基于GT-P owe r軟件的排氣系統(tǒng)噪聲分析與改進

湯海娟，胡光輝

基于GT-P owe r軟件的排氣系統(tǒng)噪聲分析與改進

湯海娟，胡光輝

（安徽江淮汽車股份有限公司，合肥230601）

為了降低某款轎車排氣噪聲，采取增加玻璃棉、調(diào)整消聲器內(nèi)部管路和隔板的穿孔率與穿孔位置等措施，提升消聲器的降噪性能，并利用GT-Power軟件分析其傳遞損失。經(jīng)試驗驗證，改進消聲器后，車內(nèi)噪聲最大降低4 dB（A），尾管噪聲實現(xiàn)全轉(zhuǎn)速段降低。

GT-Power；排氣系統(tǒng)；消聲器；尾管噪聲；車內(nèi)噪聲

汽車排氣系統(tǒng)主要有兩大功能：一是廢氣處理；二是降低噪聲。發(fā)動機燃燒會產(chǎn)生燃燒噪聲、沖擊噪聲、機械噪聲、氣流摩擦噪聲等多種類型的噪聲，排氣系統(tǒng)中用來降低噪聲的元件是消聲器［1］。江淮某款1.3 L排量的自然進氣汽油車，當車輛處于三檔，全油門勻加速在60～120 km/h行駛過程中，車內(nèi)后排可明顯聽到排氣噪聲，車速越高，排氣噪聲越大，嚴重影響駕駛員和乘客的乘坐舒適性。

1　原因查找

在靜音轉(zhuǎn)轂實驗室中，在排氣系統(tǒng)尾管距離出口45°、50 cm處布置傳感器，監(jiān)測三檔全油門（以下簡稱3WOT）工況下，排氣系統(tǒng)尾管噪聲。在靜音轉(zhuǎn)轂實驗室中，對排氣系統(tǒng)進行屏蔽，在車內(nèi)前排駕駛員位置和后排右側(cè)位置布置傳感器，監(jiān)測3WOT工況下，屏蔽前后兩處車內(nèi)噪聲的變化。據(jù)此排氣系統(tǒng)對車內(nèi)噪聲的影響可量化。圖1給出了各個測點的位置。測試結(jié)果如圖2和圖3所示。

根據(jù)試驗數(shù)據(jù)分析可以得出以下結(jié)論：

1）排氣系統(tǒng)尾管處噪聲，在1 200～1 800 r/min低轉(zhuǎn)速下，發(fā)動機六階次音為排氣噪聲的主要聲源；在1 800～2 600 r/min常用轉(zhuǎn)速下，發(fā)動機四階次音為排氣噪聲的主要聲源；在2 600 r/min以上，二階、四階、六階次音都是排氣噪聲的主要聲源。

2）排氣尾管噪聲在3WOT工況全轉(zhuǎn)速段沒有明顯凸出的波峰，且主觀評價上排氣系統(tǒng)沒有共鳴聲產(chǎn)生，音質(zhì)較好。

3）車內(nèi)前排噪聲，在3 000～3 600 r/min下，排氣系統(tǒng)對車內(nèi)噪聲貢獻最大可達3 dB（A）。

4）車內(nèi)后排噪聲，3 400 r/min與4 000～4 500 r/min，排氣系統(tǒng)對車內(nèi)噪聲貢獻最大可達3 dB（A）。

5）通過對以上問題轉(zhuǎn)速的階次分解，表1羅列出問題轉(zhuǎn)速下對車內(nèi)噪聲有較大貢獻的轉(zhuǎn)速及頻率。

表1　車內(nèi)噪聲有貢獻量的轉(zhuǎn)速及頻率

從表1可以看出，排氣系統(tǒng)對車內(nèi)噪聲在3WOT工況下產(chǎn)生的影響頻率在100 Hz～240 Hz。

2　聲學特性分析

通過前面的原因查找，可以得出結(jié)論，即需要提高排氣系統(tǒng)在100 Hz～240 Hz的降噪能力，以達到改善車內(nèi)噪聲的目的。圖4是該款車目前的排氣系統(tǒng)裝置圖。一個合適的消聲器可以使氣流聲能量降低20～40 dB （A）［2］。目前的乘用車排氣系統(tǒng)多數(shù)包含前級和后級兩級消聲器。前級消聲器基本上是抗性消聲器，主要針對一些特定頻率；后級消聲器可以是抗性消聲器，也可以是復合型消聲器，用來消除寬頻帶的噪聲［3］。該款車的排氣系統(tǒng)包含前、后兩級消聲器，這符合目前乘用車排氣系統(tǒng)的設(shè)計趨勢。圖5為兩級消聲器的內(nèi)部結(jié)構(gòu)與氣流走向圖。

