排气消声器动感音开发

朱立锋，石 岩，罗恩志，陈岳昌，吴 洲

(1.长城汽车股份有限公司 技术中心，河北 保定 071000；2.河北省汽车工程技术研究中心，河北 保定 071000；）

排气消声器动感音开发

朱立锋，石 岩，罗恩志，陈岳昌，吴 洲

(1.长城汽车股份有限公司 技术中心，河北 保定 071000；2.河北省汽车工程技术研究中心，河北 保定 071000；）

基于排气声源噪声测试，制定排气动感音性能目标，应用GT-POWER软件计算消声器高温气流条件下的传递损失，分析温度和流速对阻抗复合式消声器消声能力的影响，并进行消声器内部结构设计，采用尾管声模态原理，进行尾管长度设计，最终根据尾管噪声测试结果，对比不同尾管长度对于共振带和阶次声压级的影响，排气尾管噪声主观评价满足动感音要求。

声学；排气消声器；动感音；目标制定；声学性能；结构设计；尾管声模态

排气噪声是汽车车内噪声的主要源头之一，排气声学性能分析是消声器设计的重要手段，基于平面波理论的一维时域法和频域法用于预测消声器的消声性能，其计算速度较快，但未考虑非平面波效应，在高频存在计算误差。刘晨等验证GT-POWER软件在静态时传递损失的计算精度，并对比温度和流速对于传递损失的影响[1]。杨润潮等利用GTPOWER软件建立了发动机和排气消声器的耦合仿真模型，并对排气消声器进行优化设计[2]。徐贝贝等应用有限元法预测有均匀流存在时消声器的声学特性，并论证流速对于声传播的影响[3]。季振林应用一维方法和三维边界元法，针对直通穿孔管和阻性消声器进行声学性能计算，并指出一维方法只适用于低频消声性能预测，对于高频性能的精确预测需使用三维方法[4–5]。随着声学仿真精度的不断提升，排气噪声得到控制，但是安静的排气声品质、足够低的声压级不能满足所有客户的要求，部分客户要求排气具有澎湃的感觉，做出具有动感的声浪，并消除排气噪声中令人烦躁的成分，凸显令人兴奋的成分。

现阶段，应用消声器设计排气动感音的案例较少，张威等应用Matlab软件，进行排气噪声阶次声压级调制[6]。本文根据排气声源特性测试，进行声音滤波和合成，制定排气动感音目标，并应用GTPOWER软件预测消声器在高温有流条件下的消声性能，应用尾管声模态理论，设计消声器尾管长度，并对比不同尾管长度对于共振带和阶次声压级的影响。经过试验验证和主观评价，设计的消声器满足动感音要求。

1 排气动感音影响因素分析

1.1 发动机缸数

基频噪声是发动机排气门刚开启时，高压气体冲击排气门，产生剧烈的压力波动，随着排气门的不断开闭而产生周期性的噪声[7]。

四缸四冲程发动机排气噪声的发火及谐波阶次成分为2、4、6…阶，六缸四冲程发动机排气噪声的发火及谐波阶次成分为3、6、9…阶，八缸四冲程发动机排气噪声的发火及谐波阶次成分为4、8、12…阶，发动机缸数越多，排气尾管的阶次成分越丰富，动感音越强。

1.2 排气歧管布置形式

由于排气相位的差异，采用等长歧管时，尾管噪声只保留了发火阶次及其谐频成分，最大限度地消减了半阶和其它整数阶次成分；采用不等长歧管时，保留相应的半阶和和其它整数阶次成分，使得尾管噪声阶次成分丰富，运动感增强。

1.3 消声器的设计

消声器作为滤波器，用于消除排气噪声能量，调整阶次能量的配比，使得阶次更加均衡，并且消除发动机声源产生的高频噪声成分。

2 声源特性提取

基于某车型搭载的四缸四冲程发动机，采用不等长歧管，针对排气系统进行动感音开发；为了识别排气声源特性，采用催化器+直管结构，测试无消声器时的排气噪声水平；在三档全油门加速工况下，由图1可知，2阶、4阶、6阶的阶次能量较高，尤其是2阶能量过高，具有较强的轰鸣感。

