微型汽车排气消声器的设计与优化
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化 系 统 的 ABS 参 考 车 速 确 定 方 法 的 研 究 . 汽 车 工 程 ， 2003，25（6）：617~620. 4 余 卓 平,刘 高 翔.ABS 中 参 考 车 速 计 算 方 法 的 研 究.上 海 汽 车， 1998,（5）:1~3. 5 吴诰,许季,刘绍辉.汽车防抱制动系统制动时的车速计算. 华南理工大学学报， 2002,30（2）:76~78. 6 余志生.汽车理论.北京：机械工业出版社，l989. 7 吴诰畦, 等. 汽车防抱死系统机理研究． 机械工程学报， 1997（6）:43～47.
图 1 为所设计的消声器几何模型。 方案 A 中后 消声器在第 1 腔处设置共振腔， 在进气管上打一定 数量的孔；方案 B 是将第 4 腔设置为共振腔，隔板 打一定数量的孔。 两个方案共用一个前消声器，其 第 1 腔为共振腔，第 2 腔为扩张腔，第 3 腔为阻性消 声腔，内部包有消声棉。 2.3 消声器性能仿真模型
（a）前 消 声 器
（b）按 A 方案改进的后消声器 （c）按 B 方案改进的后消声器 图 1 消声器结构模型
图 2 为建立的发动机工作过程和消声器性能的 耦合仿真模型。 在该模型中，同时放置了插入损失和 压力损失计算模块，使得在一次计算中可以同时获得 消声器插入损失和压力损失数据，相对于分别放置插 入损失和压力损失模块，大大降低了计算的时间。图 2 获得的插入损失数据是基于频谱的，与实际试验测得 的插入损失数据有所不同。 图 3 为使用与消声器等长 度的直管代替消声器后尾管噪声的计算模型。
பைடு நூலகம்
参考文献 1 项 承 寨 ，夏 群 生 ，何 乐.ABS 控 制 量 的 计 算 研 究.汽 车 技 术,
2001（1）：10~13. 2 程军.汽车防抱死制动系统的理论与实践.北京：北京理工
大 学 出 版 社 ，1999. 3 齐 志 权,刘 昭 度,时 开 斌,等.基 于 汽 车 ABS/ASR/ACC 集 成
36
方案 B 24
方案 A
12
压 力 损 失/kPa
0 1 200
36
2 400 3 600 4 800 发 动 机 转 速 /r·min-1
（a）计 算 结 果
6 000
方案 B 24
方案 A 12
压 力 损 失/kPa
0 1 200
2 400 3 600 4 800 发 动 机 转 速 /r·min-1 （b）试 验 结 果
Key words：Exhaust muffler, Performance, Optimization design
1 前言
在日益严格的环境（噪声）控制法规下，针对微 型汽车的特点，开发消声性能良好、结构可靠、成本
低廉的排气消声系统成为汽车零部件企业重要任务 之一[1]。 传统的消声器设计主要是基于经验和试验 相结合的方法进行的，这种方法开发成本大，开发时 间长。 随着计算机技术的发展， 特别是数值模拟软
发动机工作过程仿真模型用来模拟发动机主要 性能指标在一个循环中的变化情况。 在消声器设计 初期中，特别是在新车型设计开发中，实际发动机样 机尚未试制时，通过发动机工作过程仿真模拟，可以 获得发动机在各种工况下产生的噪声频谱， 从而指 导消声器的设计。
本文所用微型汽车发动机为直列 4 缸水冷 4 冲 程 16 气门汽油机， 其缸径为 69.7 mm， 行程为 79 mm，压缩比为 9.8。
111
105
噪声目标限值
方案 B
99
方案 A
93
87 使用直管代替消声器
81
75 1 200
2 400 3 600 4 800 发 动 机 转 速 /r·min-1
6 000
图 5 计算获得的尾管噪声值
图 6 为试验得到的 A、B 方案的尾管噪声曲线及
— 42 —
其 4、6 阶次噪声曲线。 将试验结果与仿真结果进行比 较可知，A、B 两方案的模拟计算结果和试验值非常接 近， 只是在发动机高速时试验值比理论计算值明显高 些， 这主要是由于仿真模型中不能准确考虑排气再生 噪声的影响所致。同时，试验测得的结论和使用仿真模 型计算得到的结论基本一致，即 A、B 方案的尾管噪声 值都超过了总目标限值，方案 B 优于方案 A。
声的影响较大， 其噪声曲线明显超出了阶次目标限
