張利，胡光輝，湯海娟，左煒晨，嚴(yán)鑫映，丁吉民

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230601）

基于GT-Power的汽車排氣系統(tǒng)噪聲優(yōu)化設(shè)計(jì)

張利，胡光輝，湯海娟，左煒晨，嚴(yán)鑫映，丁吉民

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230601）

文章基于GT-Power軟件建立發(fā)動(dòng)機(jī)和消聲器模型，同時(shí)建立消聲器的傳遞損失仿真模型和與發(fā)動(dòng)機(jī)耦合仿真模型，經(jīng)計(jì)算得到消聲器的壓力損失，仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)論基本一致，驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性。在保證壓力損失目標(biāo)要求下，對(duì)消聲器結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，仿真結(jié)果具有較好的傳遞損失，試驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證了此方案具有較好的尾管總噪聲和階次噪聲，滿足NVH設(shè)計(jì)要求。文章可對(duì)汽車消聲器設(shè)計(jì)起到參考作用。

GT-Power；消聲器；傳遞損失；尾管噪聲；仿真分析

引言

隨著汽車工業(yè)的快速發(fā)展，汽車噪聲問(wèn)題日益突出，相應(yīng)的環(huán)境噪聲法規(guī)也對(duì)汽車噪聲要求越來(lái)越嚴(yán)格。發(fā)動(dòng)機(jī)排氣噪聲是汽車的主要噪聲源，因此，開(kāi)發(fā)消聲性能良好、結(jié)構(gòu)可靠、成本低廉的排氣消聲系統(tǒng)成為汽車企業(yè)的重要任務(wù)之一。傳統(tǒng)的消聲器設(shè)計(jì)是基于經(jīng)驗(yàn)和試驗(yàn)相結(jié)合的方法進(jìn)行，在設(shè)計(jì)前期未能進(jìn)行最優(yōu)設(shè)計(jì)，整車驗(yàn)證階段要浪費(fèi)較長(zhǎng)周期進(jìn)行優(yōu)化整改[1]。隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)和數(shù)值分析法的發(fā)展，各種CAE軟件可以較為準(zhǔn)確的耦合發(fā)動(dòng)機(jī)與消聲器進(jìn)行噪聲分析，這為消聲器的設(shè)計(jì)與開(kāi)發(fā)提供了新的途徑[2]。

本文基于 GT-Power軟件的聲學(xué)模塊對(duì)某轎車排氣消聲器進(jìn)行了原始方案設(shè)計(jì)與優(yōu)化，在滿足排氣壓力損失的情況下，消除車內(nèi)共鳴音，降低尾管怠速噪聲，同時(shí)滿足 NVH噪聲性能指標(biāo)[3]。

1 GT-Power仿真模型的建立

1.1 發(fā)動(dòng)機(jī)仿真模型建立

GT-Power主要利用有限容積法的一維計(jì)算模型，將發(fā)動(dòng)機(jī)每個(gè)系統(tǒng)分為不同的功能模塊進(jìn)行編程。在建立模型時(shí)只需要把與發(fā)動(dòng)機(jī)相關(guān)的模板復(fù)制到建模區(qū)域中，從而形成對(duì)象并給其屬性賦值，然后將所賦值的對(duì)象連接起來(lái)，形成一個(gè)與實(shí)際發(fā)動(dòng)機(jī)工作狀態(tài)相接近的計(jì)算模型。該軟件的模板庫(kù)包括所有能對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行工況進(jìn)行模擬的元件和分析工具。

本文所用轎車發(fā)動(dòng)機(jī)為缸內(nèi)直噴4缸4沖程汽油機(jī)。額定功率83kW，最大扭矩為 180N.m，額定進(jìn)氣流量86.1g/s，建立發(fā)動(dòng)機(jī)耦合仿真模型[7]如圖1。

圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)耦合仿真模型

1.2 建立消聲器模型

一個(gè)好的消聲器在其工作氣流的溫度、流速及壓力環(huán)境下，在需要的頻率范圍內(nèi)應(yīng)有較大的消聲效果和較小的阻力損失。也就是說(shuō)，其插入損失要大，功率損失比要小。

