汽車排氣系統聲學性能快速預測方法的研究

張 楊，鄧兆祥，溫逸云

前言

加裝排氣消聲器是降低汽車噪聲最有效的手段，因此設計出與排氣噪聲相匹配的排氣系統意義重大[1]。由于受到汽車底盤空間的限制，排氣系統通常由分布在不同位置的多個消聲器組成，并通過管道連接在一起。現今對于排氣系統聲學性能的設計與預測，通常會忽略連接管道的影響，直接使用多個消聲器傳聲損失直接相加的方式來表征整個排氣系統的聲學性能；但由于連接管道內反射波的存在，這種方法通常存在一定的誤差。如果對整個排氣系統進行建模仿真，又會因為網格較多，造成分析效率較低；尤其是當排氣系統中的消聲器都擁有多個設計方案時，隨著排列組合的增多，設計成本將大大增加。因此，研究考慮連接管影響的排氣系統聲學性能快速預測方法，既有助于更準確地了解排氣系統的實際性能，又有助于提高排氣系統的設計效率。

現階段國內外關于消聲器或排氣系統的研究大多集中在消聲子結構的參數靈敏度分析[2-4]，而針對考慮連接管影響的排氣系統聲學性能快速預測方法研究，目前國內外仍未見報道。

本文中利用有限元方法分析了排氣系統連接管道各尺寸參數對排氣系統聲學性能的影響，然后深入探討了該影響的理論成因，并提出了一種消聲器拼接后整體聲學性能的快速預測方法。最后針對某量產排氣系統，利用試驗方法驗證了該預測方法的工程實用性。

1 連接管道對排氣系統聲學性能的影響

排氣系統的傳聲損失定義為進出口處的聲功率級之差，工程中通常采用傳聲損失來表征排氣系統的固有聲學特性[5]。因此，本文中以傳聲損失作為評價消聲器聲學性能的指標。數值仿真采用LMS Virtual.Lab建立有限元模型，進口邊界條件為單位振速，出口設置為全吸聲，仿真溫度皆為16.5℃。

為了分析連接管道對排氣系統整體聲學性能的影響，本文中設計了由兩個尺寸完全相同的簡單擴張腔消聲器組成的排氣系統樣件，其示意圖如圖1所示，其中 Dc＝200mm，Lc＝400mm，Dt＝D＝48mm，L＝500mm。

圖1 樣件示意圖

利用有限元法分別對單個消聲器和整個排氣系統進行仿真分析，并比對兩個消聲器傳聲損失相加之和與整個排氣系統的傳聲損失曲線，結果如圖2所示。圖中實線是兩個消聲器的傳聲損失直接相加的結果，而虛線則是完整排氣系統的傳聲損失。通過對比可見:兩條曲線的總體趨勢大體一致，但實際排氣系統的曲線波動更多，波動的幅度也較大，整體上仍存在一定的差異。這說明連接管對排氣系統整體聲學性能具有較大影響，因此在計算排氣系統聲學性能時，不能忽略消聲器之間連接管道的作用。

圖2 多消聲器傳聲損失累加對比排氣系統傳聲損失

為更明確地分析管接管道參數對排氣系統整體性能的影響，本文中在其他參數不變的基礎上，改變連接管的長度L，分別改為500，800和1 200mm，并對比它們的傳聲損失曲線，如圖3所示。通過對比可見:隨著連接管長度的增加，傳聲損失曲線的波動周期縮短，但總體趨勢仍然基本保持一致。

圖3 連接管長度對排氣系統傳聲損失的影響

同時，本文中也對連接管道的管徑和管路形狀進行了有限元分析，結果發現傳聲損失曲線變化不大，如圖4所示。由此說明，連接管的長度參數對排氣系統整體聲學性能產生的影響最為顯著。

圖4 連接管徑、形狀對排氣系統傳聲損失的影響

2 成因分析與理論解釋

由圖2～圖4可見，各曲線的總體趨勢與兩個擴張腔消聲器傳聲損失疊加的趨勢大體相似，只是消聲量產生了一定的波動。為分析該波動的成因，本文中查看了圖2中209Hz附近兩曲線消聲量差距較大時，消聲器與整個排氣系統(800mm)內部聲壓云圖，如圖5所示。圖中上方為兩個擴張腔消聲器分別進行傳聲損失仿真時得到的聲壓云圖，下方則為整個排氣系統的聲壓云圖(入口均在左側)。

