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摘要：随着现代科技的迅速发展，汽车的年产量和保有量不断增加，汽车噪声已成为影响人们生活环境质量的重要污染源。而发动机排气噪声是汽车噪声的主要噪声源，采用结构合理的排气消声器是降低整车噪声最为有效、简单的途径。在发动机实际工作情况下，建立排气系统的流动和声学数学模型，通过数值模拟技术结合必要的测试验证手段设计消声系统的性能，已成为发达国家开发研究消声器的基本手段。采用先进的数值模拟手段研究开发消声器，可以大大减少试验工作量，缩短设计开发周期，耗资少。目前我国的消声器设计主要基于经验，没有完整的设计理论，设计周期长，不能满足汽车工业的发展需要，因此相关的基础研究尤为重要。
关键词：车辆进排气系统；整车车外；加速噪声
汽车的振动和噪声特性是影响汽车乘坐舒适性的一个重要因素。随着人们生活水平的提高，对汽车乘坐舒适性的要求也不断提高，不仅要求低的噪声和振动，而且要求汽车的声音特性满足乘客的要求。考虑提高消声器刚度改变排气系统固有频率分布以避免怠速共振，以达到车内噪声主观评价的要求。
一、有限元模型的建立
为了解排气系统的振动特性，需要进行有限元模态分析。排气系统由波纹管、三元催化转化器、前置消声器、后置消声器、排气管道、吊钩和橡胶吊耳等部件组成。用Abaqus 作为有限元求解器，Hypermesh 作为前处理软件对排气系统结构进行网格离散，单元尺寸为4 mm，单元总数约为9 万个。其中，波纹管用无阻尼零长度Spring 2弹簧单元模拟，在几何中心加载波纹管质量；三元催化器外部采用四边形壳单元S4R，催化器载体的体积质量为0. 6kg /L，催化器内部芯体用等效质量加载于表面；各处连接法兰以体单元C3D8R 划分；前置、后置消声器按照其具体内部结构，用包含四边形单元S4R 和三角形单元S3 的壳单元划分；排气管道直接以四边形壳单元S4R 画出；吊钩处的橡胶悬置用弹簧单元Spring 2 模拟；焊接部分用一层四边形S4R 单元表示；各处法兰的连接螺栓用MPC 进行简化处理。为了验证有限元模型的准确性，在整车安装状态下对原排气系统进行模态试验。采用多点输入、单点输出的测试方法，在实车安装状态下对排气系统进行多点锤击激励，通过激振力和响应信号的收集处理，用软件对频响函数进行拟合，识别排气系统的模态参数完成排气系统的试验模态分析。结果表明，除去局部模态，模态仿真与试验结果吻合度较好，有限元模型基本正确，可做分析研究之用。该排气系统原方案模态第3 阶固有频率为26. 46 Hz，振型为绕X 轴的扭转振动。该频率在发动机怠速激励频率范围内，使得发动机怠速工作时该排气系统有产生共振的风险，从而导致怠速下排气噪声值和振动偏大，为危险频率。因此需要进行结构改进，使其固有频率避开该激励频率范围。
二、改进车辆进排气系统降低整车车外加速噪声
1.排气系统结构改进方法。一是原方案。当排气系统模态与发动机怠速激励频率相接近时，改变挂钩位置可以有效改变系统固有频率，但挂钩位置的改变会影响底盘布置等问题，一般作为结构优化最后的解决方法。针对排气系统固有频率与发动机怠速激励频率相接近时引起的系统怠速共振问题，采用了模态应变能控制、局部振型控制和系统刚度控制3种结构改进方法以避开发动机怠速共振频率，达到降低振动减小噪声的目的。在进行排气系统模态分析的同时，计算其模态应变能。在模态分析中，第阶模态的第单元若某区域的模态应变能越高，则说明该区域越容易被激振起来，其结构响应越弱。对系统局部结构进行刚度优化，分散集中的能量分布，可以强化系统结构，改变其固有特性。