声品质排气消声器的正向设计方法

刘志恩，郭彩祎，颜伏伍，杜松泽，肖生浩，郭金

(1.武汉理工大学现代汽车零部件技术湖北省重点试验室，武汉430070；2.汽车零部件技术湖北省协同创新中心武汉430070)

声品质排气消声器的正向设计方法

刘志恩1，2，郭彩祎1，2，颜伏伍1，2，杜松泽1，2，肖生浩1，2，郭金2

(1.武汉理工大学现代汽车零部件技术湖北省重点试验室，武汉430070；2.汽车零部件技术湖北省协同创新中心武汉430070)

为提升某乘用车急加速工况下排气噪声的运动感，通过控制排气噪声主要阶次声压级和能量配比从而达到改善排气声品质的目标。从典型消声器结构单元消声频率与阶次对应关系入手，推导典型消声单元传递损失与排气噪声的阶次相关性；基于某乘用车排气系统消声器模型设计四组正交组合方案，采用CAE方法研究抗性消声器结构对阶次噪声的影响规律，总结出排气噪声中四阶成分与六阶成分对扩张腔结构参数、四阶成分对共振腔结构参数、二阶成分对赫尔姆兹谐振腔结构参数变化敏感的规律。以此为依据正向设计消声器，实现排气噪声阶次成分调整。加工样件并进行排气噪声尾管试验，证明排气噪声阶次成分分布满足设计要求，主观感受声品质满足运动感目标。该研究可为消声器正向开发及声品质目标实现提供借鉴。

声学；抗性消声器；声品质；排气噪声；阶次分布

排气声品质是汽车声品质的重要组成部分[1]。排气噪声中明显的阶次特征来自于发动机周期性往复做功，其总声压级及各阶次成分的能量分布直接影响排气声品质[2]。对消声器结构进行正向设计可以达到对特定阶次分布的控制，从而实现排气声品质目标。国内外学者对排气声品质控制进行了相关研究。

Hetherington等建立双排气系统一维仿真模型，通过改变内插入管长度控制2.5阶、5阶、7.5阶和10阶等阶次噪声声压级，实现了排气系统噪声品质的改善[3]。Antonio认为排气噪声中半阶成分使声音更具有动感，是运动型车的理想选择，排气歧管可改变声波传递路径长度和发动机排气噪声而影响阶次噪声[4]。Ming-Ran Lee等对阶次噪声调节方法进行研究，确定1阶、3阶、3.5阶和4阶噪声的目标值范围，通过将前消声器扩张腔结构改为穿孔共振结构、改变后消声器插入管管长和形状等方法，实现阶次噪声的调节，改善排气噪声品质[5]。Pang J.提出Y管等长时排气噪声中点火阶次和谐阶次占主要成分，Y管不等长时其它阶次及半阶次噪声值增大3 dB～5 dB的规律[6]。

现有研究主要针对排气系统部分结构对应阶次关系或者阶次噪声声压级对声品质主观感受的影响。但是从具体声品质目标尤其是阶次目标出发系统性探讨排气系统结构对应阶次分布关系规律性的研究则鲜有报导，特别是具体结构参数对阶次分布的影响还有待深入探讨。

文中在前人工作基础上，在具体声品质约束目标下，通过GT-POWER软件搭建排气系统准稳态噪声分析模型，探究抗性消声器结构参数变化对阶次噪声能量分布影响规律。在此基础上，正向设计消声器，拟使其满足声品质目标。

1 排气噪声运动感声品质目标确定

1.1 运动感声品质客观评价

排气噪声运动感声品质取决于噪声频率的构成和阶次分布。运动感声品质具有声音明亮、加速声音悦耳、高转速时声音浑厚以及令人感到兴奋的特点。评价排气噪声的运动感需要以随时间变化的加速噪声为基础，Y.Ohsasa和K.Kadomatsu建立运动感噪声的主观评价模型，定量地描述运动感的来源及影响因素[7]。

γ1项与运动感的相关性最高，该项表明，转速上升过程中随着高阶次的增强，运动感明显；γ2项其次，占主导阶次的频率越高，加速感越明显；γ3项表明当主导阶次由低阶升向高阶时会造成转速升高的感觉。

