汽車(chē)排氣系統(tǒng)低頻噪聲分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

耿鵬飛，張延超，耿旭貞，范永恒

（1.長(zhǎng)城汽車(chē)股份有限公司 技術(shù)中心，河北 保定 071000；2.河北省汽車(chē)工程技術(shù)研究中心，河北 保定 071000）

汽車(chē)排氣系統(tǒng)低頻噪聲分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

耿鵬飛1，2，張延超1，2，耿旭貞1，2，范永恒1，2

（1.長(zhǎng)城汽車(chē)股份有限公司 技術(shù)中心，河北 保定 071000；2.河北省汽車(chē)工程技術(shù)研究中心，河北 保定 071000）

針對(duì)某車(chē)型排氣尾管低頻噪聲大問(wèn)題，利用GT-Power軟件建立發(fā)動(dòng)機(jī)工作過(guò)程與排氣消聲器耦合仿真分析模型，對(duì)排氣消聲器聲學(xué)性能和空氣動(dòng)力學(xué)性能進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，分析排氣尾管低頻噪聲大的原因。依據(jù)分析結(jié)果提出消聲器結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案，制作優(yōu)化樣件進(jìn)行整車(chē)排氣尾管噪聲試驗(yàn)。試驗(yàn)結(jié)果表明，低轉(zhuǎn)速時(shí)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(wèn)題明顯改善。

聲學(xué)；排氣消聲器；低頻噪聲；聲學(xué)性能；空氣動(dòng)力學(xué)性能；結(jié)構(gòu)優(yōu)化

排氣噪聲是汽車(chē)的主要噪聲源之一，在排氣系統(tǒng)上加裝消聲器是控制汽車(chē)排氣系統(tǒng)噪聲最有效、簡(jiǎn)單的辦法［1］。汽車(chē)排氣系統(tǒng)與發(fā)動(dòng)機(jī)是相互耦合的系統(tǒng)，單獨(dú)的排氣消聲器設(shè)計(jì)而不考慮發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際工作過(guò)程對(duì)消聲器性能的影響往往難以獲得預(yù)期的消聲效果［2］。因此，需要將發(fā)動(dòng)機(jī)的工作過(guò)程與排氣消聲器進(jìn)行匹配研究。排氣尾管噪聲是一種脈動(dòng)噪聲，由空氣噪聲和氣流摩擦噪聲組成［3］?？諝庠肼晫儆诘皖l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(shè)計(jì)的難點(diǎn)。

本文利用GT-Power軟件建立某車(chē)型發(fā)動(dòng)機(jī)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(duì)消聲器結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，有效解決了排氣尾管低頻噪聲大的問(wèn)題。

1　排氣尾管噪聲測(cè)試與分析

某新開(kāi)發(fā)車(chē)型進(jìn)行排氣系統(tǒng)主觀(guān)評(píng)價(jià)，在低轉(zhuǎn)速時(shí)存在嚴(yán)重轟鳴。對(duì)新車(chē)型進(jìn)行排氣尾管噪聲試驗(yàn)測(cè)試，在三檔全油門(mén)加速工況下，轉(zhuǎn)速1 250 r/min～1 900 r/min之間排氣尾管噪聲總聲壓級(jí)高出設(shè)計(jì)目標(biāo)值約4 dB（A），如圖1（a）所示，不滿(mǎn)足車(chē)輛設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)目標(biāo)值；同時(shí)相同轉(zhuǎn)速發(fā)動(dòng)機(jī)基頻噪聲（2階次）也高于設(shè)計(jì)目標(biāo)值，如圖1（b）所示，其對(duì)應(yīng)的頻率范圍是41.7 Hz～63.3 Hz。由圖1可以說(shuō)明排氣消聲器在低轉(zhuǎn)速消聲性能不足，低頻消聲量較差，因此需要對(duì)排氣消聲器進(jìn)行聲學(xué)性能分析和改進(jìn)。

圖1　排氣尾管噪聲

2　仿真模型的建立

GT-Power軟件適用于發(fā)動(dòng)機(jī)工作過(guò)程模擬仿真，前處理軟件GEM3D用于消聲器的設(shè)計(jì)和建模；將發(fā)動(dòng)機(jī)工作過(guò)程與排氣消聲器耦合起來(lái)進(jìn)行分析研究，可以極大地提高消聲器設(shè)計(jì)工作效率并縮短設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)周期［4］。

2.1發(fā)動(dòng)機(jī)模型的建立

本文研究設(shè)計(jì)的排氣消聲器匹配的是一款四缸四沖程汽油發(fā)動(dòng)機(jī)，其主要參數(shù)見(jiàn)表1。圖2為建立的發(fā)動(dòng)機(jī)工作過(guò)程仿真分析模型。

圖2　發(fā)動(dòng)機(jī)GT仿真模型

表1　發(fā)動(dòng)機(jī)主要參數(shù)

