改進車輛進排氣系統降低整車車外加速噪聲

朱帥

摘要：隨著現代科技的迅速發展，汽車的年產量和保有量不斷增加，汽車噪聲已成為影響人們生活環境質量的重要污染源。而發動機排氣噪聲是汽車噪聲的主要噪聲源，采用結構合理的排氣消聲器是降低整車噪聲最為有效、簡單的途徑。在發動機實際工作情況下，建立排氣系統的流動和聲學數學模型，通過數值模擬技術結合必要的測試驗證手段設計消聲系統的性能，已成為發達國家開發研究消聲器的基本手段。采用先進的數值模擬手段研究開發消聲器，可以大大減少試驗工作量，縮短設計開發周期，耗資少。目前我國的消聲器設計主要基于經驗，沒有完整的設計理論，設計周期長，不能滿足汽車工業的發展需要，因此相關的基礎研究尤為重要。

關鍵詞：車輛進排氣系統；整車車外；加速噪聲

汽車的振動和噪聲特性是影響汽車乘坐舒適性的一個重要因素。隨著人們生活水平的提高，對汽車乘坐舒適性的要求也不斷提高，不僅要求低的噪聲和振動，而且要求汽車的聲音特性滿足乘客的要求?？紤]提高消聲器剛度改變排氣系統固有頻率分布以避免怠速共振，以達到車內噪聲主觀評價的要求。

一、有限元模型的建立

為了解排氣系統的振動特性，需要進行有限元模態分析。排氣系統由波紋管、三元催化轉化器、前置消聲器、后置消聲器、排氣管道、吊鉤和橡膠吊耳等部件組成。用Abaqus 作為有限元求解器，Hypermesh 作為前處理軟件對排氣系統結構進行網格離散，單元尺寸為4 mm，單元總數約為9 萬個。其中，波紋管用無阻尼零長度Spring 2彈簧單元模擬，在幾何中心加載波紋管質量；三元催化器外部采用四邊形殼單元S4R，催化器載體的體積質量為0. 6kg /L，催化器內部芯體用等效質量加載于表面；各處連接法蘭以體單元C3D8R 劃分；前置、后置消聲器按照其具體內部結構，用包含四邊形單元S4R 和三角形單元S3 的殼單元劃分；排氣管道直接以四邊形殼單元S4R 畫出；吊鉤處的橡膠懸置用彈簧單元Spring 2 模擬；焊接部分用一層四邊形S4R 單元表示；各處法蘭的連接螺栓用MPC 進行簡化處理。為了驗證有限元模型的準確性，在整車安裝狀態下對原排氣系統進行模態試驗。采用多點輸入、單點輸出的測試方法，在實車安裝狀態下對排氣系統進行多點錘擊激勵，通過激振力和響應信號的收集處理，用軟件對頻響函數進行擬合，識別排氣系統的模態參數完成排氣系統的試驗模態分析。結果表明，除去局部模態，模態仿真與試驗結果吻合度較好，有限元模型基本正確，可做分析研究之用。該排氣系統原方案模態第3 階固有頻率為26. 46 Hz，振型為繞X 軸的扭轉振動。該頻率在發動機怠速激勵頻率范圍內，使得發動機怠速工作時該排氣系統有產生共振的風險，從而導致怠速下排氣噪聲值和振動偏大，為危險頻率。因此需要進行結構改進，使其固有頻率避開該激勵頻率范圍。

