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机械设计与制造
Machinery Design&Manufacture
第4期
2021年4月汽车消声器的声学性能分析与结构优化
顾倩霞，左言言，赵海卫，宋文兵
(江苏大学振动噪声研究所，江苏镇江212013)
摘要：针对某三缸发动机排气嗓声超出目标限值，将声学性能作为评价指标，利用Virtual.Lab声学有限元樸块对排气
段与试验值较为接近，能准确的反映消声器的声学性能。根据原排气消声器的传递损失分析结果，提出
亥姆霍兹共振腔
结构及阻抗复合型结构等参数设计的前后端消声器优化方案。最终对优化后的排气消声器进行尾管嗓声试验，确认排气
噪声达标。
关键词：排气消声器；仿真分析；传递损失；尾管噪声
中图分类号:TH16;TB535.2文献标识码:A文章编号：1001-3997(2021 )04-0048-05
Acoustic Performance Analysis and Optimized Design of Vehicle Muffler
GU Qian-xia, ZUO Yan-yan, ZHAO Hai-wei, SONG Wen-bing
(Institute of Noise and Vibration of Jiangsu University,Jiangsu Zhenjiang212013, China)
Abstract：Base on a three-cylinder engine exhaust noise exceeding target limit y according to the evaluation index of acoustic performance y the analysis of acoustic performance was conducted in acoustic FEM module o f software VirtuaL Comparing the transmission loss test results to evaluate the
simulation accuracy of the acoustic software：the simulation results〇/*Virtual.Lab software were close to the experimental value on entire frequency band and accurately reflection on the acoustic performance
of the muffler.The simulalion results are compared with the test results to confirm the simulation accuracy.According to the analysis results of the transmission loss of the original exhaust muffler^optimization solutions for front and rear mufflers designed with parameters such as Helmholtz resonator and impedance compound structure was proposed for the frequency
band with poor muffling effect.Finally，the tail pipe noise test was performed on the optimized exhaust muffler to confirm that
the exhaust noise reached the standard.
Key Words：Exhaust Muffler；Simulation Analysis；Transmission Loss；Tailpipe Noise
l引言2原排气消声器测试数据分析据国外有关资料统计，交通噪声占整个环境噪声比例达到
75%，是目前影响城市环境和人体健康的主要噪声来源。安装排
气消声器是控制排气噪声最为简单、经济、有效的措施，文献"吩
析了不同参数对阻抗复合式消声性能的影响规律，文献％讨了
吸声材料特性及分布位置对消声性能的影响。研究发现，不同结
构的声学单元具有针对某特定频段的消声特性，合理组合便可设
计出满足实际消声需求的消声器以某三缸发动机排气消声器