為保證建立發(fā)動(dòng)機(jī)模型的準(zhǔn)確性，對(duì)其性能參數(shù)進(jìn)行校核。通過(guò)建模參數(shù)的調(diào)節(jié)使得發(fā)動(dòng)機(jī)功率、扭矩和燃油消耗率等與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比誤差控制在5%以?xún)?nèi)，說(shuō)明建立的發(fā)動(dòng)機(jī)模型是可靠的，可以準(zhǔn)確模擬發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際工作過(guò)程。

2.2消聲器模型的建立

分析的排氣系統(tǒng)包括一個(gè)副消聲器和兩個(gè)主消聲器，兩個(gè)主消聲器內(nèi)部結(jié)構(gòu)相同，且左右對(duì)稱(chēng)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(jìn)出氣管路外徑均為65 mm，管壁厚度為1.2 mm，且均有長(zhǎng)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(jié)構(gòu)，消聲器內(nèi)部是典型的三通穿孔管結(jié)構(gòu)，進(jìn)出氣管和芯管直徑均為50 mm，均有長(zhǎng)為80 mm的穿孔段，穿孔直徑為3.5 mm，穿孔率為10%，第二腔內(nèi)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(dòng)方程，自動(dòng)離散化對(duì)孔的流量系數(shù)、端口膨脹直徑或摩擦縮放系數(shù)等參數(shù)取值不準(zhǔn)確，因此需要采用實(shí)驗(yàn)結(jié)果或是三維CFD計(jì)算結(jié)果對(duì)參數(shù)進(jìn)行修正，保證建立的消聲器模型準(zhǔn)確預(yù)測(cè)壓力損失［5］。副消聲器結(jié)構(gòu)相對(duì)比較簡(jiǎn)單，離散化模型壓力損失與三維CFD計(jì)算結(jié)果差距不大。圖4是主消聲器壓力損失對(duì)比結(jié)果。

將調(diào)校后的消聲器離散模型與發(fā)動(dòng)機(jī)工作過(guò)程模型進(jìn)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(duì)比結(jié)果（氣體溫度350℃）

3　仿真結(jié)果與分析

消聲器聲學(xué)性能常用消聲量的大小和消聲頻譜特性來(lái)衡量，主要參數(shù)指標(biāo)為傳遞損失、插入損失或噪聲衰減量；消聲器的空氣動(dòng)力學(xué)性能通過(guò)用壓力損失來(lái)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(jí)與出口處的透射聲功率級(jí)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(duì)比。使用GT-Power軟件中的傳遞損失計(jì)算模型，將離散化的主副消聲器模型分別導(dǎo)入計(jì)算。該模型采用的是雙話(huà)筒隨機(jī)噪聲法計(jì)算消聲器的傳遞損失，以一個(gè)產(chǎn)生隨機(jī)白噪聲的揚(yáng)聲器作為聲源。通過(guò)四個(gè)傳感器得到消聲器上、下游的壓力信號(hào)，經(jīng)過(guò)自譜和互譜運(yùn)算得到消聲器的傳遞損失［7］。圖5為主副消聲器常溫?zé)o流狀態(tài)的傳遞損失。

圖5　主副消聲器常溫?zé)o流傳遞損失

計(jì)算結(jié)果顯示，副消聲器低頻消聲性能較差，而高頻消聲量過(guò)高，主要原因是副消聲器內(nèi)有兩腔填充吸聲材料；主消聲器兩個(gè)共振峰值頻率分別為120 Hz和180 Hz，消聲器實(shí)際工作溫度較高，共振峰值頻率會(huì)向高頻移動(dòng)，因此應(yīng)適當(dāng)將共振頻率向低頻移動(dòng)，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(jí)之差。與傳遞損失相比，插入損失除考慮消聲器外，還包括發(fā)動(dòng)機(jī)聲源和排氣尾管聲學(xué)特性，可以更好地評(píng)價(jià)整個(gè)排氣系統(tǒng)的消聲性能［3］。圖6為排氣系統(tǒng)插入損失計(jì)算結(jié)果。計(jì)算結(jié)果顯示在問(wèn)題轉(zhuǎn)速段插入損失偏低。轉(zhuǎn)速1 600 r/min時(shí)插入損失最小且低于15 dB，該轉(zhuǎn)速排氣噪聲基頻為53.3 Hz。發(fā)動(dòng)機(jī)低轉(zhuǎn)速時(shí)，排氣流量小、速度低，尾管噪聲由階次噪聲決定，計(jì)算結(jié)果表明排氣系統(tǒng)低頻消聲性能不足。

圖6　排氣系統(tǒng)插入損失

3.3壓力損失

壓力損失是指氣流通過(guò)催化器和消聲器時(shí)，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(guò)消聲器時(shí)受到阻礙，引起發(fā)動(dòng)機(jī)功率損失。排氣系統(tǒng)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(xué)性能設(shè)計(jì)時(shí)要綜合考慮發(fā)動(dòng)機(jī)功率損失［8］。經(jīng)仿真計(jì)算，在最高轉(zhuǎn)速5 500 r/min時(shí)，排氣系統(tǒng)壓力損失為58 kPa。

