某越野車排氣系統(tǒng)改進(jìn)設(shè)計(jì)*

袁守利 肖生浩 劉志恩 朱美穎 趙楠楠

（武漢理工大學(xué)）

針對某越野車在改型過程中存在的急加速工況下車內(nèi)噪聲過大問題，對樣車進(jìn)行了整車測試，確定了主要噪聲源是由發(fā)動(dòng)機(jī)排氣噪聲引起的。借助GT-power軟件的模擬，并對比試驗(yàn)結(jié)果，完成了排氣系統(tǒng)前置、后置副消聲器的結(jié)構(gòu)改進(jìn)。

1 原排氣系統(tǒng)噪聲分析

根據(jù)GB/T 18697—2002《聲學(xué)汽車車內(nèi)噪聲測量方法》的相關(guān)要求對樣車進(jìn)行了尾管噪聲測試，試驗(yàn)中采用德國Head Acoustic公司的噪聲振動(dòng)數(shù)據(jù)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(zhuǎn)速信號由RPM-800轉(zhuǎn)速計(jì)測量[1]。

測試的工況為:在關(guān)閉空調(diào)的前提下，先以最低穩(wěn)定車速行駛，然后分別以2、3擋迅速踩下加速踏板使節(jié)氣門全開，直至發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到5000 r/min。車內(nèi)測點(diǎn)在后排座位中間的位置；車外測點(diǎn)在與排氣口軸向成45°方向上，且測點(diǎn)離排氣口直線距離為500 mm。

從圖1可以看出，在轉(zhuǎn)速為2000 r/min時(shí)車內(nèi)和排氣尾管處同時(shí)出現(xiàn)一個(gè)噪聲峰值，且排氣噪聲值比車內(nèi)噪聲大，說明在該轉(zhuǎn)速下此峰值噪聲主要來源于排氣峰值噪聲。進(jìn)一步對轉(zhuǎn)速為2000 r/min穩(wěn)態(tài)工況下排氣噪聲進(jìn)行頻譜測試。結(jié)果表明，其噪聲值主要是由2階噪聲貢獻(xiàn)，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(zhuǎn)速為4000 r/min時(shí)車內(nèi)噪聲也出現(xiàn)了峰值，但排氣噪聲在該轉(zhuǎn)速下卻無明顯突變。通過分析，認(rèn)為該轉(zhuǎn)速下噪聲是由進(jìn)氣噪聲引起的，而本文僅對排氣噪聲作分析和改進(jìn)，故不考慮轉(zhuǎn)速為4000 r/min的峰值噪聲。

2 排氣消聲器的性能仿真與改進(jìn)

2.1 GT-Power模型的建立

該越野車排氣系統(tǒng)中有3個(gè)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(jié)構(gòu)如圖3所示。

利用GT-Power建立發(fā)動(dòng)機(jī)工作過程仿真模型（圖 4），并對模型進(jìn)行標(biāo)定[2，3]。

該越野車主要是在急加速時(shí)車內(nèi)噪聲過大，但目前文獻(xiàn)[2]和文獻(xiàn)[3]中所建立的尾管噪聲計(jì)算模型獲得的都是穩(wěn)態(tài)工況下的結(jié)果。因此，本文在圖4b基礎(chǔ)上建立了全油門急加速工況下尾管噪聲計(jì)算模型。

GT-Power模型中進(jìn)行急加速工況模擬時(shí)，需在發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)中的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速項(xiàng)中建立轉(zhuǎn)速與時(shí)間的對應(yīng)關(guān)系圖。本文根據(jù)實(shí)車試驗(yàn)確定急加速時(shí)間和轉(zhuǎn)速對應(yīng)關(guān)系，并關(guān)聯(lián)有關(guān)參數(shù)，應(yīng)用到GT-Power仿真過程中，使仿真過程盡量接近發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際工況。