圖5 聲壓云圖對比

由圖可見:整個系統中的后置消聲器除聲壓整體增大之外，與單個消聲器的作用基本無異；前置消聲器則受到連接管中反射波的影響，發生了較大的變化；而連接管中則形成了高聲壓區，且該區域同時向前后兩個方向輻射聲能量。這恰恰使后置消聲器中的聲壓整體增加，也使前置消聲器后半部分形成了類似入口在右側的聲壓分布。

從傳聲損失的定義來看，由于尾端邊界條件為全吸聲，即出口端不會產生反射波，故后置消聲器的云圖完整展示了消聲器的擴張作用；前置消聲器則由于受到反射波的影響，云圖中未能完整展示出擴張作用；而連接管處出現的高聲壓區則是因為連接管的長度恰好等于209Hz正弦波對應波長的一半，此時入射波和反射波的相位始終相同，相互疊加后便形成了高聲壓區域。而這個高壓區域在通過反射波影響前置消聲器的同時，也向后置消聲器透射聲能量，從而使排氣系統的消聲量產生了較大的波動。同理，整個頻率段上其他波動的低谷，也都發生在連接管的長度等于對應半波長整數倍的頻率附近。

同理，本文中驗證了圖3中不同長度連接管與所產生的消聲低谷頻率之間的對應關系(如表1所示)，也得到了相同的結論。其分析結果的相對誤差控制在5%以內，從而驗證了該理論解釋的正確性。

表1 連接管長度與消聲低谷頻率

3 排氣系統聲學性能快速預測方法

基于上述分析，排氣系統的整體聲學性能受到消聲器和連接管道的綜合作用，且連接管道對排氣系統聲學性能的影響不可忽略。但建立排氣系統的整體模型，網格數量較多，計算效率較低，且一旦消聲器或連接管道任何一個進行了修改都需要整個系統重新建模分析，設計成本較高。因此，研究一種可以快速預測排氣系統聲學性能的仿真方法具有重要意義。

由于單個消聲器的聲學性能比較容易獲得，且連接管道對排氣系統的聲學性能影響主要由管內入射波與反射波相互疊加造成，故考慮將系統按照消聲器和連接管道進行拆分，分別計算其聲學性能。其原理圖如圖6所示。圖中，TL表示排氣系統的傳聲損失；TL1和TL2分別表示兩個消聲器各自的傳聲損失；而 TL′1和 TL′2分別表示按照消聲器和連接管道進行拆分后對應測點間的傳聲損失。同時，由于連接管道內入射波與反射波的疊加對排氣系統整體性能影響較大，特別定義TL′為考慮反射波在內的直管傳聲損失。由于在單個消聲器的測試和仿真中，尾部均為全吸聲邊界條件，故不存在反射波作用，故通常近似地認為 TL′1＝TL1，TL′2＝ TL2，則排氣系統的傳聲損失可以表達為

TL ＝ TL′1+TL′+TL′2＝TL1+TL′+TL2(1)

圖6 排氣系統傳聲損失快速預測示意圖

為獲得考慮反射波在內的連接管傳聲損失，本文中參考了考慮尾管效應的聲學仿真方法[6]。管道進口邊界條件為單位振速，出口添加輻射球并設置為AML輻射層以外界透射聲能量，同時忽略管道環形截面和外壁面的剛性反射，并在計算管道聲學特性時，分別取進出口端面的中心坐標附近的兩個節點作為測點(參考圖6中的TL′測點)。最終得到考慮反射的連接管傳聲損失有限元仿真模型，如圖7所示。

圖7 考慮反射的連接管有限元模型

解算圖7中的模型，并按照式(1)將兩個消聲器的傳聲損失與考慮反射的連接管傳聲損失相加，將結果與兩個消聲器的傳聲損失相加和整個系統的仿真結果進行對比，如圖8所示。

圖中實線為兩個消聲器的傳聲損失相加的結果，虛線為本文中提出的考慮反射的連接管傳聲損失之后的仿真結果，點線為整套系統直接進行有限元仿真的結果。由圖可見，利用本文中提出的預測方法進行預測的結果具有較好的準確性，除消聲量比系統仿真值稍大外，整體趨勢基本一致，低谷頻率吻合較為良好，說明該方法可用來快速準確地預測排氣系統的傳聲損失。

