汽車排氣系統低頻噪聲分析與結構優化

耿鵬飛，張延超，耿旭貞，范永恒

（1.長城汽車股份有限公司 技術中心，河北 保定 071000；2.河北省汽車工程技術研究中心，河北 保定 071000）

汽車排氣系統低頻噪聲分析與結構優化

耿鵬飛1，2，張延超1，2，耿旭貞1，2，范永恒1，2

（1.長城汽車股份有限公司 技術中心，河北 保定 071000；2.河北省汽車工程技術研究中心，河北 保定 071000）

針對某車型排氣尾管低頻噪聲大問題，利用GT-Power軟件建立發動機工作過程與排氣消聲器耦合仿真分析模型，對排氣消聲器聲學性能和空氣動力學性能進行數值計算，分析排氣尾管低頻噪聲大的原因。依據分析結果提出消聲器結構優化方案，制作優化樣件進行整車排氣尾管噪聲試驗。試驗結果表明，低轉速時消聲器插入損失提高5 dB～7 dB（A），2階次噪聲整體降低，低頻噪聲問題明顯改善。

聲學；排氣消聲器；低頻噪聲；聲學性能；空氣動力學性能；結構優化

排氣噪聲是汽車的主要噪聲源之一，在排氣系統上加裝消聲器是控制汽車排氣系統噪聲最有效、簡單的辦法［1］。汽車排氣系統與發動機是相互耦合的系統，單獨的排氣消聲器設計而不考慮發動機實際工作過程對消聲器性能的影響往往難以獲得預期的消聲效果［2］。因此，需要將發動機的工作過程與排氣消聲器進行匹配研究。排氣尾管噪聲是一種脈動噪聲，由空氣噪聲和氣流摩擦噪聲組成［3］。空氣噪聲屬于低頻噪聲，是排氣尾管噪聲中最難消除的部分，也是排氣消聲器設計的難點。

本文利用GT-Power軟件建立某車型發動機與排氣消聲器耦合仿真分析模型，分析了排氣消聲器傳遞損失、插入損失和壓力損失，并對消聲器結構進行優化設計，有效解決了排氣尾管低頻噪聲大的問題。

1　排氣尾管噪聲測試與分析

某新開發車型進行排氣系統主觀評價，在低轉速時存在嚴重轟鳴。對新車型進行排氣尾管噪聲試驗測試，在三檔全油門加速工況下，轉速1 250 r/min～1 900 r/min之間排氣尾管噪聲總聲壓級高出設計目標值約4 dB（A），如圖1（a）所示，不滿足車輛設計開發目標值；同時相同轉速發動機基頻噪聲（2階次）也高于設計目標值，如圖1（b）所示，其對應的頻率范圍是41.7 Hz～63.3 Hz。由圖1可以說明排氣消聲器在低轉速消聲性能不足，低頻消聲量較差，因此需要對排氣消聲器進行聲學性能分析和改進。

圖1　排氣尾管噪聲

2　仿真模型的建立

GT-Power軟件適用于發動機工作過程模擬仿真，前處理軟件GEM3D用于消聲器的設計和建模；將發動機工作過程與排氣消聲器耦合起來進行分析研究，可以極大地提高消聲器設計工作效率并縮短設計開發周期［4］。

2.1發動機模型的建立

本文研究設計的排氣消聲器匹配的是一款四缸四沖程汽油發動機，其主要參數見表1。圖2為建立的發動機工作過程仿真分析模型。

圖2　發動機GT仿真模型

表1　發動機主要參數

為保證建立發動機模型的準確性，對其性能參數進行校核。通過建模參數的調節使得發動機功率、扭矩和燃油消耗率等與試驗結果對比誤差控制在5%以內，說明建立的發動機模型是可靠的，可以準確模擬發動機實際工作過程。

2.2消聲器模型的建立

分析的排氣系統包括一個副消聲器和兩個主消聲器，兩個主消聲器內部結構相同，且左右對稱布置。圖3為主副消聲器GT模型。副消聲器殼體截面為三角形，進出氣管路外徑均為65 mm，管壁厚度為1.2 mm，且均有長126 mm的穿孔段，穿孔直徑為3.5 mm，穿孔率為15%，第一腔和第三腔均填充吸聲材料玻璃絲棉，填充密度為100 g/L；主消聲器殼體為異形結構，消聲器內部是典型的三通穿孔管結構，進出氣管和芯管直徑均為50 mm，均有長為80 mm的穿孔段，穿孔直徑為3.5 mm，穿孔率為10%，第二腔內填充吸聲材料玻璃絲綿，填充密度為100 g/L。