根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初步確定與設(shè)計(jì)發(fā)動(dòng)機(jī)匹配的原消聲器主要尺寸為：前消聲器容積為3.5L，后消聲器容積均為10L，消聲腔為 2個(gè)，內(nèi)部導(dǎo)流管直徑為Φ42mm（進(jìn)氣管）和Φ 38mm（出氣管）。導(dǎo)入如圖2和圖3中的3D數(shù)模[4]，前消聲器采用阻性消聲器用來(lái)消除高頻噪聲，后消聲器采用阻抗復(fù)合消聲器用來(lái)消除中低頻噪聲。

圖2 一級(jí)消聲器GT三維模型Fig.2 3Dand GEM model of the first muffler

圖3 二級(jí)消聲器GT三維模型Fig.3 3Dand GEM model of the second muffler

利用GT-Power軟件包中的GEM3D程序，在圖形界面下通過(guò)導(dǎo)入3D消聲器殼體模型并增加隔板、導(dǎo)流管、穿孔及消音棉，建立前后消聲器的GT三維模型如圖2和圖3所示。然后設(shè)置好消聲器進(jìn)出氣口進(jìn)行離散化。

將離散化后的消聲器模型在GTise傳遞損失模板中替換已有消聲器，如圖4所示，設(shè)置消聲器連接口，并設(shè)置計(jì)算頻率、步長(zhǎng)、管徑等參數(shù)，建立傳遞損失模型[5]，然后開(kāi)始計(jì)算。

圖4 傳遞損失計(jì)算模型Fig.4 Transmission loss calculation model

將離散化后的消聲器在GTise中與發(fā)動(dòng)機(jī)模型進(jìn)行耦合,并加入諸如聲壓傳感器、麥克風(fēng)、壓力傳感器、累加器、變量存儲(chǔ)器以及外界環(huán)境等模塊,構(gòu)成圖5所示的背壓模擬計(jì)算模型[6]。

圖5 排氣背壓計(jì)算模型Fig.5 Back pressure calculation model

根據(jù)圖4建立的的傳遞損失模型．計(jì)算獲得前后消聲傳遞損失曲線如圖 6，從中可以看出該方案前消聲器具有較好的高頻消聲量，除400Hz、700Hz、900Hz有較小峰值外，其它傳遞損失曲線較平滑。通常排氣系統(tǒng)主要噪聲頻率段為100Hz-500Hz，因此從傳遞損失來(lái)看，此方案較符合設(shè)計(jì)要求。

圖6 傳遞損失分析結(jié)果Fig.6 Analysis result of transmission loss

根據(jù)圖5建立的的背壓模型。計(jì)算獲得前后兩級(jí)消聲器的背壓仿真數(shù)據(jù)，如圖7，前級(jí)消聲器背壓5kPa，后級(jí)消聲器背壓26kPa。

圖7 排氣背壓計(jì)算結(jié)果Fig.7 Analysis result of back pressure

2 初始方案試驗(yàn)結(jié)果與分析

根據(jù)原方案消聲器模型制作模具件，按照標(biāo)準(zhǔn)測(cè)試整車加速工況下排氣系統(tǒng)對(duì)車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)量如圖 8，其中兩線之間的差值為排氣系統(tǒng)對(duì)車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)量。圖9為怠速工況排氣系統(tǒng)尾管噪聲。圖中可以看出試驗(yàn)結(jié)果：

1）怠速排氣尾管噪聲63.2dB≥58dB(設(shè)計(jì)要求)；

2）車內(nèi)前排位置排氣系統(tǒng)對(duì)車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)滿足設(shè)計(jì)要求≤2dB；

3）排氣系統(tǒng)影響 2100rpm以下轉(zhuǎn)速的車內(nèi)后排位置噪聲，主觀感受明顯存在 2100rpm共鳴音，排氣系統(tǒng)貢獻(xiàn)量2.5dB≥2dB(設(shè)計(jì)要求)，需要針對(duì)該轉(zhuǎn)速調(diào)整消聲器的消聲特性。根據(jù)圖 10確定問(wèn)題點(diǎn)在于 2100rpmC4階次，頻率140Hz。

