Power模型中進行急加速工況模擬時，需在發動機參數中的發動機轉速項中建立轉速與時間的對應關系圖。本文根據實車試驗確定急加速時間和轉速對應關系，并關聯有關參數，應用到GT-Power仿真過程中，使仿真過程盡量接近發動機實際工況。

2.2 新消聲器方案的提出

經過對消聲器進行傳遞損失計算，發現主消聲器、前置副消聲器和后置副消聲器的低頻消聲量均不足，而由于主消聲器結構復雜，在進行排氣消聲器改進時，確定了不改動主消聲器結構、只更改前置與后置副消聲器結構的原則。

原方案前置副消聲器采用的是單腔阻性消聲結構，此結構在高頻有很好的消聲效果，但低頻消聲效果不好，而諧振腔結構在低頻的消聲效果較好，因而考慮將前置副消聲器設計成諧振腔結構。在不改變前置副消聲器整體結構的前提下，以主要消除67 Hz噪聲作為目標設計了諧振腔[4]，同時，為避免怠速共振，使用隔板將前置副消聲器設計為兩腔結構。

圖5為Helmholtz諧振腔結構，根據消聲器殼體長度和直徑，預計設計一個消聲量能達到20 dB左右的Helmholtz諧振腔。Helmholtz諧振腔消聲量的計算公式為:

通過以上對消除67 Hz頻率噪聲設計Helmholtz諧振腔的過程可以發現，喉管內徑越小，腔容量越大；喉管長度越長，低頻消聲效果越好。

同樣考慮將后置副消聲器的阻性消聲結構作改進，即將后置副消聲器腔體分為兩腔，一腔保持阻性結構，使其對高頻噪聲的消聲效果不變差；另一腔去掉吸聲材料，改變穿孔率和穿孔長度，使其成為一個抗性共振結構，進而增強對低頻噪聲的消聲效果。

圖6是改進后前置、后置副消聲器的內部結構。圖7是改進后的消聲器傳聲損失計算結果與原方案的比較。

改進后前置副消聲器在67 Hz附近有峰值，但由于GT-Power計算時設置以5 Hz作為步長，圖7a中67 Hz處沒有計算結果，而在70 Hz處顯示有8.3 dB的峰值，且在65 Hz處也有8.2 dB的消聲量，說明在67 Hz處的消聲量也有8.2 dB左右，比原前置副消聲器消聲量（3.3 dB）高。從圖7a中還可以看出，改進后前置副消聲器在560 Hz有一個很高的峰值，有42.7 dB的消聲量。圖7b改進后的后置副消聲器在中低頻的消聲效果也比原方案好。

圖8是穩態工況和急加速工況時的尾管噪聲計算結果。

從圖8中可以看出，穩態工況時，在所有轉速下新方案尾管噪聲均比原方案噪聲低，且新方案在轉速為2500 r/min噪聲值有很大降低；在急加速工況時，新方案噪聲值均比原方案的尾管噪聲值低，且在轉速為2000 r/min時有10 dB左右的降低。

圖9為穩態工況時新方案和原排氣系統的壓力損失結果對比。從圖9中可以看出，新方案在各轉速的壓力損失都比原方案小，且新方案壓力損失最大值比原方案低1.7 kPa，因而改進后的排氣系統沒有影響發動機的性能。

3 試驗測試

將新設計的消聲器制作樣件并安裝在整車上，按照前文所述的測試方法進行實車測試，所得結果與原方案的對比如圖10和圖11所示。

從圖10和圖11可以看出，新方案降低了急加速過程中2000 r/min工況下的排氣噪聲和車內噪聲。主觀測試結果也表明，該改進方案使車內噪聲評價等級由原來的不可接受變為基本可接受，說明新消聲器方案是基本可行的。

4 結束語

本文針對汽車排氣系統在低頻段消聲量不足的問題，合理分配前置、后置副消聲器的消聲頻段，并在前置副消聲器中采用Helmholtz諧振腔結構來提高低頻消聲量，達到了改進的目的。但本文僅僅在聲學上對排氣系統進行了分析，而對排氣系統結構有限元沒有進行模態分析，而排氣低頻噪聲與結構的共振有很大的關系，因而在今后的工作中要對這一方面進行研究。

1 龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動.北京:北京理工大學出版社，2006.

2 侯獻軍，王天田，田翠翠，等.基于GT-Power的乘用車消聲設計.北京理工大學學報，2010（2）:161～165.

3 顏伏伍，楊倫，劉志恩，等.基于GT-Power軟件的微型車消聲器與改進.內燃機工程，2010，31（2）:64～67.