圖3　副消聲器和主消聲器GT模型

使用GEM3D軟件建立好消聲器幾何模型后，需要將模型離散化處理。由于GT-Power軟件采用的是一維有限體積法求解流體的流動方程，自動離散化對孔的流量系數、端口膨脹直徑或摩擦縮放系數等參數取值不準確，因此需要采用實驗結果或是三維CFD計算結果對參數進行修正，保證建立的消聲器模型準確預測壓力損失［5］。副消聲器結構相對比較簡單，離散化模型壓力損失與三維CFD計算結果差距不大。圖4是主消聲器壓力損失對比結果。

將調校后的消聲器離散模型與發動機工作過程模型進行連接，建立完整的耦合仿真分析模型。

圖4　主消聲器壓力損失對比結果（氣體溫度350℃）

3　仿真結果與分析

消聲器聲學性能常用消聲量的大小和消聲頻譜特性來衡量，主要參數指標為傳遞損失、插入損失或噪聲衰減量；消聲器的空氣動力學性能通過用壓力損失來衡量［6］。

3.1傳遞損失

傳遞損失是指消聲器入口處的入射聲功率級與出口處的透射聲功率級之差。傳遞損失描述的是消聲器本身的消聲特性，適用于消聲器之間的對比。使用GT-Power軟件中的傳遞損失計算模型，將離散化的主副消聲器模型分別導入計算。該模型采用的是雙話筒隨機噪聲法計算消聲器的傳遞損失，以一個產生隨機白噪聲的揚聲器作為聲源。通過四個傳感器得到消聲器上、下游的壓力信號，經過自譜和互譜運算得到消聲器的傳遞損失［7］。圖5為主副消聲器常溫無流狀態的傳遞損失。

圖5　主副消聲器常溫無流傳遞損失

計算結果顯示，副消聲器低頻消聲性能較差，而高頻消聲量過高，主要原因是副消聲器內有兩腔填充吸聲材料；主消聲器兩個共振峰值頻率分別為120 Hz和180 Hz，消聲器實際工作溫度較高，共振峰值頻率會向高頻移動，因此應適當將共振頻率向低頻移動，提高低頻消聲性能。

3.2插入損失

插入損失是指安裝消聲器前后，管口向外輻射噪聲聲功率級之差。與傳遞損失相比，插入損失除考慮消聲器外，還包括發動機聲源和排氣尾管聲學特性，可以更好地評價整個排氣系統的消聲性能［3］。圖6為排氣系統插入損失計算結果。計算結果顯示在問題轉速段插入損失偏低。轉速1 600 r/min時插入損失最小且低于15 dB，該轉速排氣噪聲基頻為53.3 Hz。發動機低轉速時，排氣流量小、速度低，尾管噪聲由階次噪聲決定，計算結果表明排氣系統低頻消聲性能不足。

圖6　排氣系統插入損失

3.3壓力損失

壓力損失是指氣流通過催化器和消聲器時，催化器前端入口處和排氣尾管出口處的總壓差。消聲器壓力損失包括局部阻力損失和管壁沿程摩擦阻力，氣流通過消聲器時受到阻礙，引起發動機功率損失。排氣系統壓力損失的大小直接影響功率損失的大小，所以消聲器聲學性能設計時要綜合考慮發動機功率損失［8］。經仿真計算，在最高轉速5 500 r/min時，排氣系統壓力損失為58 kPa。

4　消聲器結構優化與驗證

為解決排氣系統低頻消聲量不足問題，對原排氣系統進行結構優化。由于汽車底盤布置空間限制，無法通過改變消聲器布置位置和增大消聲器容積來改善低頻消聲性能，只能通過調整消聲器內部結構來實現。原排氣系統主副消聲器容積分別為13 L和12.8 L，在消聲器內部設計赫姆霍茲共振腔會占用較大的容積，嚴重影響其它頻率消聲量。因此，采用加長尾管的方式來提高低頻消聲性能。為進一步降低排氣尾管噪聲考慮縮小管徑，但是當發動機轉速提高到高轉速時，管道中的流量增大，流速也增大，氣流摩擦噪聲增大，同時縮小管徑會增大系統背壓，因此需要綜合考慮［3］。圖7為主副消聲器優化結構。

主消聲器保證排氣尾口位置不變，尾管加長部分在消聲器內部沿殼體周向布置，盡量增長尾管長度，同時將尾管管徑由50 mm縮小到45 mm。為改善主消聲器結構變化引起的氣流噪聲，在尾管直線段部位增加高頻管，尾管出氣口端管徑加粗到50 mm。主消芯管外徑為45 mm，有長77 mm的穿孔段，穿孔直徑為5 mm，穿孔率為20%；兩個隔板均布有3.5 mm的小孔，穿孔率均為15%。尾管加長和管徑縮小會增大排氣背壓，為保證發動機性能，需要副消聲器結構配合調整來降低系統背壓。副消聲器由原來的進出口管偏置改為進出口管同軸結構，兩個隔板均布有直徑為3.5 mm的小孔，穿孔率為15%；進氣管上有長60 mm的穿孔段，穿孔直徑為5 mm，穿孔率為15%；出氣管上有長35 mm的穿孔段，穿孔直徑為5 mm，穿孔率為15%；第一腔和第三腔填充有吸聲材料，填充密度為100 g/L。