图1 排气声源阶次声压级图

由图2可知，8阶以上的高阶次能量不足，声音的明亮度较差，存在较多杂音和高频噪声，根据我公司排气声源特征和噪声频谱，制定合理的排气动感音目标。

图2 排气声源频谱图

3 制定排气动感音目标

排气动感音的主要类型包括力量感、轻快感和加速感，力量感来自于轰鸣声所带来的加速感觉，主要取决于2阶能量的大小，轻快感和加速感取决于主阶次和高阶次能量的配比[6]。根据我公司车型，2阶能量过高，车内会产生轰鸣，很难通过隔吸声消除，为了设计轻快感和加速感的排气动感音，依据文献[6]的阶次声压级调制结果，以及对我公司排气声源特性的滤波，制定目标如下：

（1）主阶次要求

在1 500r/min～3 000r/min范围内，排气口2阶噪声需控制在95dB～100dB之间，排气口4阶噪声需控制在95dB～100dB之间，排气口6阶噪声需控制在90dB～95dB之间，且转速从低至高阶次线性度越均匀越好；在3 000r/min以上，阶次声压级可超出目标值5dB以内，增强排气动感音的轻快感和加速感。

（2）气流声控制要求

尽量消除高速气流噪声，使得阶次更加凸显，声音纯净。

（3）共振带要求

共振带设计可增强高阶次能量，提高排气口噪声整体的加速感。共振带设计频率较为关键，它用于均衡各个转速段高阶次能量的大小，最终方案通过主观评价确定。

4 消声器内部结构设计

基于排气动感音开发目标，进行消声器结构设计。消声器调音的重点在于2阶、4阶和6阶的阶次能量均衡。通过声源数据和阶次目标数据对比，2阶、4阶和6阶噪声在整个转速段降低约20dB左右，2阶噪声能量的噪声频率较低，消除2阶噪声是难点，同时还要保证4阶和6阶噪声声压级水平达到目标。根据如图3所示排气系统进行布置，进行消声器结构设计。

图3 排气系统布置图

4.1 前消声器结构设计

应用GT-POWER软件，建立前消声器结构如图4所示，具体参数如下。

图4 前消声器结构示意图

副消声器为椭圆形壳体，壳体长度为416mm，第一隔板距左侧壳体130mm，第二隔板距左侧壳体285mm，第一腔进气管径为60mm，管路穿孔长度为100mm，打360个直径3.5mm的孔，加有吸音棉330g，第二腔左侧和右侧插入管长度为68mm，右侧出气管扩口，第三腔出气管径为60mm，管路穿孔长度为100mm，打360个直径3.5mm的孔，加有吸音棉330g。

搭建前消声器非线性传损分析模型，如图5所示。

图5 前消声器传递损失分析模型

以声源为白噪声，通过监测消声器进出口压力信号进行传递损失计算；温度和流速对消声器的消声性能有较大影响，为了评估发动机在各个转速工况下的消声能力，设置声源流速为60m/s，温度为300℃、400℃、500℃、600℃，针对前消声器进行传递损失分析，计算结果如图6所示。随着温度升高，传递损失曲线向高频方向移动，300Hz之前变化微小，300Hz之后消声量不断降低。

设置声源温度为500℃，流速分别为20m/s、40 m/s、60m/s、80m/s，传递损失分析曲线见图7，随着流速增大，传递损失曲线有向低频方向移动的趋势，500Hz之前变化微小，500Hz之后消声量有一定降低。

