排氣消聲器動感音開發(fā)

朱立鋒，石 巖，羅恩志，陳岳昌，吳 洲

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

排氣消聲器動感音開發(fā)

朱立鋒，石 巖，羅恩志，陳岳昌，吳 洲

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

基于排氣聲源噪聲測試，制定排氣動感音性能目標(biāo)，應(yīng)用GT-POWER軟件計算消聲器高溫氣流條件下的傳遞損失，分析溫度和流速對阻抗復(fù)合式消聲器消聲能力的影響，并進(jìn)行消聲器內(nèi)部結(jié)構(gòu)設(shè)計，采用尾管聲模態(tài)原理，進(jìn)行尾管長度設(shè)計，最終根據(jù)尾管噪聲測試結(jié)果，對比不同尾管長度對于共振帶和階次聲壓級的影響，排氣尾管噪聲主觀評價滿足動感音要求。

聲學(xué)；排氣消聲器；動感音；目標(biāo)制定；聲學(xué)性能；結(jié)構(gòu)設(shè)計；尾管聲模態(tài)

排氣噪聲是汽車車內(nèi)噪聲的主要源頭之一，排氣聲學(xué)性能分析是消聲器設(shè)計的重要手段，基于平面波理論的一維時域法和頻域法用于預(yù)測消聲器的消聲性能，其計算速度較快，但未考慮非平面波效應(yīng)，在高頻存在計算誤差。劉晨等驗證GT-POWER軟件在靜態(tài)時傳遞損失的計算精度，并對比溫度和流速對于傳遞損失的影響[1]。楊潤潮等利用GTPOWER軟件建立了發(fā)動機(jī)和排氣消聲器的耦合仿真模型，并對排氣消聲器進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計[2]。徐貝貝等應(yīng)用有限元法預(yù)測有均勻流存在時消聲器的聲學(xué)特性，并論證流速對于聲傳播的影響[3]。季振林應(yīng)用一維方法和三維邊界元法，針對直通穿孔管和阻性消聲器進(jìn)行聲學(xué)性能計算，并指出一維方法只適用于低頻消聲性能預(yù)測，對于高頻性能的精確預(yù)測需使用三維方法[4–5]。隨著聲學(xué)仿真精度的不斷提升，排氣噪聲得到控制，但是安靜的排氣聲品質(zhì)、足夠低的聲壓級不能滿足所有客戶的要求，部分客戶要求排氣具有澎湃的感覺，做出具有動感的聲浪，并消除排氣噪聲中令人煩躁的成分，凸顯令人興奮的成分。

現(xiàn)階段，應(yīng)用消聲器設(shè)計排氣動感音的案例較少，張威等應(yīng)用Matlab軟件，進(jìn)行排氣噪聲階次聲壓級調(diào)制[6]。本文根據(jù)排氣聲源特性測試，進(jìn)行聲音濾波和合成，制定排氣動感音目標(biāo)，并應(yīng)用GTPOWER軟件預(yù)測消聲器在高溫有流條件下的消聲性能，應(yīng)用尾管聲模態(tài)理論，設(shè)計消聲器尾管長度，并對比不同尾管長度對于共振帶和階次聲壓級的影響。經(jīng)過試驗驗證和主觀評價，設(shè)計的消聲器滿足動感音要求。

1 排氣動感音影響因素分析

1.1 發(fā)動機(jī)缸數(shù)

基頻噪聲是發(fā)動機(jī)排氣門剛開啟時，高壓氣體沖擊排氣門，產(chǎn)生劇烈的壓力波動，隨著排氣門的不斷開閉而產(chǎn)生周期性的噪聲[7]。

四缸四沖程發(fā)動機(jī)排氣噪聲的發(fā)火及諧波階次成分為2、4、6…階，六缸四沖程發(fā)動機(jī)排氣噪聲的發(fā)火及諧波階次成分為3、6、9…階，八缸四沖程發(fā)動機(jī)排氣噪聲的發(fā)火及諧波階次成分為4、8、12…階，發(fā)動機(jī)缸數(shù)越多，排氣尾管的階次成分越豐富，動感音越強(qiáng)。

1.2 排氣歧管布置形式

由于排氣相位的差異，采用等長歧管時，尾管噪聲只保留了發(fā)火階次及其諧頻成分，最大限度地消減了半階和其它整數(shù)階次成分；采用不等長歧管時，保留相應(yīng)的半階和和其它整數(shù)階次成分，使得尾管噪聲階次成分豐富，運動感增強(qiáng)。