4　消聲器結(jié)構(gòu)優(yōu)化與驗(yàn)證

為解決排氣系統(tǒng)低頻消聲量不足問(wèn)題，對(duì)原排氣系統(tǒng)進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。由于汽車(chē)底盤(pán)布置空間限制，無(wú)法通過(guò)改變消聲器布置位置和增大消聲器容積來(lái)改善低頻消聲性能，只能通過(guò)調(diào)整消聲器內(nèi)部結(jié)構(gòu)來(lái)實(shí)現(xiàn)。原排氣系統(tǒng)主副消聲器容積分別為13 L和12.8 L，在消聲器內(nèi)部設(shè)計(jì)赫姆霍茲共振腔會(huì)占用較大的容積，嚴(yán)重影響其它頻率消聲量。因此，采用加長(zhǎng)尾管的方式來(lái)提高低頻消聲性能。為進(jìn)一步降低排氣尾管噪聲考慮縮小管徑，但是當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速提高到高轉(zhuǎn)速時(shí)，管道中的流量增大，流速也增大，氣流摩擦噪聲增大，同時(shí)縮小管徑會(huì)增大系統(tǒng)背壓，因此需要綜合考慮［3］。圖7為主副消聲器優(yōu)化結(jié)構(gòu)。

主消聲器保證排氣尾口位置不變，尾管加長(zhǎng)部分在消聲器內(nèi)部沿殼體周向布置，盡量增長(zhǎng)尾管長(zhǎng)度，同時(shí)將尾管管徑由50 mm縮小到45 mm。為改善主消聲器結(jié)構(gòu)變化引起的氣流噪聲，在尾管直線(xiàn)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(zhǎng)77 mm的穿孔段，穿孔直徑為5 mm，穿孔率為20%；兩個(gè)隔板均布有3.5 mm的小孔，穿孔率均為15%。尾管加長(zhǎng)和管徑縮小會(huì)增大排氣背壓，為保證發(fā)動(dòng)機(jī)性能，需要副消聲器結(jié)構(gòu)配合調(diào)整來(lái)降低系統(tǒng)背壓。副消聲器由原來(lái)的進(jìn)出口管偏置改為進(jìn)出口管同軸結(jié)構(gòu)，兩個(gè)隔板均布有直徑為3.5 mm的小孔，穿孔率為15%；進(jìn)氣管上有長(zhǎng)60 mm的穿孔段，穿孔直徑為5 mm，穿孔率為15%；出氣管上有長(zhǎng)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(yōu)化結(jié)構(gòu)

圖8為消聲器優(yōu)化前后排氣系統(tǒng)壓力損失對(duì)比曲線(xiàn)。由圖可知，優(yōu)化后排氣消聲器壓力損失略高于原結(jié)構(gòu)，最高轉(zhuǎn)速5 500 r/min時(shí)高出原結(jié)構(gòu)2 kPa，但滿(mǎn)足設(shè)計(jì)目標(biāo)要求。

圖8　消聲器優(yōu)化前后壓力損失

為驗(yàn)證優(yōu)化方案的有效性，制作樣件進(jìn)行整車(chē)排氣尾管噪聲試驗(yàn)，試驗(yàn)結(jié)果如圖9所示。試驗(yàn)結(jié)果顯示，全轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，尾管噪聲總級(jí)滿(mǎn)足設(shè)計(jì)目標(biāo)值，在問(wèn)題轉(zhuǎn)速1 250 r/min～1 900 r/min之間，尾管噪聲總級(jí)降低明顯，優(yōu)化消聲器結(jié)構(gòu)插入損失提高5 dB（A）～7 dB（A）；2階次噪聲整體降低，滿(mǎn)足設(shè)計(jì)目標(biāo)值。優(yōu)化后排氣消聲器低頻噪聲明顯改善。

圖9　尾管噪聲測(cè)試結(jié)果對(duì)比

5　結(jié)語(yǔ)

（1）利用GT-Power軟件建立發(fā)動(dòng)機(jī)工作過(guò)程與排氣消聲器耦合仿真模型，采用數(shù)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(guò)高；主消聲器兩個(gè)共振峰值頻率應(yīng)適當(dāng)向低頻移動(dòng)；排氣系統(tǒng)低轉(zhuǎn)速時(shí)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(zhǎng)尾管和適當(dāng)縮小管徑的方式來(lái)改善消聲器低頻消聲性能。

（4）整車(chē)排氣尾管噪聲試驗(yàn)結(jié)果表明，低轉(zhuǎn)速時(shí)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(wèn)題有效解決。

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Low Frequency NoiseAnalysis and Structure Optimization ofAutomotive Exhaust Systems

GENG Peng-fei1，2，ZHANG Yan-chao1，2，GENG Xu-zhen1，2，F(xiàn)AN 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?yàn)槠?chē)噪聲與振動(dòng)控制研究。E-mail:dafu238@126.com