一種排氣消聲器的聲學設計研究

唐穎青

（(1.精誠工科汽車系統有限公司，河北 保定071000；2.河北省汽車底盤系統技術創新中心，河北 保定071000）

1 引言

隨著消費者對整車主觀感知、 駕駛感受需求的提升，對NVH 聲學提出了更高要求。 排氣系統冷端（包括主消聲器總成和副消聲器總成）作為主要的尾氣消聲原件，通過持續創新優化其聲學結構（排氣消聲器）設計，在提升NVH 聲學主觀感知的同時，為不同駕駛場景提供可供選擇的不同感知聲效。

2 排氣消聲器布置設計

2.1 排氣消聲器布置空間設計

根據整車關聯邊界輸入，結合下車體、周邊件、保安防災要求要求，進行排氣系統冷端尺寸設計及布置空間校核。

排氣消聲器保安防災要求與金屬件間隙≥30 mm；與駐車拉線、換擋拉線、制動硬管、備胎、車架橡膠襯套等熱敏部件間隙≥50 mm； 與不帶裝飾尾管的后保險杠左右側間隙≥45 mm、上側間隙≥35 mm。

排氣系統冷端布置不得超出整車布置邊界要求， 如圖1所示。 圖中，A 為最小接近角16°；B 為—最小離去角13°；C 為最小離地間隙203 mm；D 為最小縱向通過角12°。[1]

圖1 整車布置邊界要求

2.2 排氣消聲器掛鉤布置形式選擇

根據白車身輸入共振頻率，發動機輸入的功率、扭矩、懸置安裝硬點坐標、質點、傾角等信息，進行FEA 分析，掛鉤布置應避讓共振點位置，避免共振傳遞至車底板，引起顧客腳底發麻、掛鉤共振開裂等失效。

2.3 排氣消聲器布置形式選擇

根據整車下車體中通道空間布置， 在滿足保安防災間隙要求的前提下，排氣主消聲器可分為：縱向前置、橫向后置、左右后置等形式， 常規采用副消聲器縱向前置加主消聲器橫向后置。

3 排氣消聲器聲學設計

3.1 排氣消聲器外部結構設計

消聲器主要零部件包括：消聲器殼體、端蓋、聲學內組件總成。

一般采用409L、439、436 等4 系不銹鋼材質，具備良好的耐蝕性、耐高溫性。

消聲器殼體分為：卷包式、沖壓半殼式、旋壓式，如圖2 所示。 其中439、436L 多用于沖壓半殼式消聲器殼體、436L 多用于卷包式消聲器端蓋。

圖2 消聲器殼體結構

本文所述排氣消聲器采用旋壓式副消聲器縱向前置與卷包式主消聲器橫向后置，其中副消聲器采用旋壓工藝；主消聲器殼體采用“縱縫卷包”成型、端蓋與排氣消聲器殼體兩端采用“端蓋鎖縫”成型。

3.2 排氣消聲器殼體尺寸設計及容積計算

排氣系統尾管噪聲為滿足SUV 乘用車NVH 要求[車外尾管定置噪聲限值：第三階段74dB（A）、第四階段73dB（A）][2]，初始消聲器容積可根據發動機輸入額定功率進行預估， 根據以往設計經驗，排氣消聲器初始最小容積估算如下：

式中，V 為排氣消聲器最小總容積，L；P 為發動機額定功率，kW。

排氣消聲器殼體截面受周邊布置邊界限制， 其截面形狀主要分為：圓形、橢圓形、多段圓弧跑道形、三角形、梯形以及半殼類異形截面。

本文所述副消聲器殼體采用圓形截面（旋壓結構），主消聲器殼體采用多段圓弧跑道形截面（采用“縱縫卷包”加“端蓋鎖縫”結構）。

3.2.1 副消聲器殼體容積計算

式中，Va為副消聲器殼體容積，L；Va1為副消聲器殼體圓柱部分容積，L；Va2為副消聲器殼體旋壓圓臺部分容積，L；D 為副消聲器殼體直徑，mm；d 為排氣管直徑，mm；La為副消聲器殼體允許最大長度，mm；La1為副消聲器殼體旋壓長度，mm。

結合整車下車體中地板周邊件布置空間，副消聲器殼體允許最大直徑D=φ120 mm，最大布置長度La=510 mm；副消聲器殼體采用旋壓結構與排氣管（進、出氣管）裝配，副消聲器殼體旋壓長度La1=55 mm，排氣管（進、出氣管）直徑d 估算如下：

式中，v 為排氣流速，m/s， 一般取50 m/s；W 為排氣質量流量，kg/h；ρ 為排氣管道中尾氣密度 （初始按照大氣密度計算），kg/m3。

副消聲器殼體布置允許最大容積為5.21 L，設計容積應≤5.21 L，選5 L。

3.2.2 主消聲器殼體容積計算

當發動機輸入額定功率P=175 kW 時，排氣消聲器殼體初始總容積設計V≥175/4=43.75 L，因此，消聲器殼體初始總容積V=Va+Vb≥43.75 L。

故主消聲器容積Vb≥V-Va=43.75-5.21=38.54 L， 即主消聲器容積Vb≥38.54 L，基于性價比，選39 L。

結合整車下車體后地板及后保險杠周邊件布置空間， 主消聲器采用多段圓弧跑道形截面布置，截面最大面積Sb=0.047 m2，主消聲器殼體允許最大布置長度Lb=0.7 m。