二是方案一：模态应变能控制为了避免排气系统的怠速共振，方案一改进方式是在模态应变能能量集中的前置消声器后方弯管处焊接一块钢板，加强该处结构分散集中的能量，提高该阶模态频率，达到避开共振区间的效果。三是方案二：局部振型控制。研究车型车身底盘结构形式已经确定，若是大范围大数量地移动吊钩，必然需要重新布置底盘空间，为改进方案的实施带来困难。因此，该方案以尽量少的挂钩改动为原则实现对局部振型的控制。四是方案三：系统刚度控制。将前置、后置消声器中间排气管路的管径由原来48 mm 改为52 mm，管径增加以后，系统结构刚度有所提升，原扭转模态频率会得到一定程度的提升。改变管径后，各阶模态频率值相对于其他改进方案都发生了较大改变。原方案中危险频率从26.46 Hz 提高至29.21 Hz，避开了怠速激励频率范围25.00 ～ 28.33 Hz。虽然该方案也未能改变系统振型，但频率的提高对避免怠速共振有积极作用。在排气噪声控制上，局部振型控制方法效果最显著，改变模态振型比改变模态频率更有效。
2.消声器改进及性能评价。排气系统冷端主要由前置消声器（副消）、后置消声器（主消）、中间管道和尾管等构成。原消声器方案的副消和主消结构示意图。消声器改进主要针对二阶噪声频段进行，主副消声器结构同时进行修改。排气二阶噪声属于低频噪声，采用共振结构予以消除。一般来说，共振型消声结构的消声频率作用范围为40～200 Hz。在不改变消声器外形轮廓的前提下，适当加大主消容积，并将原主消中间腔设计为共振腔，同时调整穿孔管的穿孔率和穿孔管长度。为增加高频消声量，降低气流再生噪声，在主消声器出气管上使用芦弗管结构（同心管结构）。根据共振腔主消频段的不同，设计了两中方案的主消结构。原方案副消身器結构不合理，传声损失小，现使用隔板将前消声器设计为两腔结构，前腔为共振腔，后腔填充有吸音棉。改进后的主副消声器结构改进后的主副消声器结构刚度较原方案增加许多，因此，对整个排气系统的固有频率有影响。改进后副消声器主要的消声频段是400 Hz 以上，消声量较原方案有很大提高，达到30 dB 以上。改进后主消声器在整个频段范围内都有较好的消声效果，消声量基本在30dB以上，与原主消声器比较，在60 Hz～200 Hz以下的低频段，普遍有10 dB以上的消声量，在120 Hz处存在峰值，达到28 dB，低频消声效果有明显改善。新设计的两种消声器方案加速噪声水平有较明显的改善，下降了6～10dB（A），其中方案效果更好。采用有限单元法对改进消声器后的排气系统进行自由模态分析，两种方案的二阶模态分别为21.9Hz和22.3，三阶模态为32.7 Hz和31.5 Hz，避免了与怠速频率的共振，说明消声器结构的改进也改变了排气系统的固有频率。同时，对装有改进方案的样车进行主观评价，采用十分制评分法，对样车的怠速及急加速动态噪声特性进行评价。怠速工况下，车内共振噪声较原样车有所降低，车内共鸣现象得到改善；急加速时，车内噪声明显小于配有原消声器方案的样车，噪声压耳现象得到明显改善，原车存在的隆隆声也基本消失。
采用共振腔和芦弗管结构，改进消声器，使得低频消声和高频消声效果提高。同时，改进后的消声器刚度增加，改变排气系统固有频率的分布，避开怠速共振，使得轿车启动和急加速时车内噪声有明显改善。因此在优化怠速噪声时，不仅要改变排气系统固有频率消除怠速共振，而且要根据模态振型对排气噪声具有较大辐射面积的区域进行振型控制，以更有效地降低排气噪声幅值。
参考文献：
[1]郑四发，郝鹏，李西朝，等.车外加速噪声的传递特性模型及声源识别[J].汽车工程，2016，32（5）.