图6 温度对前消声器传递损失分析的影响

图7 流速对前消声器传递损失分析的影响

通过对比可知，温度对于前消声器的消声能力影响最敏感，前消声器设计穿孔管增加吸音棉，可消除发动机声源产生的高频噪声，500Hz以后的消声量较高。

4.2 后消声器结构设计

应用GT-POWER软件，建立后消声器结构如图8所示，具体参数如下。

图8 后消声器结构示意图

后消声器根据底盘空间布置，为异型壳体，进气口直径为60mm，插入长度为60mm，第一隔板距左侧壳体76mm，第二隔板距左侧壳体171mm，第三隔板距左侧壳体424mm，第四隔板距左侧壳体600mm，第二隔板处芯管长度为290mm，直径为55mm，第三隔板均布直径为8mm的孔200个，第一腔和最后一腔加有吸音棉，填充密度为120 kg/m3，左侧出气管内部管径为50mm，打54个直径5mm的孔，左尾管管径为65mm，右侧出气管内部管径为60mm，打60个直径5mm的孔，右尾管管径为65mm。

由于后消声器是单进双出口的结构，设置两个无反射末端，并增加传递损失计算模块和压力监测传感器，计算出每个消声器出口的传递损失，并查看每个出口的传损计算结果，建立的后消声器传递损失分析模型如图9所示。

图9 后消声器传递损失分析模型

设置声源流速为40m/s，温度为200℃、300℃、400℃、500℃，后消声器传递损失分析曲线如图10所示。由于后消声器模型较复杂，考虑非平面波的影响，只分析500Hz之前的消声能力，随着温度升高，传递损失曲线向高频方向移动，峰值频率的消声量不断降低，250Hz～500Hz的消声量不断降低。

图10 温度对后消声器传递损失的影响

设置声源温度为400℃，流速为20m/s、40 m/s、60m/s、80m/s，进行传递损失分析，计算结果如图11所示，随着流速升高，声波的传播特性发生改变，传递损失曲线峰值频率的消声量在不断升高，消声频带有变宽的趋势，250Hz～500Hz的消声量变化微小。

图11 流速对后消声器传递损失的影响

对于后消声器设计共振腔结构，消除2 500 r/min以下的2阶噪声能量，并应用小扩张腔结构，降低150Hz～500Hz之间的消声能力，尽可能保留较高阶次成分，从而调整阶次声压级的配比；通过穿孔管增加吸音棉，将左右尾管管径加粗到65mm，降低排气系统产生的再生气流噪声。

5 尾管的声学分析及设计

通过调整尾管长度设计尾管的声学模态频率，使所需放大的声波频率在排气尾管内产生驻波，达到共振效果。尾管一侧是消声器，一侧是大气，采用“开口-开口”的边界条件[8]，则声波频率f计算公式如下

其中f为声波频率，单位为Hz；L为尾管声学长度，单位为mm；C为声速，单位m/s；声速的计算公式如（2）所示。

其中γ为比热比，这里取为1.4；R为气体常量，取为287J/(kg∙K)；T为气体热力学温度，单位为K。若尾管声学长度为550mm和700mm，尾管温度为250℃，由式（1）计算出的尾管声模态分别为416Hz和327Hz。

后消声器第一腔和第五腔管路穿孔，尾管声学长度为穿孔位置到末端出气口的长度，为了便于方案验证，直接在末端出气口增加尾管长度；针对550 mm和700mm的尾管长度样件进行测试，在三档全油门加速工况下，尾管噪声2阶声压级对比数据如图12所示。

图12 尾管噪声2阶声压级对比图

尾管长度增加，2阶声压级在2 000r/min～4 000r/min平均降低约3dB，长尾管方案满足95 dB～100dB的目标要求。

4阶声压级对比数据如图13所示。尾管长度变化对于4阶声压级影响较小，变化范围在1dB～2 dB之间，在转速为1 700r/min～3 000r/min时满足目标要求。

图13 尾管噪声4阶声压级对比图

图14 尾管噪声6阶声压级对比图

6阶声压级对比数据如图14所示。尾管长度增加，转速在2 500r/min以上时声压级明显增大，整体提升2dB～4dB，这是由于长尾管的声模态与高转速6阶能量耦合，使得阶次能量放大；转速在3 000 r/min以上时，4阶和6阶声压级超出目标值1dB～5dB，使得排气噪声的轻快感增强。