按照Vb=Sb×Lb×103=0.047×0.7×103=32.9 L≈33 L， 即實際布置主消聲器殼體容積33 L＜理論估算主消聲器殼體容積39 L，相差6 L。 為彌補布置空間造成的體積差，需進行排氣消聲器聲學結構進行優化分析。

3.3 排氣消聲器聲學結構設計及分析

3.3.1 排氣消聲器工作原理

排氣消聲器分為阻性消聲器和抗性消聲器。

阻性消聲器：內含吸聲材料來減弱氣流中的聲能量，典型結構是在孔管上包裹吸聲材料（見圖3），吸聲性能取決于吸聲材料的流阻、熱傳導等。 阻性消聲器主要對中高頻的寬頻噪聲（500 Hz 以上）有較強的降噪能力。 高頻管對減小內部結構產生的氣流噪聲有效，可以吸收1 000 Hz 以上的所有頻率，對減小氣流噪聲有效。

圖3 阻性消聲器

抗性消聲器：由反射和干涉來衰弱聲音，通過一系列復雜的管路變化降低聲能傳播，通過結構突變引起聲阻抗不匹配，通過聲波被反射降低透射聲能量（聲能量被反射回聲源）。

與阻性消聲器相反， 抗性消聲器依靠自身將能量消耗在消聲器內（見圖4），抗性消聲器對中低頻噪聲有較強的衰減能力。 當前聲學結構設計多采用阻抗結合消聲器，通過在抗性消聲器內增加高頻管或消音棉增加消音頻段及帶寬。

圖4 抗性消聲器

3.3.2 消聲器聲學內組件設計

消聲器內組件是由內芯管、隔板、高頻管或消音棉等零件組成的部件總成， 材質一般采用409 L、439 等4 系不銹鋼材質，其中409 L 耐點蝕性優于439。

根據以往設計經驗及顧客聲學目標，聲器內組件設計如下。

主消聲器內組件方案一： 采用旁通回路+ 組合擴張腔+高頻管組合設計，如圖5 所示。

圖5 主消聲器內組件方案一

主消聲器內組件方案二：采用組合四通管+ 組合擴張腔、共振腔+高頻管組合設計，如圖6 所示。

圖6 主消聲器內組件方案二

副消聲器內組件方案采用成熟的阻性消聲結構（內心管+消音棉），如圖7 所示。

圖7 副消聲器內組件方案

圖8 方案一排氣管口3 擋加速工況

圖9 方案二排氣管口3 擋加速工況

內心芯管管徑與連接管一致（φ55 mm）；隔板結構與殼體截面隨形， 內芯管與隔板表面采用φ3.5 mm 的消音孔， 通孔率≥98%。

3.3.3 消聲器聲學分析

根據顧客輸入的聲學目標、發動機基本信息及GT-POWER模型進行消聲器聲學分析。

聲學目標：需滿足汽車噪聲第三、第四階段定制噪聲限值要求≤74 dB（A）；同時滿足加速噪聲≤105 dB（A）。

發動機基本信息：質量流量584 kg/h、額定功率175 kW、額定扭矩385 N·m、GT-POWER 模型進行聲學對比分析[3]。

主消聲器內組件方案一：1 000～5 000 r/min 對應尾管噪聲限值＜103 dB（A），滿足設計要求；400～700 Hz 共振帶內所包含整數階次能量保持在85～95 dB（A），無明顯氣流。

主消聲器內組件方案二：1 000～5 000 r/min 對應尾管噪聲限值＜103 dB（A），滿足設計要求；400～700 Hz 共振帶內所包含整數階次能量保持在85～95 dB（A），無明顯氣流。

GT-POWER 分析兩個方案均滿足NVH 聲學要求， 主消聲器內組件方案一在1 000～2 400 r/min 對于低階噪聲更優，噪聲約低3～5 dB（A）。

3.3.4 動感音結構及調音閥設計

因顧客要求增加動感音效，需在主消聲器方案一和方案二尾管處增加主動電子調音閥，主動調音閥安裝于尾管直線段處。 主動調音閥的中心閥片是通過轉軸連接，端部彈簧是通過接收的ECU 指令轉動調節閥門開閉角度， 因而可以實現“安靜模式”與“運動模式”的主動切換，可通過調節彈片剛度實現打開角度控制，實現最優聲學性能同時可減小消音包容積。

3.4 排氣消聲器聲學測試

在左、右排氣管口外側分別布置一個傳聲器進行測試，傳聲器與排氣管口等高，距離排氣管口500 mm，指向排氣口，傳聲器參考軸平行地面，且軸線與排氣氣流方向成45°角，用排氣支架固定于車輛外側，使用防風罩[4]。

如表1 所示， 主消聲器內組件方案一與方案二怠速均滿足要求標準≤74 dB（A）；消聲器內組件方案一尾管噪聲測試基本滿足≤105 dB/（A）要求，方案二4 200～5 000 轉時超目標值2～5 dB（A）。

表1 方案對比

綜上所述，采用主消聲器內組件方案一具備更優的NVH聲學性能。

4 結語

排氣消聲器是尾氣降噪的主要元件， 排氣消聲器聲學結構設計及驗證是保證整車NVH 聲學感知舒適的核心技術，本文通過講述排氣消聲器殼體容積計算、 排氣管管徑計算以及消聲器聲學內組件結構設計、 主動電子閥設計、 聲學GT 分析、NVH 尾管噪聲測試等方面闡述了排氣消聲器聲學設計開發過程，為排氣消聲器設計開發提供技術支持。