1.3 消聲器的設(shè)計

消聲器作為濾波器，用于消除排氣噪聲能量，調(diào)整階次能量的配比，使得階次更加均衡，并且消除發(fā)動機(jī)聲源產(chǎn)生的高頻噪聲成分。

2 聲源特性提取

基于某車型搭載的四缸四沖程發(fā)動機(jī)，采用不等長歧管，針對排氣系統(tǒng)進(jìn)行動感音開發(fā)；為了識別排氣聲源特性，采用催化器+直管結(jié)構(gòu)，測試無消聲器時的排氣噪聲水平；在三檔全油門加速工況下，由圖1可知，2階、4階、6階的階次能量較高，尤其是2階能量過高，具有較強(qiáng)的轟鳴感。

圖1 排氣聲源階次聲壓級圖

由圖2可知，8階以上的高階次能量不足，聲音的明亮度較差，存在較多雜音和高頻噪聲，根據(jù)我公司排氣聲源特征和噪聲頻譜，制定合理的排氣動感音目標(biāo)。

圖2 排氣聲源頻譜圖

3 制定排氣動感音目標(biāo)

排氣動感音的主要類型包括力量感、輕快感和加速感，力量感來自于轟鳴聲所帶來的加速感覺，主要取決于2階能量的大小，輕快感和加速感取決于主階次和高階次能量的配比[6]。根據(jù)我公司車型，2階能量過高，車內(nèi)會產(chǎn)生轟鳴，很難通過隔吸聲消除，為了設(shè)計輕快感和加速感的排氣動感音，依據(jù)文獻(xiàn)[6]的階次聲壓級調(diào)制結(jié)果，以及對我公司排氣聲源特性的濾波，制定目標(biāo)如下：

（1）主階次要求

在1 500r/min～3 000r/min范圍內(nèi)，排氣口2階噪聲需控制在95dB～100dB之間，排氣口4階噪聲需控制在95dB～100dB之間，排氣口6階噪聲需控制在90dB～95dB之間，且轉(zhuǎn)速從低至高階次線性度越均勻越好；在3 000r/min以上，階次聲壓級可超出目標(biāo)值5dB以內(nèi)，增強(qiáng)排氣動感音的輕快感和加速感。

（2）氣流聲控制要求

盡量消除高速氣流噪聲，使得階次更加凸顯，聲音純凈。

（3）共振帶要求

共振帶設(shè)計可增強(qiáng)高階次能量，提高排氣口噪聲整體的加速感。共振帶設(shè)計頻率較為關(guān)鍵，它用于均衡各個轉(zhuǎn)速段高階次能量的大小，最終方案通過主觀評價確定。

4 消聲器內(nèi)部結(jié)構(gòu)設(shè)計

基于排氣動感音開發(fā)目標(biāo)，進(jìn)行消聲器結(jié)構(gòu)設(shè)計。消聲器調(diào)音的重點在于2階、4階和6階的階次能量均衡。通過聲源數(shù)據(jù)和階次目標(biāo)數(shù)據(jù)對比，2階、4階和6階噪聲在整個轉(zhuǎn)速段降低約20dB左右，2階噪聲能量的噪聲頻率較低，消除2階噪聲是難點，同時還要保證4階和6階噪聲聲壓級水平達(dá)到目標(biāo)。根據(jù)如圖3所示排氣系統(tǒng)進(jìn)行布置，進(jìn)行消聲器結(jié)構(gòu)設(shè)計。

圖3 排氣系統(tǒng)布置圖

4.1 前消聲器結(jié)構(gòu)設(shè)計

應(yīng)用GT-POWER軟件，建立前消聲器結(jié)構(gòu)如圖4所示，具體參數(shù)如下。

圖4 前消聲器結(jié)構(gòu)示意圖

副消聲器為橢圓形殼體，殼體長度為416mm，第一隔板距左側(cè)殼體130mm，第二隔板距左側(cè)殼體285mm，第一腔進(jìn)氣管徑為60mm，管路穿孔長度為100mm，打360個直徑3.5mm的孔，加有吸音棉330g，第二腔左側(cè)和右側(cè)插入管長度為68mm，右側(cè)出氣管擴(kuò)口，第三腔出氣管徑為60mm，管路穿孔長度為100mm，打360個直徑3.5mm的孔，加有吸音棉330g。

