汽車消聲器的性能分析與結構優化

劉一航，安偉

(江南大學 機械工程學院，江蘇 無錫 214122)

汽油機經過多年的發展，以其良好的經濟性、動力性和耐久性等優點在各種動力裝置上得到了廣泛的應用。但隨之而來產生的尾氣和噪聲成為了重要的環境污染源，而國家對排放的標準愈來愈嚴格，這使得消聲器的設計要求也越來越高［1］。一款設計合理的消聲器對提升整車NVH 品質意義重大。我國的消聲器設計主要基于經驗，本文對某轎車前期開發的消聲器進行傳遞損失模擬分析，對比頻譜及傳遞損失，找到消聲器傳遞損失較小的頻譜段，針對性地提出對消聲器內部結構調整方案，最后生產出樣件并通過試驗驗證其是否達標。

1 原消聲器測試數據分析

1.1 原消聲器問題簡析

針對某款汽車，搭配四缸汽油發動機，其發動機型號為4A91，前期開發一款消聲器，對新車NVH 性能進行評價測試，在節氣門全開的情況下進行從怠速800 r/min 加速到5 000 r/min，發現在低速行駛時，排氣噪聲不大，乘客比較舒適，但當3 檔加速近3 000 r/min 的時候，可以明顯聽到比較大的轟鳴聲，壓耳現象比較明顯，此時必須換檔讓轉速降下來。

通過分析其噪聲頻譜可以看出其在3 000 r/min 狀態，排氣噪聲在500 Hz 以下時，波峰較多，且峰值較大，因此，其噪聲聲壓較大。噪聲頻譜如圖1 所示。

圖1 3 000 r/min 噪聲頻譜

發動機的排氣噪聲成分比較復雜，在研究過程中需要對不同的階次噪聲進行分析(圖2～圖4)，通過測量4A91 發動機尾管噪聲值，可以看出1 階8 階對整體噪聲影響不是很大，在1 200 r/min 時，4 階對整個排氣噪聲的影響比較大，在2 000 r/min～3 000 r/min 時，2 階對于整個排氣噪聲的影響較大。尤其在2 800 r/min～3 000 r/min間，2 階噪聲對其影響特別大。可以看出加速噪聲主要是由2 階和4 階噪聲組成的，在3 000 r/min 時候有一個明顯的波峰，對此，需要著重研究的頻率范圍在100 Hz～500 Hz。

圖2 全油門加速噪聲

圖4 聲壓圖

1.2 原消聲器模型仿真分析

通常消聲器的設計是后消聲器為主消聲器，但是由于眾泰A01 后備箱導致的安裝問題，將前、后消聲器的位置互換，前消聲器為12L 的主消聲器，后消聲器為6 L 的消聲器。

利用GT－POWER 的MUFFLER 模塊［2］對消聲器的前、后極進行傳遞損失的計算(圖5～圖6)，發現前消聲器在250 Hz～500 Hz 的范圍有明顯的波谷，此范圍內對噪聲消除作用很小。而后消聲器主要針對220 Hz 以上的噪聲消除，對150 Hz 以下的噪聲貢獻比較小。

圖5 前消聲器傳遞損失

圖6 后消聲器傳遞損失

將前、后消聲器連接在一起進行傳遞損失的測量(圖7)，發現小于150 Hz 傳遞損失比較小，300 Hz 附近有1 個比較大的波谷，整個傳遞損失曲線起伏比較大，這說明在設計消聲器上有改進的空間，由于設計的不合理導致了發動機工作時候的噪聲值超過了噪聲控制線，而且音品質比較差。