二、改進車輛進排氣系統降低整車車外加速噪聲

1.排氣系統結構改進方法。一是原方案。當排氣系統模態與發動機怠速激勵頻率相接近時，改變掛鉤位置可以有效改變系統固有頻率，但掛鉤位置的改變會影響底盤布置等問題，一般作為結構優化最后的解決方法。針對排氣系統固有頻率與發動機怠速激勵頻率相接近時引起的系統怠速共振問題，采用了模態應變能控制、局部振型控制和系統剛度控制3種結構改進方法以避開發動機怠速共振頻率，達到降低振動減小噪聲的目的。在進行排氣系統模態分析的同時，計算其模態應變能。在模態分析中，第階模態的第單元若某區域的模態應變能越高，則說明該區域越容易被激振起來，其結構響應越弱。對系統局部結構進行剛度優化，分散集中的能量分布，可以強化系統結構，改變其固有特性。二是方案一：模態應變能控制為了避免排氣系統的怠速共振，方案一改進方式是在模態應變能能量集中的前置消聲器后方彎管處焊接一塊鋼板，加強該處結構分散集中的能量，提高該階模態頻率，達到避開共振區間的效果。三是方案二：局部振型控制。研究車型車身底盤結構形式已經確定，若是大范圍大數量地移動吊鉤，必然需要重新布置底盤空間，為改進方案的實施帶來困難。因此，該方案以盡量少的掛鉤改動為原則實現對局部振型的控制。四是方案三：系統剛度控制。將前置、后置消聲器中間排氣管路的管徑由原來48 mm 改為52 mm，管徑增加以后，系統結構剛度有所提升，原扭轉模態頻率會得到一定程度的提升。改變管徑后，各階模態頻率值相對于其他改進方案都發生了較大改變。原方案中危險頻率從26.46 Hz 提高至29.21 Hz，避開了怠速激勵頻率范圍25.00 ～ 28.33 Hz。雖然該方案也未能改變系統振型，但頻率的提高對避免怠速共振有積極作用。在排氣噪聲控制上，局部振型控制方法效果最顯著，改變模態振型比改變模態頻率更有效。

2.消聲器改進及性能評價。排氣系統冷端主要由前置消聲器（副消）、后置消聲器（主消）、中間管道和尾管等構成。原消聲器方案的副消和主消結構示意圖。消聲器改進主要針對二階噪聲頻段進行，主副消聲器結構同時進行修改。排氣二階噪聲屬于低頻噪聲，采用共振結構予以消除。一般來說，共振型消聲結構的消聲頻率作用范圍為40～200 Hz。在不改變消聲器外形輪廓的前提下，適當加大主消容積，并將原主消中間腔設計為共振腔，同時調整穿孔管的穿孔率和穿孔管長度。為增加高頻消聲量，降低氣流再生噪聲，在主消聲器出氣管上使用蘆弗管結構（同心管結構）。根據共振腔主消頻段的不同，設計了兩中方案的主消結構。原方案副消身器結構不合理，傳聲損失小，現使用隔板將前消聲器設計為兩腔結構，前腔為共振腔，后腔填充有吸音棉。改進后的主副消聲器結構改進后的主副消聲器結構剛度較原方案增加許多，因此，對整個排氣系統的固有頻率有影響。改進后副消聲器主要的消聲頻段是400 Hz 以上，消聲量較原方案有很大提高，達到30 dB 以上。改進后主消聲器在整個頻段范圍內都有較好的消聲效果，消聲量基本在30dB以上，與原主消聲器比較，在60 Hz～200 Hz以下的低頻段，普遍有10 dB以上的消聲量，在120 Hz處存在峰值，達到28 dB，低頻消聲效果有明顯改善。新設計的兩種消聲器方案加速噪聲水平有較明顯的改善，下降了6～10dB（A），其中方案效果更好。采用有限單元法對改進消聲器后的排氣系統進行自由模態分析，兩種方案的二階模態分別為21.9Hz和22.3，三階模態為32.7 Hz和31.5 Hz，避免了與怠速頻率的共振，說明消聲器結構的改進也改變了排氣系統的固有頻率。同時，對裝有改進方案的樣車進行主觀評價，采用十分制評分法，對樣車的怠速及急加速動態噪聲特性進行評價。怠速工況下，車內共振噪聲較原樣車有所降低，車內共鳴現象得到改善；急加速時，車內噪聲明顯小于配有原消聲器方案的樣車，噪聲壓耳現象得到明顯改善，原車存在的隆隆聲也基本消失。

采用共振腔和蘆弗管結構，改進消聲器，使得低頻消聲和高頻消聲效果提高。同時，改進后的消聲器剛度增加，改變排氣系統固有頻率的分布，避開怠速共振，使得轎車啟動和急加速時車內噪聲有明顯改善。因此在優化怠速噪聲時，不僅要改變排氣系統固有頻率消除怠速共振，而且要根據模態振型對排氣噪聲具有較大輻射面積的區域進行振型控制，以更有效地降低排氣噪聲幅值。

參考文獻：

[1]鄭四發，郝鵬，李西朝，等.車外加速噪聲的傳遞特性模型及聲源識別[J].汽車工程，2016，32（5）.

[2]葛蘊珊，張宏波，宋艷冗，等 .改進車輛進排氣系統降低整車車外加速噪聲[J].汽車工程，2016（4）.

[3]鄧兆祥，李景淵，褚志剛，等.SC6360B車外加速噪聲的控制 [J].重慶大學學報：自然科學版，2016（4）.