[2]葛蕴珊，张宏波，宋艳冗，等 .改进车辆进排气系统降低整车车外加速噪声[J].汽车工程，2016（4）.
[3]邓兆祥，李景渊，褚志刚，等.SC6360B车外加速噪声的控制 [J].重庆大学学报：自然科学版，2016（4）.
关键词：车辆进排气系统；整车车外；加速噪声
汽车的振动和噪声特性是影响汽车乘坐舒适性的一个重要因素。随着人们生活水平的提高，对汽车乘坐舒适性的要求也不断提高，不仅要求低的噪声和振动，而且要求汽车的声音特性满足乘客的要求。考虑提高消声器刚度改变排气系统固有频率分布以避免怠速共振，以达到车内噪声主观评价的要求。
一、有限元模型的建立
为了解排气系统的振动特性，需要进行有限元模态分析。排气系统由波纹管、三元催化转化器、前置消声器、后置消声器、排气管道、吊钩和橡胶吊耳等部件组成。用Abaqus 作为有限元求解器，Hypermesh 作为前处理软件对排气系统结构进行网格离散，单元尺寸为4 mm，单元总数约为9 万个。其中，波纹管用无阻尼零长度Spring 2弹簧单元模拟，在几何中心加载波纹管质量；三元催化器外部采用四边形壳单元S4R，催化器载体的体积质量为0. 6kg /L，催化器内部芯体用等效质量加载于表面；各处连接法兰以体单元C3D8R 划分；前置、后置消声器按照其具体内部结构，用包含四边形单元S4R 和三角形单元S3 的壳单元划分；排气管道直接以四边形壳单元S4R 画出；吊钩处的橡胶悬置用弹簧单元Spring 2 模拟；焊接部分用一层四边形S4R 单元表示；各处法兰的连接螺栓用MPC 进行简化处理。为了验证有限元模型的准确性，在整车安装状态下对原排气系统进行模态试验。采用多点输入、单点输出的测试方法，在实车安装状态下对排气系统进行多点锤击激励，通过激振力和响应信号的收集处理，用软件对频响函数进行拟合，识别排气系统的模态参数完成排气系统的试验模态分析。结果表明，除去局部模态，模态仿真与试验结果吻合度较好，有限元模型基本正确，可做分析研究之用。该排气系统原方案模态第3 阶固有频率为26. 46 Hz，振型为绕X 轴的扭转振动。该频率在发动机怠速激励频率范围内，使得发动机怠速工作时该排气系统有产生共振的风险，从而导致怠速下排气噪声值和振动偏大，为危险频率。因此需要进行结构改进，使其固有频率避开该激励频率范围。
二、改进车辆进排气系统降低整车车外加速噪声
1.排气系统结构改进方法。一是原方案。当排气系统模态与发动机怠速激励频率相接近时，改变挂钩位置可以有效改变系统固有频率，但挂钩位置的改变会影响底盘布置等问题，一般作为结构优化最后的解决方法。针对排气系统固有频率与发动机怠速激励频率相接近时引起的系统怠速共振问题，采用了模态应变能控制、局部振型控制和系统刚度控制3种结构改进方法以避开发动机怠速共振频率，达到降低振动减小噪声的目的。在进行排气系统模态分析的同时，计算其模态应变能。在模态分析中，第阶模态的第单元若某区域的模态应变能越高，则说明该区域越容易被激振起来，其结构响应越弱。对系统局部结构进行刚度优化，分散集中的能量分布，可以强化系统结构，改变其固有特性。二是方案一：模态应变能控制为了避免排气系统的怠速共振，方案一改进方式是在模态应变能能量集中的前置消声器后方弯管处焊接一块钢板，加强该处结构分散集中的能量，提高该阶模态频率，达到避开共振区间的效果。三是方案二：局部振型控制。研究车型车身底盘结构形式已经确定，若是大范围大数量地移动吊钩，必然需要重新布置底盘空间，为改进方案的实施带来困难。