通过尾管噪声频谱图15的对比分析，尾管长度增加，共振带中心频率由420Hz变为330Hz，尾管增长，转速在2 500r/min以上时，400Hz～500Hz之间的高阶次能量减弱；转速在2 500r/min以下时，250Hz～400Hz之间的高阶次能量会增强。最终通过主观评价，选择尾管声学长度为700mm，排气噪声具有较好的轻快感和加速感，并无明显的轰鸣压迫感。

6 结语

由于排气声源特性、车内噪声水平和人的主观感受的不一致，设置的排气尾口的动感音开发目标值只是针对我公司车型的最优方案。GT-POWER软件计算结果仅反映消声器在不同温度和流速条件下的低频消声特性，动感音的设计需通过调音实现。可得出以下结论：

图15 尾管噪声频谱对比图

（1）前消声器用于消除发动机声源产生的高频噪声，后消声器可消除低转速工况下的2阶噪声，它可调整阶次声压级的配比并控制再生气流噪声。

（2）温度和流速对于消声器的消声能力有较大影响。温度升高，传递损失曲线向高频移动，消声量降低。流速增加，传递损失曲线有向低频移动的趋势。若结构设计得合理，消声器低频消声性能会增强。

（3）通过尾管声学模态设计尾管长度，当尾管长度增加，2阶声压级明显降低，而4阶声压级变化很小，高转速工况下6阶声压级明显增大。

（4）尾管长度增加，共振带频率降低，高转速工况下噪声的高阶次能量降低，低转速工况下噪声的高阶次能量增强。

[1]刘晨，季振林，胡志龙.高温气流对穿孔管消声器声学性能的影响[J].汽车工程，2008，30(4)：330-334.

[2]杨润潮，颜伏伍，刘志恩.发动机工作过程和消声器特性耦合的建模与设计[J].噪声与振动控制，2011，31(4)：155-159.

[3]徐贝贝，季振林，康钟绪，等.均匀流直通穿孔管消声器声学特性预测的有限元法[J].噪声与振动控制，2010，30（4）：100-103.

[4]季振林.直通穿孔管消声器声学性能计算及分析[J].哈尔滨工程大学学报，2005，26(3)：302-306.

[5]季振林.穿孔管阻性消声器消声性能计算及分析[J].振动工程学报，2005，18(4)：453-457.

[6]张威，卢炽华，杜松泽，等.排气噪声阶次调制软件实现及应用[J].汽车技术，2016(5)：26-30.

[7]王少康.消声器内三维流动的数值模拟研究[D].吉林：吉林大学，2007.

[8]庞剑，谌刚，何华.汽车噪声与振动[M].北京：北京理工大学出版社，2006.

Development of Sporty Sound Quality for Exhaust Mufflers

ZHU Li-feng,SHI Yan,LUO En-zhi,CHEN Yue-chang,WU Zhou
(1.R&D Center of Great Wall Motor Company,Baoding 071000,Hebei China;2.HebeiAutomotive Engineering Technical Center,Baoding 071000,Hebei China）

According to the sound source testing of exhaust systems,objectives of exhaust sporty sound quality are formulated.The transmission loss of the muffler is calculated in the high temperature gas flow condition by using the GTPOWER software.The effects of temperature and gas flow rate on the sound elimination ability of the impedance composite muffler are analyzed.The interior structure of the muffler is designed.The tailpipe length is determined based on the principle of tailpipe acoustic modal.Finally,based on the results of exhaust tailpipe noise testing,the influences of different tailpipe length on resonance band and order sound pressure level are compared mutually.According to the subjective evaluation,it is concluded that the exhaust tailpipe noise can meet the requirement of sporty sound quality.

acoustics;exhaust muffler;sporty sound quality;objectives formulation;acoustic characteristics;structure design;tailpipe acoustic modal

TH113.1

：A

：10.3969/j.issn.1006-1355.2017.04.044

1006-1355(2017)04-0218-05

2017-01-26

朱立锋（1986－），男，内蒙古赤峰市人，硕士生，主要研究方向为汽车进排气系统噪声与振动控制。

E-mail:zhulifeng_1986@126.com