圖8 仿真方法驗證

至此，本文中提出的排氣系統聲學性能快速預測方法，實現了通過消聲器傳聲損失和考慮反射的連接管傳聲損失來預測整個排氣系統傳遞損失，與排氣系統整體仿真結果相比，準確度更高，計算速度更快。對排氣系統的設計而言，只需分別測試或仿真系統內各消聲器的傳聲損失，再根據底盤空間限制對連接管長度的客觀要求，對連接管直管進行有限元分析，即可快捷方便地完成任意消聲器拼接組合后實際性能的預測，從而極大地提高了設計效率。

4 實例驗證

為證明該方法在實際測試中的工程適用性，本文中針對某合資品牌的B級車排氣系統(如圖9所示)的整體聲學性能與各消聲器傳聲損失進行測試，并與本文中提出的預測方法進行對比。傳聲損失試驗利用B＆K的聲學測試系統，包括PULSE3560B采集前端、2716C功率放大器、4260T阻抗管和4187型1/4英寸傳聲器等，構建的傳聲損失測量裝置如圖10所示，試驗方法和數據處理參照文獻[7]，試驗室溫為16.5℃。

圖9 某B級車排氣系統示意圖

圖10 消聲器傳遞損失測量裝置示意圖

試驗結果與預測結果如圖11所示。圖中實線為前后消聲器傳聲損失測試結果之和；虛線為本文中提出的預測方法，即前后消聲器傳聲損失測試結果與考慮反射的連接管(L＝1 720mm)傳聲損失仿真結果之和；點線代表整個排氣系統的傳聲損失測試結果。由圖可見，3條曲線的總體趨勢保持一致，但直接將兩個消聲器的聲學性能直接相加的方法并不能很好地預測出實際系統中消聲量的波動，而由本文中所述研究方法所預測的結果則可較準確地仿真出系統消聲量的波動，說明本文中提出的排氣消聲器聲學性能快速預測方法具有較好的工程適用性。

圖11 試驗驗證

5 結論

(1)連接管道對排氣系統整體聲學性能具有較大影響，其中連接管道長度是排氣系統消聲量產生波動的主要影響因素。連接管道影響排氣系統消聲量產生波動的主要原因是由于管道內入射波與反射波的疊加作用，影響了排氣系統的聲學特性。

(2)本文中提出利用各消聲器傳聲損失與考慮反射波的連接管傳遞損失快速預測排氣消聲器聲學性能的方法；并利用仿真與試驗相結合的方式驗證了該方法的正確性和工程適用性。

綜上所述，本文中提出的排氣消聲器聲學性能快速預測方法，能有效提高任意消聲器拼接后實際性能的預測精度和速度，有效輔助排氣系統和消聲器的分析設計工作，降低分析成本，提高設計效率。

[1] 何渝生，鄧兆祥，陳朝陽.汽車噪聲控制[M].北京:機械工業出版社，1999.

[2] MUNJAL M L.Analysis and design of pod silencers[J].Journal of Sound and Vibration， 2003，262(3):497-507.

[3] SELAMET A，DENIA F D，BESA A J.Acoustic behavior of circular dual-chamber mufflers[J].Journal of Sound and Vibration，2003，265(5):967-985.

[4] JI Zhenlin，FANG Zhi.Three-pass perforated tube muffler with end-resonator[J].SAE International Journal of Passenger Cars-Mechanical Systems，2011，4(2):989-999.

[5] MUNJAL M L.Acoustics of ducts and mufflers with application to exhaust and ventilation system design[M].New York:Wiley Interseience，1987.

[6] CHU Zhigang， ZHOU Yanan， LI Yao， et al.Measurement of transmission loss of muffler based on finite elements virtual experiment[J].Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering， 2013， 29(1):48-55.

[7] WANG Xueren， MIAO Xuhong， JI Zhenlin， et al.Research on experimental measurement technique for acoustic performance of ducts and silencers[J].Chinese Internal Combustion Engine Engineering，2009，30(2):39-44.