综上所述，运动感是一个动态过程，取决于随时间的声音变化。运动型声品质取决于主导阶次的能量配比，主导阶次中高阶次随转速上升时增大,形成阶次接力，则运动感明显。

1.2 运动感品质阶次噪声目标的确定

由以上分析可知，要达到具有动感声品质的排气噪声效果，排气噪声阶次分布情况如图1所示。

图1 排气尾管阶次噪声分布

对于4冲程4缸发动机而言，4、6、8等主导谐阶次噪声的能量要与2阶点火阶次的能量接近，在绝大多数转速范围内，2、4、6、8阶噪声形成“接力”现象，如4阶噪声峰值刚好位于2阶噪声波谷，使2、4、6、8阶噪声曲线平稳过渡，避免出现阶次空白或较大峰值，同时保证总声压级的线性度。

2 排气系统准稳态噪声分析模型建立

2.1 准维态噪声分析模型

基于GT-POWER软件建立发动机工作过程准稳态噪声分析模型，完成排气系统的尾管噪声及各阶次声压级的计算。进排气系统准维分析模型如图2所示。

图2 进排气系统准维分析模型

模型中发动机为直列4缸、水冷、四冲程、16气门汽油机，缸径为78.7 mm，行程为94 mm，压缩比为10。由发动机基本参数建立进排气系统工作过程模型，完成800 r/min～5 600 r/min全负荷下的工作模拟。对模型外特性以及排气声压值对标。与发动机实验误差均控制在5%以内，可用于模拟计算。

3 阶次分布与消声器结构对应关系研究

3.1 消声器结构方案介绍

为研究不同消声器结构阶次噪声分布情况，以单个腔体长度为影响因子，采用多变量正交组合方法分组研究。即在总容积与总长度不变的情况下，以单个腔体长度为变量，将3种常用抗性消声结构单元[8]正交组合。研究共振腔、扩张腔、赫尔姆兹谐振腔互相耦合时尾管噪声阶次分布特性。设计的方案有A、B、C、D四种。L1为第一腔长度，L2为第二腔长度，比值为两腔长度比。其中A方案为扩张腔和共振腔耦合，B方案为扩张腔与赫尔姆兹谐振腔耦合，C方案为多个共振腔耦合，D方案为多个扩张腔耦合。具体方案如表1所示。

表1 不同扩张腔耦合方案

3.2 阶次分布计算结果分析

计算各方案尾管噪声及各阶次声压级，对比分析结果，得到消声器消声单元对阶次分布的关系。

3.2.1 扩张腔和共振腔耦合

方案A中的尾管噪声及各阶次声压级计算结果见图3，分析结果表明共振腔与扩张腔耦合对4阶和6阶声压级分布影响较大。由图3可知在转速高于2 800 r/min时，总声压线性度变差。

随着共振腔长度增加，扩张腔长度减小，低频噪声声压级增大，高频噪声声压级减小。由4、6阶次分布图可知，共振腔长度增加，扩张腔长度减小，4阶噪声值在2 300 r/min～4 800 r/min高频声压级增加，6阶噪声值在1 500 r/min～2 800 r/min中频声压级增加。随着共振腔长度增加，消声容积增加，声波的反射与共振现象加强，消声量增加，声压级减小；扩张腔长度减小，声波的通过频率增大，消声量减小，声压级增大，可预测4、6阶声压级增加对扩张腔长度变化比共振腔长度变化敏感。

图3 共振腔与扩张腔不同长度比值情况下尾管阶次噪声

3.2.2 扩张腔与赫尔姆兹谐振腔耦合

B方案为扩张腔与赫尔姆兹谐振腔耦合，此时尾管噪声及各阶次声压级见图4。分析结果表明扩张腔与赫尔姆兹谐振腔耦合对2阶声压级分布影响较大。由图4可知，扩张腔长度大于等于赫尔姆兹谐振腔时，总阶次声压级基本不变，扩张腔长小于赫尔姆兹谐振腔长时，噪声值明显增大。2阶噪声值在2 000 r/min～3 600 r/min中低频声压级随着扩张腔长度增加、赫尔姆兹谐振腔长度减小而增加。

图4 扩张腔与赫尔姆兹谐振腔不同长度比值情况下的尾管阶次噪声

随着扩张腔长度增加，声波传播路径增加，声能损耗增大，消声量增加，声压级降低；赫尔姆兹谐振腔长度减小，其消声容积减小，消声量减少，声压级增大。可预测2阶声压级减小对赫尔姆兹谐振腔长度变化的敏感度比扩张腔长度变化的敏感度大。