设计优化项目为依据，对前期开发的消声器进行传递损失计算,
对比频谱及传递损失，针对消声效果较差的频率段，针对性地对
消声器内部结构提出优化方案。(a)
来稿日期:2021-06-24
基金项目：国家自然科学基金(51575238)
作者简介：顾倩霞,（1992-)，女，江苏南通人，硕士研究生，主要研究方向：汽车消声器的结构与性能优化；
左言言,（1958-)，男，江苏涟水人，博士研究生，博十生导师，教授，主要研究方向：车辆振动噪声控制
目标限{j
原排气系统 未安装消声器2300 3300 4300转速(r /min )
(C )5300目标限值
-----原排气系统
___________________未安装消声器
2300 3300 4300 5300转速(r /min )(d )图1排气系统尾管噪声阶次曲线
Fig.l Tailpipe Noise Order Curves of Exhaust System 某企业项目中发动机排气系统噪声超出目标限值，如图i 所示。从排气系统尾管噪声阶次曲线来看，发动机排气尾管噪声 总声压级在(2100~4000 )r/min 范围内略超出限值，需要对排气消
声器进行优化，最亟待改善的部分为1.5阶阶次噪声，超出目标
限值(3~6)dB ，以及3阶噪声在2200r /min 附近出现凸起的轰鸣。
3原模型声学性能仿真分析
利用Virtual.Lab 中的Acoustic FEM 模块分析该组消声器的
声学性能。LMS Virtual.Lab 软件是专门用于噪声分析的C A E 软
件^其声学分析平台可对排气消声器的声学性能，即传递损失指 标进行仿真，生成消声器的传递损失曲线。3.1声学网格划分模型中含有穿孔结构，需将在C A TIA 中建立的声腔模型导 人HyperMesh 中采用六面体网格划分方式，减少网格数目从而
提高计算机的运算速度。不需考虑穿孔部位的细化，很容易地生 成质量较高的六面体网格，如图2所示。在LMSVirtual.Lab 进行 声学仿真时，一般需要保证一个声波波长内至少包含6个网格单 元，满足计算精度要求软件Virtual.Lab 可以自动统计出当前网 格模型的计算上限云图，如图3所示。可以看到对于前端消声器，(b)120
100%的网格单元的计算上限频率都能达到8734Hz ，后端消声器的 网格单元lO W fc 的单元能计算到6859.41Hz ，为了保证计算精度，前
后端消声器的设置的计算上限频率都不能超过相对应限值。
(a )前端消声器 （b )后端消声器
图2消声器声学有限元网格
Fig.2 Acoustics FEM Mesh of Mufflers
(a )前端消声器 （b )后端消声器
图3计算上限频率
Fig.3 Maximum of Calculation Frequency
3.2边界条件设置
为了解决穿孔结构的声学计算问题，在穿孔管两边网格定
义一个阻抗边界条件来模拟小孔。声阻抗的表达式如下：
* (1)
Z ,=T =R ^式中:—声音透过穿孔板前后声压之差十一穿孔处平均质点
振速。当穿孔板的厚度1远小于四倍孔径时，通常采用
Mechel 公式得到声阻抗实部&和虚部是根据穿孔
排列分布方式对声阻抗虚部添加的修正值。
—\A8wri 〇0 (1+士） （2)
R.Xp =-^wp 0(l +2M ) (3)
式中:^穿孔率，即穿孔面积与截面积之比;c u —角频率;r r -空 气动力粘度(Pa *S );p 。一空气密度(kg /m 3)。
该消声器设计中穿孔结构采用正方形分布方式，如图4所示。图4穿孔结构分布
Fig.4 Distribution of Perforated Structure
对于正方形分布，穿孔率的表达式为：
对于正方形分布，虚部修正项的^表达式如下: 0.85a (1-2.34 f ) O c p 0.25
A /=(4)(5)0.668«l 1-1.9d 0.25<^-<0.5a
式中:a —穿孔半径(m M —穿孔间距(m )。
第4期顾倩霞等：汽车消声器的声学性能分析与结构优化49
1
8060
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6 4
1
50机械设计与制造
No.4 Apr.2021
在进行声学计算的时候，针对不同频率计算出理论公式中 对应频率下阻抗的实部和虚部，建立一个表导人程序之中。在定 义穿孔结构两侧网格时，首先将理论公式计算得到的阻抗导入 Virtual.U b软件，将阻抗取倒数得到导纳，添加传递导纳矩阵来代替穿孔结构，该矩阵如下
-K/3K/3
式中：尺一穿孔管外径与内径之比，与穿孔管厚度有关；将阻抗取 倒数得到导纳，即/3=^-。