圖8 屏蔽后對(duì)后排的噪聲貢獻(xiàn)Fig.8 After shielding the noise contribution to back row

圖9 怠速尾管噪聲Fig.9 The noise of the tail pipe in the idle state

根據(jù)企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)測(cè)試整車排氣背壓，結(jié)果為發(fā)動(dòng)機(jī)排氣歧管處背壓43.3kPa，滿足設(shè)計(jì)要求的≤55kPa。

圖10 屏蔽后總噪聲與C4階次對(duì)比Fig.10 After shielding contrast of total noise and C4 order noise

3 優(yōu)化方案NVH結(jié)果與分析

由上述試驗(yàn)數(shù)據(jù)可知，原方案車內(nèi)噪聲在2100rpm轉(zhuǎn)速以下未達(dá)標(biāo)，考慮總體設(shè)計(jì)，優(yōu)化方案需要解決造成2100rpm峰值的4階噪聲，并不影響其它頻率噪聲，重點(diǎn)考慮中低頻噪聲從而降低總體噪聲值。由于后消聲器主要針對(duì)中低頻降噪，因此對(duì)優(yōu)化方法的二級(jí)消聲器進(jìn)行如表1所示改進(jìn)優(yōu)化。優(yōu)化方案均由 GT-power傳遞損失分析選取較優(yōu)方案，后制作手工樣件通過(guò)整車試驗(yàn)測(cè)試車內(nèi)噪聲和壓力損失。

第一輪最優(yōu)方案一：增加消聲器體積，有效改善中低頻噪聲的降噪量。改變內(nèi)部導(dǎo)流管進(jìn)氣管的穿孔方式，內(nèi)部隔板穿孔方式不變。具體結(jié)構(gòu)如圖11：

圖11 二級(jí)消聲器內(nèi)部結(jié)構(gòu)Fig.11 The second muffler internal structure

第二輪最優(yōu)方案二：增加消聲器的體積，有效改善中低頻噪聲的降噪量。改變內(nèi)部導(dǎo)流管進(jìn)氣管和內(nèi)部隔板穿孔方式。具體方案如圖12：

圖12 二級(jí)消聲器內(nèi)部結(jié)構(gòu)Fig.12 The second muffler internal structure

將兩輪優(yōu)化方案和原方案進(jìn)行 GT-POWER分析，比較傳遞損失的變化。圖13是優(yōu)化方案的GT模型，將其帶入上節(jié)圖4的傳遞損失模型中。圖14為傳遞損失對(duì)比圖。

表1 優(yōu)化方案與原方案的參數(shù)對(duì)比表Tab.2 Comparison of paramater optimization scheme and original scheme

圖13 二級(jí)消聲器GEM模型Fig.13 GEM model of the second muffler

圖14 傳遞損失分析對(duì)比Fig.14 Contrast of analysis of transmission loss

仿真分析來(lái)看：兩個(gè)方案的傳遞損失相比于原方案都有較大改善，其中問(wèn)題點(diǎn)140Hz由22.89dB分別提升到28.95dB（方案一）和43.74dB（方案二）。

試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果：

1）怠速尾管噪聲從63.2dB分別降為61dB（方案一）和58dB（方案二）如圖15。

2）怠速工況，兩種優(yōu)化方案后排4、6、8階噪聲峰值明顯下降，排氣口4、6、8、10、12階噪聲峰值明顯下降，但方案一排氣口中高頻率段噪聲峰值明顯升高，如圖15。

圖15 怠速車內(nèi)后排噪聲及尾管噪聲測(cè)試對(duì)比Fig.15 Contrast of the noise of the back row and tail pipe in the idle state

3）加速工況，兩種優(yōu)化方案對(duì)于 2100rpm都有很大改善，主觀評(píng)價(jià)共鳴音完全消失，C4階次噪聲在共鳴音點(diǎn)峰值消失，曲線平滑。這與 GT分析的結(jié)果相近。但方案一在3450rpm新增一個(gè)峰值，如圖16。