前級消聲器是典型的抗式消聲器，內(nèi)部兩塊隔板將消聲器分割成三個腔，隔板上無穿孔。氣流由進氣管進入共振腔，經(jīng)過一個擴張腔，再進入另一個共振腔，后由出氣管流出。在每個共振腔內(nèi)的管路上都有850× φ2.5 mm的小孔，氣流除了在管路中流動外，還從這些小孔流出。氣流在小孔上不斷交換，一部分聲能被抑制，從而達到消聲的目的。該前級消聲器適宜于低中頻成分的氣流噪聲，消聲量大，但消聲頻帶帶寬窄。

后級消聲器則是阻抗復合型消聲器，內(nèi)部的兩塊隔板將消聲器分割成三個腔，隔板I上有一個φ23 mm的大孔和90×φ 5 mm的小孔；隔板II上有一個φ24 mm的大孔；內(nèi)管1上有兩區(qū)域小孔，分別為10×φ4.5 mm 和144×φ3.5 mm；內(nèi)管2有1 152×φ3 mm小孔，并用玻璃棉包裹（沿著氣流方向分別定義為隔板I、II，氣流進氣管為內(nèi)管1，出氣管為內(nèi)管2）。這種類型消聲器內(nèi)部氣流走向較為復雜，氣流在三個腔之間不斷交換，消除中高頻氣流噪聲。

消聲器的降噪能力有多種評價方法，在工程上多用傳遞損失來評價。

式中：TL為傳遞損失，dB；Win、Wout分別為進出氣口的聲功率，W；Pin、Pout分別為進出口處的聲壓，Pa；Sin、Sout分別為進出氣口的截面積，m2。

早在1971年，Young和Crocker首次提出用有限單元法計算傳遞損失，并對簡單擴張腔式消聲器進行了分析。隨后有限元法被用到消聲器的聲場分析中，其分析結(jié)果與實際聲場符合性較好［4-9］。本文采用有限元法，利用聲場計算軟件GT-Power分析該排氣系統(tǒng)的傳遞損失。圖6為用該軟件分析得到的原設(shè)計的兩級消聲器的傳遞損失曲線。

從圖6可以看出，在100 Hz～240 Hz頻段范圍內(nèi)，傳遞損失存在消聲波谷，在1 000 Hz以上的高頻段消聲性能也有明顯的下降。消聲性能的薄弱是導致該排氣系統(tǒng)影響車內(nèi)舒適性的關(guān)鍵因素。需要做的是既要改進該消聲器的結(jié)構(gòu)，提升傳遞損失，又要控制排氣系統(tǒng)功率損失在設(shè)計限值內(nèi)（≤50 kPa）。

3　結(jié)構(gòu)改進與效果分析

3.1結(jié)構(gòu)改進

針對消聲器的原始結(jié)構(gòu)，改進其內(nèi)部結(jié)構(gòu)，如圖7所示，將前級消聲器內(nèi)部填充玻璃棉，以提升高頻降噪性能；對于后級消聲器，取消原隔板I、II上的大孔，改為φ5 mm的小孔。與原結(jié)構(gòu)相比，由于穿孔板和小孔數(shù)量增多，聲音在通過小孔傳遞時損失能量更大，中頻降噪特性更出色。同時改變內(nèi)管1上的穿孔位置與開孔率，使聲音在消聲器中得到更充分的消耗，能力損失更多［10］。改進前、后消聲器詳細參數(shù)對比見表2。

表2　改進前、后消聲器參數(shù)對比

3.2模擬計算

建立改進前、后消聲器的模型，分別進行數(shù)值計算，得到改進前、后的傳遞損失對比曲線，見圖8。

從分析結(jié)果看，基本實現(xiàn)全頻段降噪性能的大幅提升。原問題頻率段的消聲波谷消失，原最低點的200 Hz傳遞損失增量在30 dB以上，500 Hz～1 500 Hz頻率段傳遞損失平均增量在20 dB，最大增量在60 dB，這說明消聲器的改進效果良好。

3.3試驗驗證

將改進后的消聲器應(yīng)用到該車排氣系統(tǒng)上，進行試驗驗證。試驗工況為3WOT、4WOT、怠速；測點位置為車內(nèi)前排駕駛員位置、車內(nèi)后排右側(cè)座位、尾管。部分試驗結(jié)果見圖9-圖12。

圖9為3WOT尾管噪聲瀑布圖；圖10為3WOT車內(nèi)噪聲頻譜對比圖；圖11為4WOT車內(nèi)噪聲頻譜圖；圖12為怠速工況車內(nèi)前后排頻譜圖。從數(shù)據(jù)中可以看出：