圖7 前、后消聲器偶合后傳遞損失

1.3 消聲器內部結構優化

通過上文的分析，需要加強前消200 Hz～500 Hz 段的傳遞損失，加強后消150 Hz 以下的傳遞損失。

原前消聲器分為四個腔，每個腔體長度比較平均，形成的長徑比較小，合理分配每個腔體的長度，通過調節四個腔的長度，形成較大的長徑比，使其作用于低頻［3］，考慮到最后一腔排氣溫度最低，根據傳遞損失原理［4］，對于相同的腔長，溫度越低，有效果的消聲頻率越向低頻移動，為了提高在低頻的消聲量，故設計最后一腔為最長腔。縮短進、排管長度，第一腔成為共振腔，第二腔變為膨脹腔，這樣的目的使氣流通過膨脹腔消耗部分聲波和氣流，達到衰減噪聲的效果，并且膨脹腔對低頻比較敏感，提高對低頻消聲效果。在中間的隔板插入兩個內插管可以抑制部分通過頻率，由于在擴張式內插入管長1/2 時，可消除奇數倍的通過頻率;插入管長1/4 時，可消除偶數倍的通過頻率［5］，所以進氣管插入第二腔室1/4，內插管插入第二腔室1/2，插入第三腔室1/4。同理排氣管插入第三腔室1/2，見圖8。

圖8 前消聲器結構優化

原后消聲器為單傳的阻性消聲器，主要作用高頻，但結構比較簡單，沒有充分利用其空間，故在中間加入2 塊隔板，此時原來的共振室變為3 個腔室，中間的腔室變為膨脹室，并將管上小孔減少并平均分布到前后兩腔，進氣口的穿孔段靠左端，出氣口的穿孔段靠右段。這是因為穿孔段偏離中心位置則共振腔共振頻率移向低頻［6］。在隔板上開直徑為20 mm 的孔，目的將低頻的消聲頻帶加寬。最后將多孔吸聲材料去掉，見圖9。

圖9 后消聲器結構優化

對優化后的模型進行仿真，通過對前、后消聲器傳遞損失圖所示(圖10～圖12)，前消聲器雖然在200 Hz 的峰值雖然下降，但是在250 Hz～500 Hz 的波谷明顯消除，明顯好于原模型，效果顯著。后消聲器雖然整體提升不是很大，但是在100 Hz 附近消聲量有提升。高頻處的消聲效果降低是因為移除了吸聲材料的原因，影響不大［7］。

圖10 前消聲器傳遞損失對比

圖11 后消聲器傳遞損失對比

圖12 前、后消聲器偶合后傳遞損失對比

2 噪聲試驗測試

對優化后的汽車消聲器進行加工制造，利用比利時LMS International N.V 的振動測試分析系統和噪聲測試系統測定發動機在標定轉速范圍內的聲壓級大小。測量時，發動機油門100%開啟，運行到轉速穩定后，再進行噪聲信號采集、記錄，見圖13。

圖13 全油門加速噪聲對比

通過800 r/min～6 000 r/min 轉速下的對比試驗，優化后噪聲有明顯下降，3 000 r/min 時排氣聲壓級由原來的90 dB(A)降低至83 dB(A)，排氣轟鳴聲消除，滿足要求。優化后方案總聲壓級低于原狀態，且滿足目標控制線，整個加速過程中無明顯波峰。

3 結論

消聲器設計主要基于經驗設計，沒有完整的設計理論，本文利用GT－POWER 軟件，針對于發動機具體頻率產生的噪聲進行分析，從而優化消聲器結構來滿足發動機需要的消聲量，在此過程中起到指導意義，減少樣件制作數量，縮短研發周期。

［1］GB1495—2002，汽車加速行駛車外噪聲限制及測量方法［S］.

［2］Technologies G.GT2POWER USER’SMANUAL.2003.

［3］馬大猷.噪聲與振動控制工程手冊［M］.北京:機械 工業出版社，2002.

［4］龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動［M］.北京:北京理 工大學出版社，2006.

［5］容江峰，魏存海.柴油機排氣噪聲頻率［J］.2010.

［6］羅虹，鄧海濤，董紅亮，等.消聲器共振腔及穿孔隔板消聲特性數值分析［J］.2008.

［7］鄭殿民，任越光，李向雷.汽車排氣消聲器的設計［J］.2006.