湯鴻明，楊永平，胡孝明，王金輝

（陜西理工學(xué)院陜西省工業(yè)自動(dòng)化實(shí)驗(yàn)室，陜西 漢中723000）

面對(duì)同級(jí)別車(chē)型激烈的市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)，以及愈發(fā)挑剔的消費(fèi)者。汽車(chē)的NVH性能已經(jīng)逐步成為影響汽車(chē)性能的重要指標(biāo)之一[1]，整車(chē)及零部件企業(yè)對(duì)振動(dòng)及噪聲的研究也愈發(fā)重視和深入。汽車(chē)排氣系統(tǒng)噪聲由空氣動(dòng)力噪聲，輻射噪聲以及沖擊噪聲組成，排氣系統(tǒng)噪聲是由排氣系統(tǒng)內(nèi)部氣體擾動(dòng)及氣體與壁面之間的相互作用產(chǎn)生的，在整車(chē)噪聲中占有較大的比重。早期的汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)功率比較低，其實(shí)NVH性能并不突出，隨著人們對(duì)汽車(chē)動(dòng)力性的追求，高速公路的不斷發(fā)展，車(chē)速不斷提高，振動(dòng)與噪聲問(wèn)題也逐漸凸顯出來(lái)，同時(shí)政府法規(guī)對(duì)汽車(chē)噪聲的要求也越來(lái)越嚴(yán)苛。所以開(kāi)發(fā)消聲性能良好，結(jié)構(gòu)可靠，價(jià)格低廉的優(yōu)質(zhì)消聲器成為各大消聲器OEM供應(yīng)商的當(dāng)務(wù)之急。傳統(tǒng)消聲器設(shè)計(jì)方法是經(jīng)驗(yàn)與實(shí)驗(yàn)相結(jié)合，開(kāi)發(fā)成本大，開(kāi)發(fā)周期長(zhǎng)。隨著數(shù)值模擬技術(shù)的迅猛發(fā)展，消聲器的開(kāi)發(fā)與設(shè)計(jì)有了新的途徑。本文基于GT-Power軟件對(duì)消聲器進(jìn)行傳遞損失計(jì)算[2-3]，通過(guò)仿真分析共振腔進(jìn)氣管道不同穿孔率的傳遞損失，選擇合適的穿孔率使消聲器在較寬的頻率范圍內(nèi)保持理想的傳遞損失值。傳遞損失不包括聲源以及管道終端的聲學(xué)特性，它只與消聲器自身結(jié)構(gòu)相關(guān)，在單獨(dú)評(píng)價(jià)消聲器消音性能時(shí)最常用的性能指標(biāo)就是傳遞損失。傳遞損失是評(píng)價(jià)消音器最簡(jiǎn)單最直接最有效的方法。

1 理論分析

GT-Power以一維CFD計(jì)算為基礎(chǔ)，采用有限體積法進(jìn)行流體的能量方程，動(dòng)量方程，連續(xù)性方程和熱力學(xué)方程計(jì)算。GT-SUITE下模塊GEM3D有強(qiáng)大的輔助建模功能，自帶有優(yōu)化設(shè)計(jì)功能，能進(jìn)行直接優(yōu)化、能進(jìn)行進(jìn)、排氣系統(tǒng)噪音分析，能對(duì)進(jìn)、排氣系統(tǒng)的消音元件進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。該模塊能定義各種形狀的消聲器外殼形狀，流體的初始狀態(tài)及消聲器殼體的厚度及溫度。以及建立消聲器各部件的數(shù)學(xué)模型，如穿孔管、Y-管、彎管、隔板、直通管、重疊管、吸聲材料等。仿真流程圖如圖1所示。

圖1 仿真流程圖

傳遞損失理論分析：傳遞損失即聲音經(jīng)過(guò)消音元件后聲音能量的衰減，即入射升功率級(jí)和透射聲功率級(jí)的差值。傳遞損失用TL（Transmission Loss）表示：

式中：TL為升功率傳遞損失；LW1、LW2為消聲器入口和出口的升功率級(jí)；

W1、W2為消聲器入口處和出口處的升功率；p1、p2為消聲器入口處和出口處的聲壓。

傳遞損失特點(diǎn)：一是，不包括管道終結(jié)端和聲源的聲學(xué)特性，只與自身的形狀結(jié)構(gòu)有關(guān)；二是，在評(píng)價(jià)單個(gè)消聲元件的消聲效果性能時(shí)，通常用傳遞損失；三是，傳遞損失是評(píng)價(jià)消聲元件消聲效果最簡(jiǎn)單實(shí)用的一種方法。

消聲器三維模型的建立：

（1）排氣管內(nèi)徑的確定：在結(jié)構(gòu)空間布置允許的情況下，排氣管內(nèi)徑應(yīng)盡可能大，以減少管道內(nèi)氣流阻力產(chǎn)生的排氣噪聲和壓力損失，降低管道內(nèi)的氣體流速，排氣管內(nèi)徑一般遵循的原則應(yīng)不小于發(fā)動(dòng)機(jī)排氣支管出口內(nèi)徑。也可以根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)排量等參數(shù)，按公式（2）計(jì)算初步確定排氣管內(nèi)徑。

式中Q代表發(fā)動(dòng)機(jī)排量，π為常數(shù)，ν為管道內(nèi)氣體流速，一般為50~60 m/s.