1）消聲器改進前、后功率損耗分別是47.7 kPa和48.5 kPa，功率損耗增加0.8 kPa，在設(shè)計限值≤50 kPa要求內(nèi)。

2）對于3WOT，尾管噪聲在4階次以上得到明顯改善，在1 500 Hz～2 000 Hz段的結(jié)構(gòu)噪聲也得到改善；尾管噪聲在全轉(zhuǎn)速段都有下降，最大降幅位于2500～3500 r/min段，最多降5 dB（A）。而對于車內(nèi)前排駕駛員位置未見明顯改善，后排受排氣系統(tǒng)影響的3 400 r/min與4 000～4 500 r/min有所降低，最大降低了4 dB（A）?；窘鉀Q原因分析中排查出的問題。

3）對于其他工況，該新消聲器也有效果，如4WOT，車內(nèi)駕駛員位置3 000 r/min以上，后排1 800 r/min左右轉(zhuǎn)速噪聲改善明顯，最大達4 dB（A）。

4）怠速工況，車內(nèi)駕駛員位置由42 dB（A）降至39.5 dB（A），后排位置由43 dB（A）降至40 dB（A）。該新消聲器主要改善中低頻噪聲。

4　結(jié)束語

排氣噪聲會透過車身板件傳遞到車內(nèi)，影響駕駛員和乘客的乘坐舒適性。本文通過調(diào)整消聲器內(nèi)部管路和

隔板的穿孔率與穿孔位置等措施，改善中低頻噪聲的降噪性能，通過增加玻璃棉，提升高頻噪聲的降噪性能，并利用GT-Power軟件分析其傳遞損失，縮短了試驗周期和樣件制作周期，降低了改進成本。通過試驗結(jié)果可以看出，應(yīng)用改進后的排氣系統(tǒng)，車內(nèi)中低頻噪聲得到改善，與模擬分析的結(jié)果基本一致，車內(nèi)噪聲怠速工況最大可降3 dB（A），加速時車內(nèi)噪聲最大可降4 dB（A），尾管噪聲實現(xiàn)全轉(zhuǎn)速段降低，且消聲器改進后排氣系統(tǒng)功率損耗仍滿足設(shè)計要求。

［1］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，2006：224.

［2］洪宗輝.環(huán)境噪聲控制工程［M］.北京：高等教育出版社，2002：170-171.

［3］馬大猷.噪聲與振動控制工程手冊［K］.北京：機械工業(yè)出版社，2002：508-509.

［4］C.I.J.Young，M.J.Crocker.Prediction of Transmission Loss in Muffl er by Finite Method［J］.Journal Acoustic Society of American，1975，57：144-148.

［5］M.L.Munjal.Acoustics of Ducts and Mufflers with Application to Exhaust and Ventilcation System Design［M］.New York：Wileyinterscience，1987.

［6］劉鵬飛，畢傳興.汽車排氣消聲器聲學性能及流場特性數(shù)值分析［J］.噪聲與振動控制，2009，（4）：99-102.

［7］康鐘旭，季振林.穿孔管消聲器的有限單元計算與分析［J］.噪聲與振動控制，2005，（5）：18-20.

［8］葛蘊珊，張宏波，宋艷冗，等.汽車排氣消聲器的三維聲學性能分析［J］.汽車工程，2006，28（1）：51-55.

［9］羅虹，王偉戈，鄧兆祥，等.汽車排氣消聲器內(nèi)部流場和聲學數(shù)值分析［J］.重慶大學學報：自然科學版，2006，29（8）：66-69.

［10］楊文亮，翁建生.某車型進氣系統(tǒng)降噪改進［J］.公路與汽運，2012，（1）：6-8.

修改稿日期：2015-03-13

Analysis and Improvement of Exhaust System Noise Based on GT-Power Software

TangHaijuan，Hu Guanghui
（Anhui Jianghuai Automobile Co.，Ltd，Hefei 230601，China）

In order to reduce exhaust system noise of a car，the authors adopt measures，including increasing the glass wool，adjusting perforation rate and hole position of muffler inner pipes and baffles to improve muffler's noise reduction performance，and analyze the transmission loss by GT-Power software.The test verifies that the interior noise is reduced by4 dB（A）maximumand the tail pipe noise is reduced in full speeds for the improved muffler.

GT-Power；exhaust system；muffler；tail pipe noise；vehicle interior noise

U467.4+8；TK413.4+7

B

1006-3331（2015）06-0020-04

湯海娟（1984－），女，碩士；主要從事整車進排氣系統(tǒng)和零部件的設(shè)計與NVH控制工作。