汽车排气阶次噪声控制和气流噪声分析方法

阶次噪声是排气噪声中的主要组成部分，是排气消声器主要针对控制的对象。阶次噪声属于低频噪声，具有较高的声压级，且在较大频率范围内都存在。为了控制排气阶次噪声，国内外学者发展了多种方式，主要分为被动消声、半主动消声以及主动消声。

（1）被动消声。

被动消声主要采用结构不可变的抗性结构和阻性结构来达到控制噪声的目的。对于阶次噪声的控制，传统被动消声器中主要采用抗性消声结构，而在所有抗性结构中最为有效的阶次消声结构是赫姆霍兹共振器[54]。赫姆霍兹共振器在低频范围内可以产生很大的消声量，另外产生的压力损失较小，因而在排气消声器以及通风管道结构设计中得到广泛应用[51]。国外众多学者对赫姆霍兹共振器结构进行了细致的研究[55-64]，其典型结构如图1.6所示。

图1.6　典型赫姆霍兹共振器结构示意[5]

Ingard[55]研究了颈部不同开口形状（如采用矩形颈部开口和圆形颈部开口），以及颈部开口大小和位置对共振器共振频率的影响。Chanaud[56]继续研究了不同颈部截面形状以及腔体尺寸结构对共振器共振频率的影响。Dicky和Selamet[57]着重研究了腔体的长度与直径的比值对共振器传递损失的影响。Selamet 和 Ji[58]研究了颈部位置相对于圆腔体轴线偏移时，共振器声学特性的变化。以上的研究都是针对单个共振器结构尺寸参数对声学性能的影响，也有学者提出了多个共振器耦合的方式以提高消声能力，主要有并联双共振器结构[59]、串联双共振器结构[60]以及一系列共振器周期性并联阵列排列结构[61]，其结构如图1.7所示。

图1.7　多个共振器耦合方式的结构示意图

以上针对单个结构共振器的研究，改变颈部和腔体的几何形式和尺寸能够使共振频率产生移动，但不能使低频消声频带增宽，对于汽车发动机阶次噪声的消减能力有限。而采用多个共振器联合消声的结构，会占用较大的体积，增加消声结构的质量，在汽车排气系统中难以应用。因而增加单个共振器的消声频带以更好地消除发动机低频阶次噪声是一种更好的解决方案。Tang[65]研究了一种锥形颈部的共振器结构，用于消除空调系统中的低频噪声，其结构如图 1.8所示。Tang通过试验测试的方法对锥形颈部的共振器结构的吸声性能进行了研究，并建立了基于平面波理论的简化模型对此种共振器的共振频率进行了预测。Tang研究的这种结构颈部长度在10 mm以内，相对于声波波长可忽略不计，因而锥颈内部的声传播可以完全近似为平面波。但是汽车排气消声器中的共振器颈部尺寸较长，采用平面波理论来计算锥颈部分的声学性能会产生较大误差，因而Tang建立的预测模型不再适用。另外，Tang没有建立带锥形颈部共振器的传递损失计算公式，因而不能够对这种结构的消声频带以及消声量进行有效的量化分析，难以全面了解其声学性能。

图1.8　用于空调低频噪声控制的共振器[65]

综上所述，目前还需要开发出适用于汽车排气阶次噪声控制的高消声性能的锥颈共振器，并建立新的预测模型去准确计算各种锥形颈部尺寸的共振器的声学性能，有效指导这种共振结构的正向设计。

（2）主动消声。(www.xing528.com)

排气系统的主动消声技术主要分为有源主动噪声控制和无源主动噪声控制两种。发动机排气有源主动噪声控制技术是指去掉传统的消声器或简化其内部结构，在排气管道的某个环节引入扬声器、参考信号以及相应的控制系统来完成排气噪声控制的目的[66]，国内外学者对有源主动噪声控制技术进行了大量研究[67-69]，并取得了较好的低频噪声控制效果。发动机排气无源主动噪声控制技术是指在传统消声器的部分结构上引入执行机构，并根据噪声频率的变化而实时改变消声结构参数，从而实现噪声的主动控制[70-74]。这两种主动噪声控制方法对于低频噪声，尤其针对旋转机械的阶次噪声具有较好的降噪效果，但是两种方法也存在各自的缺点。相对于无源主动噪声控制，有源主动噪声控制需要额外增加一个声源，但一般的扬声器难以承受排气系统中的高温和腐蚀性的环境。而且由于扬声器的声辐射功率有限，难以完全抵消高声压级的阶次噪声，一般消减量在 10 dB以内。另外，有源主动噪声控制是向排气系统中增加能量，如果控制系统出现误差，则排气系统的噪声量级会增加。无源主动噪声控制虽然没有以上问题，但是也需要复杂的控制系统以及执行机构。而过于复杂的控制系统以及执行机构，使得主动噪声控制的可靠性难以保证。