圖7　主副消聲器優化結構

圖8為消聲器優化前后排氣系統壓力損失對比曲線。由圖可知，優化后排氣消聲器壓力損失略高于原結構，最高轉速5 500 r/min時高出原結構2 kPa，但滿足設計目標要求。

圖8　消聲器優化前后壓力損失

為驗證優化方案的有效性，制作樣件進行整車排氣尾管噪聲試驗，試驗結果如圖9所示。試驗結果顯示，全轉速范圍內，尾管噪聲總級滿足設計目標值，在問題轉速1 250 r/min～1 900 r/min之間，尾管噪聲總級降低明顯，優化消聲器結構插入損失提高5 dB（A）～7 dB（A）；2階次噪聲整體降低，滿足設計目標值。優化后排氣消聲器低頻噪聲明顯改善。

圖9　尾管噪聲測試結果對比

5　結語

（1）利用GT-Power軟件建立發動機工作過程與排氣消聲器耦合仿真模型，采用數值仿真方法研究了排氣消聲器傳遞損失、插入損失和壓力損失。

（2）副消聲器低頻消聲性能不足，高頻消聲量過高；主消聲器兩個共振峰值頻率應適當向低頻移動；排氣系統低轉速時插入損失偏低，排氣消聲器低頻消聲性能不足。

（3）在保證消聲器壓力損失要求的前提下，采用加長尾管和適當縮小管徑的方式來改善消聲器低頻消聲性能。

（4）整車排氣尾管噪聲試驗結果表明，低轉速時消聲器插入損失提高5 dB（A）～7 dB（A），排氣尾管低頻噪聲大問題有效解決。

［1］黃東洋，宋曉林.基于GT-Power軟件的某汽車排氣系統消聲器改進［J］.機械科學與技術，2015，34（1）：151-154.

［2］劉海濤，鄭四發，康鐘緒，連小珉.基于四負載方法的汽車發動機排氣源特性研究［J］.振動工程學報，2011，24（5）：573-577.

［3］龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動—理論與應用［M］.北京：北京理工大學出版社，2006.

［4］侯獻軍，王天田，田翠翠，等.基于GT-POWER的乘用車消聲器設計［J］.北京理工大學學報，2010，30（2）：161-165.

［5］劉晨、季振林、郭小琳，等.汽車排氣消聲器結構形式對壓力損失的影響［J］.汽車工程，2008，30（12）：1113-1116.

［6］楊潤潮，顏伏伍，劉志恩.發動機工作過程和消聲器特性耦合的建模與設計［J］.噪聲與振動控制，2011，31（4）155-159.

［7］劉晨，季振林，胡志龍.高溫氣流對穿孔消聲器聲學性能的影響［J］.汽車工程，2008，30（4）：330-334.

［8］肖生浩.汽車排氣消聲器低頻噪聲控制研究［D］.武漢：武漢理工大學，2012.

Low Frequency NoiseAnalysis and Structure Optimization ofAutomotive Exhaust Systems

GENG Peng-fei1，2，ZHANG Yan-chao1，2，GENG Xu-zhen1，2，FAN Yong-heng1，2
（1.R&D Center Great，Wall Motor Company，Baoding 071000，Hebei China；2.Automotive Engineering Technical Center of Hebei Province，Baoding 071000，Hebei China）

Model for engine working process and exhaust muffler coupling simulation of a car is established with GTPOWER software and the acoustic characteristics and aerodynamics performance of the exhaust muffler are computed.The reason of large low-frequency noise of the exhaust tailpipe is found.Muffler structure optimization strategy is proposed based on the simulation results.Then，the full vehicle exhaust tailpipe noise test is conducted to validate the proposal.Test results show that，at low rotary speed，the muffler insertion loss is increased by 5 dB（A）-7 dB（A）after the optimization，the overall second order noise is reduced，and the low frequency noise is reduced significantly.

acoustics；exhaust muffler；low frequency noise；acoustic characteristics；aerodynamic performance；structure optimization

TB535.2；U464

ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.05.017

1006-1355（2016）05-0082-04

2016-04-21

耿鵬飛（1985-），男，河北省保定市人，碩士，工程師，主要研究方向為汽車噪聲與振動控制研究。E-mail:dafu238@126.com