3.3仿真结果分析
为了获得前后端消声器的传递损失曲线，需要提取人口和 出口处节点的声压进行数据处理m，最终得到的传递损失曲线，如 图5所示。
图5 VirtualLab计算传递损失
Fig.5 Virtual.Lab Transmission I^oss Curves of Muffler 前端消声器为简单的扩张式结构，在900H z以下，
传递损失 的仿真曲线符合扩张式消声器的消声特性，存在部分通过频率，消声效果并不理想。在(900~1500)H Z很好地捕捉到了传递损失 峰值，最高可达90(IB。在较高频段上，传递损失曲线呈离散型分 布。后端消声器在600H z消声效果明显，在中高频段上消声效果 有所下降，其高频段也由离散的消声峰值组成。
3.4传递损失试验及结果对比
消声器传递损失测量通常有以下四种方法：脉冲法、声压分 解法、两声源法以及两负载法I采用两声源法，调整声源的安装 位置，由传递矩阵得到消声器上下游测点的声压及质点振速的联 立方程，将方程的解即消声器的四级参数代人计算公式求得消声 器的传递损失。试验台架，如图6所示。
图6传递损失试验台架
Fig.6 Test Bench of Transmission Loss
将传递损失仿真值与试验结果进行对比，如图7所示。结果表明:Virtual.L a b的仿真结果与传递损失试验结果曲线较为接近，在整个频段上对消声器的消声性能预测较为准确。
(b)后端消声器
图7传递损失结果对比
Fig.7 Comparison of Transmission I xjss Results
对于前后端消声器来说,1500H z以下频率,Virtual.U b软件 能够较为精准的反映消声峰值，可以观察到明显的共振频率范 围。在（1500~2700)H z范围内,Virtual.L ab软件的传递损失仿真 结果与试验结果差值较大，但是都保持下降的趋势。
4消声器内部结构优化
4.1确定优化目标
消声性能通常与消声器的总容积、扩张比、穿孔率以及内部 结构有关。但由于排气系统存在布局的限制，因此，通常无法更改 消声器的外形。气管路的直径是根据发动机的排气流量与温度 确定的，在设计过程中为避免功率损失过大，管路直径只宜做增大 设计，因此通常无法实现消声器扩张比的增大。所以只能在有限的 空间内对消声器的内部结构进行调整。这里的排气系统带有两个消 声器，前端消声器外形狭长，容积为10L，后端消声外形粗短，容积 为8L。根据原汽消声器测试数据分析，降低整体尾管噪声以及 解决轰鸣问题是结构优化的主要目标。由于原排气消声器的容积 不大，难以实现复杂的结构。因此只允许在有限的空间内，对消声 器的内部结构参数进行调整，降低排气系统的整体噪声值。
4.2前端消声器优化方案
首先，为消除尾管噪声在3阶220〇r/min产生的轰鸣，拟在 排气系统中设计共振腔。该汽车发动机为三缸，发动机基频为曲 轴的旋转频率，噪声基频等于点火频率,220〇r/m in对应的点火频 率为55HZ，故需要针对55H z设计共振腔。亥姆霍兹共振腔是一 种最典型的低频消声器，如图8所示。它是由一个主管道上旁接 的细管和一种封闭空腔组成。人射波从主管运动到旁接细管人口 时，分为反射波和透射波，透射波一部分进人容器内传播并反射, 另一部分透射波继续向前传播|81，利用空腔结构使声波在管口处 发生干涉进行消声。亥姆霍兹共振腔工作原理，如图9所示。空腔 类比于附加弹簧，连接管中空气类比于附加质量，共振腔利用空 腔和连接管组合的子系统可消除主管中的单频带噪声
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汽车内部结构No .4
Apr .2021机械设计与制造51
0 1000 2000 3000 4000 5000 6000频率/Hz 图11亥姆霍兹共振腔结构传递损失曲线Fig. 11 Transmission Loss Curves of Helmholtz Resonator 图12亥姆霍兹共振腔结构 Fig. 12 Helmholtz Resonator Structure 图13亥姆霍兹共振腔结构传递损失曲线
Fig. 13 Transmission Loss Curves of Helmholtz Resonator 为使亥姆霍兹共振腔在整个消声频段上获得更好的消声性能，在原改进方案的基础上，在前端消声器的后腔中添加消声棉以消除高频噪声。结构设
计，如图12所示。所用的吸声材料为细纤维结构，与吸声材料接触的穿孔部分的穿孔率定为7.21%，孔径大小为3mm 。在共振腔中添加阻性材料不仅保持了原方案在i ,"J 图8亥姆霍兹共振腔 图9动力减振器