搭建前消聲器非線性傳損分析模型，如圖5所示。

圖5 前消聲器傳遞損失分析模型

以聲源為白噪聲，通過監(jiān)測消聲器進(jìn)出口壓力信號進(jìn)行傳遞損失計算；溫度和流速對消聲器的消聲性能有較大影響，為了評估發(fā)動機(jī)在各個轉(zhuǎn)速工況下的消聲能力，設(shè)置聲源流速為60m/s，溫度為300℃、400℃、500℃、600℃，針對前消聲器進(jìn)行傳遞損失分析，計算結(jié)果如圖6所示。隨著溫度升高，傳遞損失曲線向高頻方向移動，300Hz之前變化微小，300Hz之后消聲量不斷降低。

設(shè)置聲源溫度為500℃，流速分別為20m/s、40 m/s、60m/s、80m/s，傳遞損失分析曲線見圖7，隨著流速增大，傳遞損失曲線有向低頻方向移動的趨勢，500Hz之前變化微小，500Hz之后消聲量有一定降低。

圖6 溫度對前消聲器傳遞損失分析的影響

圖7 流速對前消聲器傳遞損失分析的影響

通過對比可知，溫度對于前消聲器的消聲能力影響最敏感，前消聲器設(shè)計穿孔管增加吸音棉，可消除發(fā)動機(jī)聲源產(chǎn)生的高頻噪聲，500Hz以后的消聲量較高。

4.2 后消聲器結(jié)構(gòu)設(shè)計

應(yīng)用GT-POWER軟件，建立后消聲器結(jié)構(gòu)如圖8所示，具體參數(shù)如下。

圖8 后消聲器結(jié)構(gòu)示意圖

后消聲器根據(jù)底盤空間布置，為異型殼體，進(jìn)氣口直徑為60mm，插入長度為60mm，第一隔板距左側(cè)殼體76mm，第二隔板距左側(cè)殼體171mm，第三隔板距左側(cè)殼體424mm，第四隔板距左側(cè)殼體600mm，第二隔板處芯管長度為290mm，直徑為55mm，第三隔板均布直徑為8mm的孔200個，第一腔和最后一腔加有吸音棉，填充密度為120 kg/m3，左側(cè)出氣管內(nèi)部管徑為50mm，打54個直徑5mm的孔，左尾管管徑為65mm，右側(cè)出氣管內(nèi)部管徑為60mm，打60個直徑5mm的孔，右尾管管徑為65mm。

由于后消聲器是單進(jìn)雙出口的結(jié)構(gòu)，設(shè)置兩個無反射末端，并增加傳遞損失計算模塊和壓力監(jiān)測傳感器，計算出每個消聲器出口的傳遞損失，并查看每個出口的傳損計算結(jié)果，建立的后消聲器傳遞損失分析模型如圖9所示。

圖9 后消聲器傳遞損失分析模型

設(shè)置聲源流速為40m/s，溫度為200℃、300℃、400℃、500℃，后消聲器傳遞損失分析曲線如圖10所示。由于后消聲器模型較復(fù)雜，考慮非平面波的影響，只分析500Hz之前的消聲能力，隨著溫度升高，傳遞損失曲線向高頻方向移動，峰值頻率的消聲量不斷降低，250Hz～500Hz的消聲量不斷降低。

圖10 溫度對后消聲器傳遞損失的影響

設(shè)置聲源溫度為400℃，流速為20m/s、40 m/s、60m/s、80m/s，進(jìn)行傳遞損失分析，計算結(jié)果如圖11所示，隨著流速升高，聲波的傳播特性發(fā)生改變，傳遞損失曲線峰值頻率的消聲量在不斷升高，消聲頻帶有變寬的趨勢，250Hz～500Hz的消聲量變化微小。

圖11 流速對后消聲器傳遞損失的影響

對于后消聲器設(shè)計共振腔結(jié)構(gòu)，消除2 500 r/min以下的2階噪聲能量，并應(yīng)用小擴(kuò)張腔結(jié)構(gòu)，降低150Hz～500Hz之間的消聲能力，盡可能保留較高階次成分，從而調(diào)整階次聲壓級的配比；通過穿孔管增加吸音棉，將左右尾管管徑加粗到65mm，降低排氣系統(tǒng)產(chǎn)生的再生氣流噪聲。

5 尾管的聲學(xué)分析及設(shè)計

通過調(diào)整尾管長度設(shè)計尾管的聲學(xué)模態(tài)頻率，使所需放大的聲波頻率在排氣尾管內(nèi)產(chǎn)生駐波，達(dá)到共振效果。尾管一側(cè)是消聲器，一側(cè)是大氣，采用“開口-開口”的邊界條件[8]，則聲波頻率f計算公式如下