（2）消聲器的容積計(jì)算：在布置空間允許的情況下，排氣管內(nèi)徑一定其容積越大插入損失越大。普通乘用車(chē)消聲器容積以氣缸排量的10倍為宜。在容積確定的情況下優(yōu)化調(diào)整消聲器內(nèi)部擋板、孔、管、腔等的位置，可一定程度上減小發(fā)動(dòng)機(jī)的壓力損失，對(duì)于采用雙級(jí)消聲器的排氣系統(tǒng)，前置消聲器容積需達(dá)到發(fā)動(dòng)機(jī)排量的2倍以上，此時(shí)的消聲器容積等于前置消聲器容積與后置消聲器容積之和。公式（3）是某知名汽車(chē)公司采用的消聲器容積計(jì)算公式。

其中：Q為系數(shù)，取5~6；n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速；Vn為發(fā)動(dòng)機(jī)排量；T為沖程數(shù)；N為氣缸數(shù)；

（3）消聲器的長(zhǎng)徑比確定：當(dāng)消聲器容積固定時(shí)，調(diào)整其長(zhǎng)度與內(nèi)徑，L/D比值越小，截面積擴(kuò)張比越大，空腔越扁平，噪聲衰減量也隨之增大，但消聲頻率范圍變得窄。因此，應(yīng)選取適當(dāng)?shù)拈L(zhǎng)徑比。推薦值為3

圖2 消聲器模型

離散后的消聲器GT-Power分析模型如圖3所示。

圖3 離散后的消聲器GT-Power分析模型

2 消聲器實(shí)驗(yàn)仿真

本文的聲學(xué)性能分析計(jì)算主要是指?jìng)鬟f損失計(jì)算，將消音器離散模型與發(fā)動(dòng)機(jī)工況的模型結(jié)合起來(lái)，同時(shí)加上傳遞損失建立消聲器聲學(xué)仿真分析的計(jì)算模型。圖4是消聲器聲學(xué)仿真分析模型。圖中speaker是白噪聲發(fā)生器，聲源模塊，可以對(duì)聲源的激發(fā)頻率進(jìn)行設(shè)置，以驗(yàn)證消聲結(jié)構(gòu)對(duì)不同頻率段的吸收情況，由于不需要對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)工況進(jìn)行運(yùn)算，因而運(yùn)算速度較快。pipe01和pipe02是排氣管道，Muffler是消聲器離散模型，Anechoic是消聲終端，吸收所有排氣噪聲，pres-sens1~pres-sens4是4個(gè)聲壓傳感器，TransLoss是傳遞損失計(jì)算模塊。該計(jì)算模型通過(guò)4個(gè)外置聲壓傳感器之間的自相關(guān)譜和互相關(guān)譜得到聲功率級(jí)之差來(lái)計(jì)算傳遞損失。具體方法是通過(guò)把4個(gè)測(cè)量點(diǎn)的壓力波動(dòng)信號(hào)分解成向前的入射波和向后的反射波兩部分，根據(jù)聲波傳播的波動(dòng)方程，分別在系統(tǒng)的兩個(gè)位置：消聲元件的上游，消聲元件的下游進(jìn)行這種分解，求解出上游的入射聲壓和下游的透射聲壓，再根據(jù)自相關(guān)和互相關(guān)譜得到聲功率級(jí)之差。上游和下游的兩組麥克風(fēng)必須距離很近，相距1～2離散長(zhǎng)度。

圖4 消聲器聲學(xué)仿真分析模型

并且聲壓傳感器必須與消聲元件的進(jìn)口和出口很近，使摩擦和熱傳遞對(duì)傳遞損失的影響降到最低。

3 仿真計(jì)算及結(jié)果分析

運(yùn)用GT-Power對(duì)上面建立的消聲器聲學(xué)仿真模型進(jìn)行計(jì)算分析得到六條傳遞損失與穿孔率關(guān)系曲線(xiàn)，對(duì)GT-Power而言，對(duì)頻率在3 000 Hz以下的計(jì)算結(jié)果較為準(zhǔn)確，最大值為3 150 Hz，因此計(jì)算頻率區(qū)域定為0~3 000 Hz，將數(shù)據(jù)導(dǎo)出并通過(guò)MATLAB將六條曲線(xiàn)整合在一起得到圖5，圖中分析結(jié)果是基于消聲器的三維模型，進(jìn)氣端共振室穿孔管穿孔直徑為 2.5 mm，穿孔數(shù)目分別為50、100、150、200、250、300.其他參數(shù)均不變。