Fig.8 Helmholtz Resonator Fig.9 Dynamic Vibration Absorfjer 考虑到前端消声器长度较为狭长，可以利用同心管结构将 两管道的截面积之差作为共振腔的孔颈，该方案可以有效地节约 消声空间。设计进出口管道重合长度为150mm ，增大出口管直径 为52mm ，如图10所不。
=1
图10亥姆霍兹共振腔结构
Fig.10 Helmholtz Resonator Structure
利用Virtual.Lab 软件对该方案进行声学性能仿真，得到整
体的传递损失曲线，如图11所示。由于共振腔的设计，所以大约 在60H z 左右传递损失出现峰值，传递损失最高达到46d B ，消声 器在低频的消声效果明显提高，但是（1000~1500)H z 的共振峰值
同时向低频移动，使得中高频的消声性能有所下降。
100 —原方案
-娜腔
60H z 处的消声峰值，如图13所示。同时在（1000〜3000)H z 频段
上有一段较为稳定的消声性能，对发动机在(2100~4000 )r /min 排
气整体尾管噪声将有较大的减噪效果。
4.3后端消声器优化方案
考虑到原排气系统的后端消声器在中高频的消声效果较
差，因此在后端消声器的中间腔布置阻性材料。采用细纤维结构
材料，选择材料密度为2620kg /nr \填充材料密度为120kg /m 3，结 构设计，如图14所7K 。在LMS Virtual .L ab 软件中对该方案进行 传递损失仿真计算。吸声材料能够很好地消耗发动机排气噪声在 中高频上的能量分布，中高频段的消声效果得到明显提高，如图
15所示。
图14后端阻抗复合结构消声器
Fig. 14 Hybrid Structure of Rear Muffle
图15阻抗复合式消声器传递损失曲线
Fig. 15 Transmission Loss Curves of Hybrid Muffler
5尾管噪声测试
为了验证优化方案的消声效果，需进行尾管噪声试验。该试
验是在半消声室进行，消声室四周壁面及顶面均安装镀锌的尖劈
组件，尖劈表面穿孔率不低于20%，尖劈内部填充玻璃棉材料吸
声，保证声波法向吸声系数在指定截止频率上限不小于0.99。试
验数据采集由多功能数据采集系统LMS SCADAS 数据采集记录
仪以及采集软件LMS .test .Lab 完成，试验设备还包括麦克风、麦
克风校正器、支架和导线等。在测试前，需要用麦克风校正器对麦
克风进行校正来保证测量的精确度，如图16所示。
(a )正面 （b )背面
图16整车半消声试验室
Fig. 16 Vehicle Semi Anechoic Room
该试验依据国家噪声测量标准GBAT 14365-1993《声学机 动车辆定置噪声测量方法》，如图16(b )所示。测点的位置位于排 气消声器出口后端，麦克风布置在排气口轴线侧向45°方向且距 离管口 50cm 处，麦克风对着排气口方向-在
麦克风的前端安装
52机械设计与制造
No .4Apr .2021Fig. 17 Test Data of Tailpipe Noise and Order Noise 防风罩，以防止产生风噪。测试直接从试验车轮毂上获取发动机 的转速。首先需要测量和评价测试环境的背景噪声，即试验过程
中除管口辐射噪声外，其他噪声源产生的噪声(发动机噪声、轮 噪、传动噪声等)要至少低于管口辐射噪
声声压级l 〇dB ，测量时 将排气噪声通过其他体积较大的消声器引出，测得的管口处噪声值即为背景噪声声压级，必须保证背景噪声满足要求。100将前后端消声器改进方案组合，选择二挡加速测试工况，进 行尾管噪声测试，尾管噪声测试结果，如图17所示。从图17的尾管噪声阶次曲线来看，优化后的消声结构总声 压低于目标限值,1.5阶、3阶、4.5阶阶次噪声也均有明显的下 降，并且均达到了目标值要求,220〇r/min 处的凸起得以改善。6结论⑴利用有限元软件V irtu al.L ab 对原消声器的声学性能进
行仿真计算，通过传递损失台架试验得到验证:VirtU a l.L a b 软件 在整个频段能够较为精准的预测到共振峰值和共振频率范围，仿 真精度较高。（2)针对发动机轰鸣问题以及1.5阶阶次噪声超出
目标限值的问题，前端消声器针对55Hz 设计亥姆霍兹共振腔进 行消声，后端消声器采用阻抗复合型结构。通过分析试验和仿真 结果：该组合方案消声效果满足目标要求。参考文献
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