3.2.3 共振腔耦合

C方案中共振腔数目变化时尾管噪声及各阶次声压级见图5，分析结果显示共振腔数目变化对4阶声压级分布影响较大。由图5可知，随着共振腔数目增加，在转速低于3 600 r/min时，腔数由一腔增加为两腔，尾管噪声值总阶次声压级增大，腔数由两腔增加三腔，尾管噪声总阶次声压级不变。

图5 不同共振腔腔数情况下的尾管阶次噪声

在转速高于3 600 r/min时，尾管噪声总阶次声压级不变。消声器腔数对声学性能非常重要，单腔消声器很难满足消声量要求，但是随着腔数增加，声波摩擦损失增大，发动机的排气背压和功率损失增加。腔数由一腔变为两腔，4阶噪声值在1 800 r/ min～5 200 r/min中高频声压级增加。由以上分析可知，两个以上腔数对阶次调节不明显。共振腔数目影响4阶声压级分布。

3.2.4 扩张腔耦合

D方案中扩张腔数目变化时尾管噪声及各阶次声压级分布见图6，结果显示扩张腔数目变化对4、6阶次声压级分布影响较大。由图6可知，扩张腔数目由一腔增加为两腔，尾管噪声总声压级增大，两腔增加为三腔，总阶次声压级降低。

4阶噪声值在1 500 r/min～4 800 r/min范围内随一腔增加为两腔，声压级增大，两腔增加为三腔时噪声值基本不变。6阶噪声值在2 800 r/min随腔数增加，声压级减小形成峰值。扩张腔数目增加，气流通过频率数目增加，消声频段增加，消声量变化不大。由以上分析可知，扩张腔数目变化，影响4、6阶声压级分布。

图6 不同扩张腔腔数情况下的尾管阶次噪声

3.2.5 小结

以上四种结构耦合方案对阶次分布调节分析结果如表2所示。

表2 四种结构方案对阶次分布的影响

由表2及以上分析可知，4阶、6阶阶次分布对扩张腔长度改变敏感；2阶阶次分布对赫尔姆兹谐振腔长度改变敏感；4阶声压级阶次分布对共振腔长度改变敏感。

4 消声器结构设计

4.1 抗性消声器结构分析与测试

研究的抗性消声器模型如图7所示，消声器容积为6 L，穿孔管直径为43 mm，穿孔直径为3 mm，穿孔长度为400 mm。

图7 典型抗性消声器模型图

对安装该消声器的排气系统进行排气尾管噪声测试。根据测试条件[9]选择测试地点，拥有较长平直的路段、较少的车辆和行人、较低的背景噪声处，适合进行噪声路试。测试设备采用LMS SCADAS Mobile 40通道数据采集系统及加速度传感器、麦克风等。测试环境与测试设备如图8（a）、图8（b）所示，2档急加速排气尾管噪声测试结果如图8（c）所示。

分析测试结果可知，2阶声压级在800 r/min～4 000 r/min转速范围内较高，与总声压级接近，4阶声压级在2 250 r/min～4 500 r/min转速范围内较低，6阶声压级在1 500 r/min～3 600 r/min转速范围内较低。声品质主观评价其排气噪声较安静。由运动感声品质阶次目标范围可知，需要提升4、6阶声压级且使其与2阶声压级接近，因此降低2阶噪声值在1 000 r/min～4 000 r/min范围内声压级。升高4阶噪声值在2 250 r/min～4 500 r/min内的声压级；升高6阶噪声值在1 500r/min～3 600 r/min的声压级。

图8

4.2 抗性消声器结构设计

针对提高4阶和6阶声压级在2 250 r/min～40 00 r/min消声量、降低2阶声压级在1 000 r/min～40 00 r/min消声量谷值的阶次噪声目标，结合以上研究规律，在目标车消声器尺寸基础上，进行消声器正向设计。消声器方案中采用扩张腔和赫姆霍兹谐振腔结合的结构方式，其中赫姆霍兹谐振腔主要用来降低2阶低频噪声，扩张腔用来提高4、6阶噪声。设计消声器容积为6 L，扩张腔长度为60 mm，赫姆霍兹共振腔长度为288 mm，喉管内径为15 mm，喉管长度为20 mm。所设计的消声器结构如图9所示。