從圖5中可以看出在整個(gè)頻率計(jì)算區(qū)段各曲線(xiàn)均呈現(xiàn)出六個(gè)峰值，在1 600 Hz時(shí)傳遞損失達(dá)到最大值，最大峰值出現(xiàn)在穿孔數(shù)為200.在頻率低于600 Hz時(shí)傳遞損失隨著穿孔數(shù)增加而降低，在中頻段600 Hz~1 800 Hz時(shí)穿孔數(shù)為150和200時(shí)有較高的傳遞損失，在較少或較多的穿孔數(shù)時(shí)傳遞損失均較低。在較高頻率范圍1 800 Hz~2 300 Hz時(shí)六種穿孔數(shù)下的傳遞損失數(shù)值基本一致，在高頻段2 300 Hz~3 000 Hz范圍內(nèi)穿孔數(shù)越多傳遞損失越大，但是穿孔數(shù)越多對(duì)應(yīng)的峰值向高頻方向移動(dòng)。計(jì)算結(jié)果為汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)選擇與之相匹配的消聲器提供了理論依據(jù)，同時(shí)也為消聲器的設(shè)計(jì)提供參考。

圖5 傳遞損失與穿孔率關(guān)系曲線(xiàn)

4 結(jié)束語(yǔ)

通過(guò)計(jì)算確定消聲器幾何模型，并模擬固定容積固定形狀下不同穿孔率的消聲器傳遞損失，可以得出以下結(jié)論：

（1）穿孔數(shù)基本不影響傳遞損失曲線(xiàn)的走向趨勢(shì)，影響的是傳遞損失的幅值，在不同頻率帶影響程度不同，并且傳遞損失峰值所對(duì)應(yīng)的頻率也隨著穿孔率改變。

（2）在整個(gè)頻率范圍內(nèi)綜合考慮穿孔數(shù)在100~150范圍內(nèi)較佳，在較大的傳遞損失值時(shí)對(duì)應(yīng)的頻率頻帶較寬，消聲效果較好。

（3）根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)主要噪聲成分的頻率范圍選擇合適的消聲器，使發(fā)動(dòng)機(jī)與消聲器良好匹配，達(dá)到理想的消聲效果。

[1]龐 劍，諶 剛，何 華.汽車(chē)噪聲與振動(dòng)：理論與應(yīng)用[M].北京：北京理工大學(xué)出版社，2006.

[2]陳達(dá)亮，顧燦松.發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣消聲元件設(shè)計(jì)與聲學(xué)數(shù)值模擬研究[J].汽車(chē)工程，2011，（3）：246-249.

[3]侯獻(xiàn)軍，劉 慶.基于GT-Power的汽車(chē)排氣系統(tǒng)消聲器性能分析與改進(jìn)[J].汽車(chē)技術(shù)，2009，（1）:38-40.

[4]馬大猷.噪音與振動(dòng)控制工程手冊(cè)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2002.

[5]鐘紹華，金國(guó)棟，謝田峰.基于GT-Power軟件的內(nèi)燃機(jī)消聲器設(shè)計(jì)與分析方法[J].汽車(chē)技術(shù)，2003，（7）：7-11.

[6]Thomas Metal.Modeling of Engine Exhaust Acoustics.SAE Paper 991665.

[7]Chungetal.Transfer Function Method of Measuring In-Duct Acoustic properties.the J.Acoust.soc.Am.1980.

[8]Z.Tao And A.F，Review of Current Techniques For Measuring Muffler Transmission Loss，Seybert University of Kentucky，SAE，2003-01-1653.

[9]曹玉煌，羅馬吉.不同截面布置的抗性消聲器三維聲學(xué)性能分析[J].噪音與振動(dòng)控制，2010，（3）：153-155.

[10]鄧兆祥，向 飛.擴(kuò)張比對(duì)擴(kuò)張式消聲器壓力損失影響分析[J].汽車(chē)工程，2011，33（3）:231-235.

[11]顏伏伍，楊 倫.GT-Power的微型車(chē)消聲器設(shè)計(jì)與優(yōu)化[J].內(nèi)燃機(jī)工程，2010，31（2）:64-67.