其中f為聲波頻率，單位為Hz；L為尾管聲學(xué)長度，單位為mm；C為聲速，單位m/s；聲速的計算公式如（2）所示。

其中γ為比熱比，這里取為1.4；R為氣體常量，取為287J/(kg?K)；T為氣體熱力學(xué)溫度，單位為K。若尾管聲學(xué)長度為550mm和700mm，尾管溫度為250℃，由式（1）計算出的尾管聲模態(tài)分別為416Hz和327Hz。

后消聲器第一腔和第五腔管路穿孔，尾管聲學(xué)長度為穿孔位置到末端出氣口的長度，為了便于方案驗證，直接在末端出氣口增加尾管長度；針對550 mm和700mm的尾管長度樣件進(jìn)行測試，在三檔全油門加速工況下，尾管噪聲2階聲壓級對比數(shù)據(jù)如圖12所示。

圖12 尾管噪聲2階聲壓級對比圖

尾管長度增加，2階聲壓級在2 000r/min～4 000r/min平均降低約3dB，長尾管方案滿足95 dB～100dB的目標(biāo)要求。

4階聲壓級對比數(shù)據(jù)如圖13所示。尾管長度變化對于4階聲壓級影響較小，變化范圍在1dB～2 dB之間，在轉(zhuǎn)速為1 700r/min～3 000r/min時滿足目標(biāo)要求。

圖13 尾管噪聲4階聲壓級對比圖

圖14 尾管噪聲6階聲壓級對比圖

6階聲壓級對比數(shù)據(jù)如圖14所示。尾管長度增加，轉(zhuǎn)速在2 500r/min以上時聲壓級明顯增大，整體提升2dB～4dB，這是由于長尾管的聲模態(tài)與高轉(zhuǎn)速6階能量耦合，使得階次能量放大；轉(zhuǎn)速在3 000 r/min以上時，4階和6階聲壓級超出目標(biāo)值1dB～5dB，使得排氣噪聲的輕快感增強(qiáng)。

通過尾管噪聲頻譜圖15的對比分析，尾管長度增加，共振帶中心頻率由420Hz變?yōu)?30Hz，尾管增長，轉(zhuǎn)速在2 500r/min以上時，400Hz～500Hz之間的高階次能量減弱；轉(zhuǎn)速在2 500r/min以下時，250Hz～400Hz之間的高階次能量會增強(qiáng)。最終通過主觀評價，選擇尾管聲學(xué)長度為700mm，排氣噪聲具有較好的輕快感和加速感，并無明顯的轟鳴壓迫感。

6 結(jié)語

由于排氣聲源特性、車內(nèi)噪聲水平和人的主觀感受的不一致，設(shè)置的排氣尾口的動感音開發(fā)目標(biāo)值只是針對我公司車型的最優(yōu)方案。GT-POWER軟件計算結(jié)果僅反映消聲器在不同溫度和流速條件下的低頻消聲特性，動感音的設(shè)計需通過調(diào)音實現(xiàn)?？傻贸鲆韵陆Y(jié)論：

圖15 尾管噪聲頻譜對比圖

（1）前消聲器用于消除發(fā)動機(jī)聲源產(chǎn)生的高頻噪聲，后消聲器可消除低轉(zhuǎn)速工況下的2階噪聲，它可調(diào)整階次聲壓級的配比并控制再生氣流噪聲。

（2）溫度和流速對于消聲器的消聲能力有較大影響。溫度升高，傳遞損失曲線向高頻移動，消聲量降低。流速增加，傳遞損失曲線有向低頻移動的趨勢。若結(jié)構(gòu)設(shè)計得合理，消聲器低頻消聲性能會增強(qiáng)。

（3）通過尾管聲學(xué)模態(tài)設(shè)計尾管長度，當(dāng)尾管長度增加，2階聲壓級明顯降低，而4階聲壓級變化很小，高轉(zhuǎn)速工況下6階聲壓級明顯增大。

（4）尾管長度增加，共振帶頻率降低，高轉(zhuǎn)速工況下噪聲的高階次能量降低，低轉(zhuǎn)速工況下噪聲的高階次能量增強(qiáng)。

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[8]龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動[M].北京：北京理工大學(xué)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

朱立鋒（1986－），男，內(nèi)蒙古赤峰市人，碩士生，主要研究方向為汽車進(jìn)排氣系統(tǒng)噪聲與振動控制。

E-mail:zhulifeng_1986@126.com