因此根據(jù)NVH測(cè)試結(jié)果，方案二優(yōu)于原方案和方案一。

圖16 加速車內(nèi)后排噪聲及C4階噪聲測(cè)試對(duì)比Fig.16 Contrast of the noise of the back row and C4 order noise in accelerating

4 優(yōu)化方案背壓結(jié)果和分析

根據(jù)上一章節(jié)NVH的分析與測(cè)試的結(jié)果，其中方案二滿足設(shè)計(jì)要求，本章節(jié)驗(yàn)證兩輪優(yōu)化方案對(duì)排氣背壓的影響，是否滿足設(shè)計(jì)要求。

在第4章節(jié)中已經(jīng)測(cè)試得出原方案排氣背壓43.3kPa，將兩輪優(yōu)化方案的仿真數(shù)據(jù)帶入圖5的模型中，得出圖17兩輪優(yōu)化方案的背壓仿真結(jié)果。分析來(lái)看：方案一背壓高于原方案 3kPa，方案二背壓高于原方案 8kPa。滿足設(shè)計(jì)要求的≤55kPa。

圖17 背壓仿真結(jié)果對(duì)比Fig.17 Contrast of back pressure analysis result

經(jīng)整車測(cè)試，方案一排氣系統(tǒng)背壓 51kPa，方案二排氣系統(tǒng)背壓52kPa，均滿足設(shè)計(jì)要求。

綜上所述，兩輪優(yōu)化方案的方案二在滿足背壓要求的前提下，對(duì)原BASE方案的NVH性能有較大提升，消除車內(nèi)共鳴音，降低尾管怠速噪聲。因此選擇其作為優(yōu)化方案。

5 結(jié)論

本文建立了基于 GT-Power的消聲器傳遞損失計(jì)算模型和消聲器與發(fā)動(dòng)機(jī)耦合的壓力損失計(jì)算模型，完成了針對(duì)與發(fā)動(dòng)機(jī)相匹配的汽車排氣消聲器的仿真模擬分析，對(duì)比試驗(yàn)結(jié)果表明仿真準(zhǔn)確度較高，能很好地對(duì)消聲器的設(shè)計(jì)與優(yōu)化起到指導(dǎo)作用。同時(shí)，通過(guò)對(duì)消聲器原結(jié)構(gòu)的優(yōu)化改進(jìn)，在滿足壓力損失小于55kPa的前提下，最優(yōu)方案2能使尾管總噪聲和階次噪聲滿足設(shè)計(jì)目標(biāo)要求，提高整車NVH舒適性。從而解決了實(shí)際工作中遇到的問(wèn)題。

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Optimization Design of Lower Back Pressure of Automobile Muffler Based on GT-Power

Zhang Li, Hu Guanghui, Tang Haijuan, Zuo Weichen, Yan Xinying, Ding Jimin
( Anhui Jianghuai Automobile Group Limited by Share Ltd, Anhui Hefei 230601 )

In this paper, based on the GT-Power software, establishing a certain engine model and muffler model, while establishing transmission loss simulation model and the engine coupling simulation model to get the tail pipe noise and pressure loss of the muffler. The simulation results are consistent with the experimental results, verifying the correctness of the model. To ensure the pressure loss design requirements,while changing the structure of the muffler.The simulation results has a better transmission loss. Experimental results verify that the design has a better tail pipe total noise and order noise,meanwhile meeting the NVH design objectives and requirements,. This paper can play a reference role in the design of automotive muffler.

GT-Power; muffler; transmission loss; tailpipe noise; simulation analysis

CLC NO.: U467.4+93 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)12-224-05

U467.4+93 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A 文章編號(hào)：1671-7988 (2017)12-224-05

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.12.074

張利（1987-），男，底盤設(shè)計(jì)主管，就職于安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司。主要從事乘用車進(jìn)排氣系統(tǒng)的設(shè)計(jì)工作。