某越野车排气系统改进设计*

袁守利 肖生浩 刘志恩 朱美颖 赵楠楠

（武汉理工大学）

针对某越野车在改型过程中存在的急加速工况下车内噪声过大问题，对样车进行了整车测试，确定了主要噪声源是由发动机排气噪声引起的。借助GT-power软件的模拟，并对比试验结果，完成了排气系统前置、后置副消声器的结构改进。

1 原排气系统噪声分析

根据GB/T 18697—2002《声学汽车车内噪声测量方法》的相关要求对样车进行了尾管噪声测试，试验中采用德国Head Acoustic公司的噪声振动数据采集前端SQLABⅢ、双耳人工头以及配套采集分析软件Artemis7.0、PCB传声器，转速信号由RPM-800转速计测量[1]。

测试的工况为:在关闭空调的前提下，先以最低稳定车速行驶，然后分别以2、3挡迅速踩下加速踏板使节气门全开，直至发动机转速达到5000 r/min。车内测点在后排座位中间的位置；车外测点在与排气口轴向成45°方向上，且测点离排气口直线距离为500 mm。

从图1可以看出，在转速为2000 r/min时车内和排气尾管处同时出现一个噪声峰值，且排气噪声值比车内噪声大，说明在该转速下此峰值噪声主要来源于排气峰值噪声。进一步对转速为2000 r/min稳态工况下排气噪声进行频谱测试。结果表明，其噪声值主要是由2阶噪声贡献，峰值频率为67 Hz。因此，怀疑消声器低频消声量不足。

此外，由图1还知，在转速为4000 r/min时车内噪声也出现了峰值，但排气噪声在该转速下却无明显突变。通过分析，认为该转速下噪声是由进气噪声引起的，而本文仅对排气噪声作分析和改进，故不考虑转速为4000 r/min的峰值噪声。

2 排气消声器的性能仿真与改进

2.1 GT-Power模型的建立

该越野车排气系统中有3个消声器，即前置副消声器、主消声器和后置副消声器，各消声器布置位置如图2所示，原前置、后置副消声器结构如图3所示。

利用GT-Power建立发动机工作过程仿真模型（图 4），并对模型进行标定[2，3]。

该越野车主要是在急加速时车内噪声过大，但目前文献[2]和文献[3]中所建立的尾管噪声计算模型获得的都是稳态工况下的结果。因此，本文在图4b基础上建立了全油门急加速工况下尾管噪声计算模型。

GT-Power模型中进行急加速工况模拟时，需在发动机参数中的发动机转速项中建立转速与时间的对应关系图。本文根据实车试验确定急加速时间和转速对应关系，并关联有关参数，应用到GT-Power仿真过程中，使仿真过程尽量接近发动机实际工况。

2.2 新消声器方案的提出

经过对消声器进行传递损失计算，发现主消声器、前置副消声器和后置副消声器的低频消声量均不足，而由于主消声器结构复杂，在进行排气消声器改进时，确定了不改动主消声器结构、只更改前置与后置副消声器结构的原则。

原方案前置副消声器采用的是单腔阻性消声结构，此结构在高频有很好的消声效果，但低频消声效果不好，而谐振腔结构在低频的消声效果较好，因而考虑将前置副消声器设计成谐振腔结构。在不改变前置副消声器整体结构的前提下，以主要消除67 Hz噪声作为目标设计了谐振腔[4]，同时，为避免怠速共振，使用隔板将前置副消声器设计为两腔结构。

图5为Helmholtz谐振腔结构，根据消声器壳体长度和直径，预计设计一个消声量能达到20 dB左右的Helmholtz谐振腔。Helmholtz谐振腔消声量的计算公式为:

通过以上对消除67 Hz频率噪声设计Helmholtz谐振腔的过程可以发现，喉管内径越小，腔容量越大；喉管长度越长，低频消声效果越好。

同样考虑将后置副消声器的阻性消声结构作改进，即将后置副消声器腔体分为两腔，一腔保持阻性结构，使其对高频噪声的消声效果不变差；另一腔去掉吸声材料，改变穿孔率和穿孔长度，使其成为一个抗性共振结构，进而增强对低频噪声的消声效果。

图6是改进后前置、后置副消声器的内部结构。图7是改进后的消声器传声损失计算结果与原方案的比较。

改进后前置副消声器在67 Hz附近有峰值，但由于GT-Power计算时设置以5 Hz作为步长，图7a中67 Hz处没有计算结果，而在70 Hz处显示有8.3 dB的峰值，且在65 Hz处也有8.2 dB的消声量，说明在67 Hz处的消声量也有8.2 dB左右，比原前置副消声器消声量（3.3 dB）高。从图7a中还可以看出，改进后前置副消声器在560 Hz有一个很高的峰值，有42.7 dB的消声量。图7b改进后的后置副消声器在中低频的消声效果也比原方案好。

图8是稳态工况和急加速工况时的尾管噪声计算结果。

从图8中可以看出，稳态工况时，在所有转速下新方案尾管噪声均比原方案噪声低，且新方案在转速为2500 r/min噪声值有很大降低；在急加速工况时，新方案噪声值均比原方案的尾管噪声值低，且在转速为2000 r/min时有10 dB左右的降低。

图9为稳态工况时新方案和原排气系统的压力损失结果对比。从图9中可以看出，新方案在各转速的压力损失都比原方案小，且新方案压力损失最大值比原方案低1.7 kPa，因而改进后的排气系统没有影响发动机的性能。

3 试验测试

将新设计的消声器制作样件并安装在整车上，按照前文所述的测试方法进行实车测试，所得结果与原方案的对比如图10和图11所示。

从图10和图11可以看出，新方案降低了急加速过程中2000 r/min工况下的排气噪声和车内噪声。主观测试结果也表明，该改进方案使车内噪声评价等级由原来的不可接受变为基本可接受，说明新消声器方案是基本可行的。

4 结束语

本文针对汽车排气系统在低频段消声量不足的问题，合理分配前置、后置副消声器的消声频段，并在前置副消声器中采用Helmholtz谐振腔结构来提高低频消声量，达到了改进的目的。但本文仅仅在声学上对排气系统进行了分析，而对排气系统结构有限元没有进行模态分析，而排气低频噪声与结构的共振有很大的关系，因而在今后的工作中要对这一方面进行研究。

1 庞剑，谌刚，何华.汽车噪声与振动.北京:北京理工大学出版社，2006.

2 侯献军，王天田，田翠翠，等.基于GT-Power的乘用车消声设计.北京理工大学学报，2010（2）:161～165.

3 颜伏伍，杨伦，刘志恩，等.基于GT-Power软件的微型车消声器与改进.内燃机工程，2010，31（2）:64～67.