因此，该方案以尽量少的挂钩改动为原则实现对局部振型的控制。四是方案三：系统刚度控制。将前置、后置消声器中间排气管路的管径由原来48 mm 改为52 mm，管径增加以后，系统结构刚度有所提升，原扭转模态频率会得到一定程度的提升。改变管径后，各阶模态频率值相对于其他改进方案都发生了较大改变。原方案中危险频率从26.46 Hz 提高至29.21 Hz，避开了怠速激励频率范围25.00 ～ 28.33 Hz。虽然该方案也未能改变系统振型，但频率的提高对避免怠速共振有积极作用。在排气噪声控制上，局部振型控制方法效果最显著，改变模态振型比改变模态频率更有效。
2.消声器改进及性能评价。排气系统冷端主要由前置消声器（副消）、后置消声器（主消）、中间管道和尾管等构成。原消声器方案的副消和主消结构示意图。消声器改进主要针对二阶噪声频段进行，主副消声器结构同时进行修改。排气二阶噪声属于低频噪声，采用共振结构予以消除。一般来说，共振型消声结构的消声频率作用范围为40～200 Hz。在不改变消声器外形轮廓的前提下，适当加大主消容积，并将原主消中间腔设计为共振腔，同时调整穿孔管的穿孔率和穿孔管长度。为增加高频消声量，降低气流再生噪声，在主消声器出气管上使用芦弗管结构（同心管结构）。根据共振腔主消频段的不同，设计了两中方案的主消结构。原方案副消身器結构不合理，传声损失小，现使用隔板将前消声器设计为两腔结构，前腔为共振腔，后腔填充有吸音棉。改进后的主副消声器结构改进后的主副消声器结构刚度较原方案增加许多，因此，对整个排气系统的固有频率有影响。改进后副消声器主要的消声频段是400 Hz 以上，消声量较原方案有很大提高，达到30 dB 以上。改进后主消声器在整个频段范围内都有较好的消声效果，消声量基本在30dB以上，与原主消声器比较，在60 Hz～200 Hz以下的低频段，普遍有10 dB以上的消声量，在120 Hz处存在峰值，达到28 dB，低频消声效果有明显改善。新设计的两种消声器方案加速噪声水平有较明显的改善，下降了6～10dB（A），其中方案效果更好。采用有限单元法对改进消声器后的排气系统进行自由模态分析，两种方案的二阶模态分别为21.9Hz和22.3，三阶模态为32.7 Hz和31.5 Hz，避免了与怠速频率的共振，说明消声器结构的改进也改变了排气系统的固有频率。同时，对装有改进方案的样车进行主观评价，采用十分制评分法，对样车的怠速及急加速动态噪声特性进行评价。怠速工况下，车内共振噪声较原样车有所降低，车内共鸣现象得到改善；急加速时，车内噪声明显小于配有原消声器方案的样车，噪声压耳现象得到明显改善，原车存在的隆隆声也基本消失。
采用共振腔和芦弗管结构，改进消声器，使得低频消声和高频消声效果提高。同时，改进后的消声器刚度增加，改变排气系统固有频率的分布，避开怠速共振，使得轿车启动和急加速时车内噪声有明显改善。因此在优化怠速噪声时，不仅要改变排气系统固有频率消除怠速共振，而且要根据模态振型对排气噪声具有较大辐射面积的区域进行振型控制，以更有效地降低排气噪声幅值。
参考文献：
[1]郑四发，郝鹏，李西朝，等.车外加速噪声的传递特性模型及声源识别[J].汽车工程，2016，32（5）.
[2]葛蕴珊，张宏波，宋艳冗，等 .改进车辆进排气系统降低整车车外加速噪声[J].汽车工程，2016（4）.
[3]邓兆祥，李景渊，褚志刚，等.SC6360B车外加速噪声的控制 [J].重庆大学学报：自然科学版，2016（4）.