2.2 新消聲器方案的提出

經(jīng)過對消聲器進(jìn)行傳遞損失計(jì)算，發(fā)現(xiàn)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(jié)構(gòu)復(fù)雜，在進(jìn)行排氣消聲器改進(jìn)時(shí)，確定了不改動(dòng)主消聲器結(jié)構(gòu)、只更改前置與后置副消聲器結(jié)構(gòu)的原則。

原方案前置副消聲器采用的是單腔阻性消聲結(jié)構(gòu)，此結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)在低頻的消聲效果較好，因而考慮將前置副消聲器設(shè)計(jì)成諧振腔結(jié)構(gòu)。在不改變前置副消聲器整體結(jié)構(gòu)的前提下，以主要消除67 Hz噪聲作為目標(biāo)設(shè)計(jì)了諧振腔[4]，同時(shí)，為避免怠速共振，使用隔板將前置副消聲器設(shè)計(jì)為兩腔結(jié)構(gòu)。

圖5為Helmholtz諧振腔結(jié)構(gòu)，根據(jù)消聲器殼體長度和直徑，預(yù)計(jì)設(shè)計(jì)一個(gè)消聲量能達(dá)到20 dB左右的Helmholtz諧振腔。Helmholtz諧振腔消聲量的計(jì)算公式為:

通過以上對消除67 Hz頻率噪聲設(shè)計(jì)Helmholtz諧振腔的過程可以發(fā)現(xiàn)，喉管內(nèi)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(jié)構(gòu)作改進(jìn)，即將后置副消聲器腔體分為兩腔，一腔保持阻性結(jié)構(gòu)，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(gè)抗性共振結(jié)構(gòu)，進(jìn)而增強(qiáng)對低頻噪聲的消聲效果。

圖6是改進(jìn)后前置、后置副消聲器的內(nèi)部結(jié)構(gòu)。圖7是改進(jìn)后的消聲器傳聲損失計(jì)算結(jié)果與原方案的比較。

改進(jìn)后前置副消聲器在67 Hz附近有峰值，但由于GT-Power計(jì)算時(shí)設(shè)置以5 Hz作為步長，圖7a中67 Hz處沒有計(jì)算結(jié)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(jìn)后前置副消聲器在560 Hz有一個(gè)很高的峰值，有42.7 dB的消聲量。圖7b改進(jìn)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(wěn)態(tài)工況和急加速工況時(shí)的尾管噪聲計(jì)算結(jié)果。

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

圖9為穩(wěn)態(tài)工況時(shí)新方案和原排氣系統(tǒng)的壓力損失結(jié)果對比。從圖9中可以看出，新方案在各轉(zhuǎn)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(jìn)后的排氣系統(tǒng)沒有影響發(fā)動(dòng)機(jī)的性能。

3 試驗(yàn)測試

將新設(shè)計(jì)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(jìn)行實(shí)車測試，所得結(jié)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(nèi)噪聲。主觀測試結(jié)果也表明，該改進(jìn)方案使車內(nèi)噪聲評價(jià)等級由原來的不可接受變?yōu)榛究山邮埽f明新消聲器方案是基本可行的。

4 結(jié)束語

本文針對汽車排氣系統(tǒng)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(jié)構(gòu)來提高低頻消聲量，達(dá)到了改進(jìn)的目的。但本文僅僅在聲學(xué)上對排氣系統(tǒng)進(jìn)行了分析，而對排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)有限元沒有進(jìn)行模態(tài)分析，而排氣低頻噪聲與結(jié)構(gòu)的共振有很大的關(guān)系，因而在今后的工作中要對這一方面進(jìn)行研究。

1 龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動(dòng).北京:北京理工大學(xué)出版社，2006.

2 侯獻(xiàn)軍，王天田，田翠翠，等.基于GT-Power的乘用車消聲設(shè)計(jì).北京理工大學(xué)學(xué)報(bào)，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(jìn).內(nèi)燃機(jī)工程，2010，31（2）:64～67.