在实际应用中，主动噪声控制需要执行器、高速控制器、参考信号、误差反馈信号以及相应的散热等辅助装置，这些使得主动噪声控制系统的成本非常昂贵，现在也仅仅在高档轿车上使用[68]。对于大众车型，主动噪声控制系统难以大规模普及。

（3）半主动消声。

鉴于主动消声器成本高可靠性差，而传统被动消声器又难以对阶次噪声进行有效控制，国外学者提出了半主动消声的结构形式。半主动消声主要通过阀门的开闭改变消声器的结构形式，从而对尾管辐射噪声及排气系统的压力损失起到调节作用，典型的结构如图1.9所示。半主动消声器中阀门的开闭过程不依靠任何控制系统和额外的能量输入，完全依靠排气系统的气流作用力，因此是一种开环的半主动控制系统。

图1.9　典型半主动带阀消声器结构示意[75]

国外大型汽车厂商很早就开展了半主动消声器的研究，主要在日本和欧洲生产的汽车上使用，具体的阀门结构形式多种多样，安装位置也有较大差异。1987年，尼桑的Cedric、Gloria和Cima等系列汽车首先采用了半主动消声器。随后，丰田、马自达、宝马、大众和法拉利等汽车都采用了这种消声器[5]。半主动消声器最大的优势在三个方面：第一，在保证同样的消声能力情况下，可以减少消声器的体积，或者简化消声器内部结构，从而减小质量和占用底盘的空间。第二，在同样的消声器容积下，可以有效提高发动机功率，并降低尾管的排气噪声[76]。有学者专门进行了统计研究，一般来说，如果消声器的容积相等，那么半主动消声器比传统消声器多降低 5～10 dB噪声，而发动机的功率损失也减少约 30％；如果噪声与功率损失相等，那么半主动消声器的容积就可以减少5～10 L[5]。第三，半主动消声器可靠性较好，成本远低于主动消声器。因而，半主动消声器是当下各大汽车厂商重点研究的对象。

国外关于半主动消声器研究的文献很少，且对这种消声器的消声机理也没有详细的论述。Liu等[77]在一篇会议论文中对于一种带有阀体结构的半主动消声器进行了深入的研究，其结构与图1.9基本相同。Liu采用发动机台架试验对半主动消声器的尾管辐射噪声以及插入损失进行了分析，结果发现半主动消声器对于阶次噪声有良好的消声效果，而且半主动消声器的消声性能会随着阀门开度的变化而变化。但是 Liu的研究结果都是通过试验获取的，缺乏对这种声学性能的理论分析，难以对半主动消声器的正向设计起指导作用。国内学者也开展了这种带有阀体结构的半主动消声器的性能研究。苏胜利[75]采用三维数值方法研究了带阀体结构的半主动消声器的结构参数以及阀门开闭状态对消声器传递损失的影响，计算结果表明阀门开闭会对传递损失曲线中的共振峰值频率产生影响；同时采用CFD方法对其消声器内部的流场进行了仿真分析，仿真结果表明这种消声器可以减少压力损失。以上工作只对一种半主动带阀消声器的性能进行了仿真分析，对此类消声结构的设计难有借鉴意义。邓兆祥等[78]采用 CFD数值仿真技术对带阀体结构的半主动消声器在阀门开启和关闭两种状态下的内部流场进行了分析，验证了阀门开启有利于降低背压以及内部气流流速，但并没有对消声器的声学特性进行分析。国内学者的研究基本都是从仿真出发，缺少理论分析及试验论证，没有结合实际的消声效果分析半主动消声器的具体作用和性能。

对于半主动式带阀消声器，国内外相关文献中对其性能的理论分析及匹配方法尚缺乏深入研究，以上工作没有从理论上揭示带阀体结构的半主动消声器的消声性能与阀体结构开度变化之间的关系，难以指导此类消声器的正向设计。