图9 改进方案中的消声器结构

将改进消声器放入发动机模型中进行尾管阶次噪声计算，总声压级计算结果如图10(a)、图(b)所示。

图中实线为原方案，虚线为改进方案。改进方案总声压级相比原方案有所提高，但曲线总体线性与原方案接近。由阶次噪声计算结果可知，在3 200 r/min转速以下，新方案中2阶噪声比原方案低，最多低6 dB(A)；而改进方案的4阶、6阶噪声相比原方案都有大幅度增高，且几乎覆盖了所有转速范围。此结果说明改进方案的阶次噪声结果实现了设计的目标。

通过理论分析和软件模拟计算，改进方案相比原方案在阶次噪声上已达到了设计要求。为了验证结果，对改进方案进行噪声测试。

4.3 改进消声器试验验证

图11为2档急加速排气尾管噪声测试结果。由测试结果可以看出，改进方案中2阶噪声比原方案低；改进方案中4、6阶噪声分别都比原方案在几乎所有转速范围内高；在尾管噪声总声压级方面，改进方案比原方案最多升高4 dB(A)；所有测试结果都与仿真计算结果接近，且满足阶次目标曲线分布，验证了仿真模型的准确性和改进方案的可行性。

对改进方案排气尾管噪声的声品质进行主观评价，评价结果显示使用该方案中的排气消声器后排气噪声的声品质具有运动感，证明依据该规律设计的消声器达到了声品质要求。

图10 改进方案中阶次噪声计算结果

图11 改进方案中尾管噪声测试结果

5 结语

基于声品质目标，运用一维仿真软件建立消声器与发动机工作过程耦合的准稳态噪声分析模型，研究抗性消声单元结构参数变化对阶次噪声能量分布的影响规律，实现了急加速过程中排气阶次分布的调整使之满足声品质目标。对于基于声品质目标的抗性消声器正向设计，得出了以下结论：

（1）4阶成分、6阶成分对扩张腔结构参数变化敏感，4阶成分对共振腔结构参数变化敏感，2阶成分对赫尔姆兹共振腔结构参数变化敏感。

（2）基于运动感声品质阶次噪声目标值，提出实现运动感声品质与运动感阶次特征的结构改进方案。试验表明经该方法设计得到的排气消声结构可有效实现目标车排气运动感声品质，指导消声器正向开发及声品质目标实现。

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Research of the Top-down Design Method for Exhaust Mufflers Based on Sound Quality

LIU Zhi-en1,2,GUO Cai-yi1,2,YAN Fu-wu1,2,DU Song-ze1,2,XIAO Sheng-hao1,2,GUOJin2
(1.Hubei Key Laboratory of Advanced Technology for Automotive Components, Wuhan University of Technology,Wuhan 430070,China; 2.Hubei Collaborative Innovation Center for Automotive Components Technology, Wuhan 430070,China)

In order to improve the sound quality of the exhaust noise of passenger cars in urgent acceleration condition, the main stage sound pressure level and energy ratio of the exhaust noise is controlled.According to the relationship between the frequency and the order of the muffler in the typical exhaust system,the correlation between the transmission loss and the order of the exhaust noise is derived.Based on the muffler model of the exhaust system of a passenger car,four groups of orthogonal combination schemes are designed.Using the CAE method,the impact of the resistance muffler structure on the order noise distribution is explored.It is summarized that the fourth order component and the sixth order component are sensitive to the expansion cavity structure parameters;the fourth order component is sensitive to the resonant cavity structure parameters;and the second order component is sensitive to the Helmholtz harmonic cavity structure parameters.On this basis,the muffler is designed.The order adjustment of components distribution of the exhaust noise is realized.Samples of the muffler are processed and tested and the exhaust tailpipe noise is measured.Results of the testing show that the order component distribution of the exhaust noise can meet the design requirements and the subjective perception of sound quality can meet the target of acceleration.The research has provided a reference for top-down development of mufflers and the realization of the target of sound quality.

acoustics;resistance muffler;sound quality;exhaust noise;order distribution

TU112.59+7

A

10.3969/j.issn.1006-1355.2017.02.037

1006-1355(2017)02-0182-06

2016-11-14

国家自然科学基金资助项目（51575410）

刘志恩(1977－)，男，副教授，主要研究方向为汽车发动机CAD/CAE、汽车发动机噪声与振动控制。E-mail:Lzen@whut.edu.cn