值曲线。 由于其他阶次噪声曲线都明显小于阶次目
标限值曲线，因此图 6 中未给出其曲线。
4 改进方案及分析
由上述分析可知，按方案 A 改进的消声器和按 方案 B 改进的消声器尾管噪声值均超出了设定的 目标限值，因此必须对方案 A 和方案 B 的后消声器 进行改进。 由于总体上方案 B 要优于方案 A，文中 重点介绍方案 B 的改进过程。
112.5
100.0
声 压 级 /dB（A）
87.5
75.0
62.5
50.0
37.5 1 000
噪声目标限值 方案 A 阶次噪声目标限值 4 阶次 6 阶次
1 920 2 840 3 760 4 680 5 600 发 动 机 转 速 /r·min-1 （a）方案 A
112.5
100.0
声 压 级 /dB（A）
* 基金项目：国家十五“863”计划项目（2007AA06Z341）。
车 速 /km·h-1
50
40 实际车速
30
20
参考车速
10
0 0123456 时间/s
图 9 对接路面试验结果
5 结束语
在分析几种常用车速确定方法优缺点的基础 上， 提出了一种综合基于车辆制动力学模型和峰值 连线的方法，并通过实车试验对该方法进行了验证。 试验结果表明， 该方法确定的参考车速与车速仪测 得的实际车速误差很小，可以用来作为 ABS 控制系 算法中滑移率参数的计算。 — 40 —
87.5
75.0
62.5
50.0
37.5 1 000
噪声目标限值 方案 B 阶次噪声目标限值 4 阶次 6 阶次
1 920 2 840 3 760 4 680 5 600 发 动 机 转 速 /r·min-1
（b）方案 B
图 6 尾管噪声的试验值比较
图 6 中主要阶次 4、6 阶次的噪声对尾管总体噪
发动机 排气管 1 475
前消声器 477
连接管 后消声器
RLT
记录器
麦克风 1 插入损失 麦克风 2 478
Σ
压力损失
476
尾管
声音文件
麦克风 3 481
大气
图 2 发动机工作过程和消声器性能的耦合仿真模型
发动机 排气管 1
管2
连接管
管3
尾管
声音文件
麦克风 3
481
大气
图 3 无消声器尾管噪声值计算模型
主题词：排气消声器 性能 优化设计 中图分类号：U464 文献标识码：A 文章编号：1000－3703（2010）03－0040－04
Design and Optimization for Muffler of Minibus
Liu Zhien1, Yan Fu Wu1,Yang Lun1, Huang Heng2 （1.Wuhan University of Technology; 2.Liu Zhou Li He Exhaust System Control Co., Ltd） 【Abstract】An engine operating model and an exhaust muffler performance evaluation model are established, and acoustic performance and aerodynamic simulative analysis of the muffler is carried out. By combining simulative analysis and test verification, and adjusting chamber volume and perforated percentage of baffle, the muffler is improved. Test results of the improved muffler indicate that total noise level and order noise level of the muffler improved considerably, improvement is also made to the high velocity noise level, performance of the muffler basically satisfies design requirement.
2 仿真模型的建立
GT-Power 本身主要用于发动机工作过程 的 仿 真 ；GT-Power 软 件 包 中 的 GT-Muffler 主 要 用 于 消 声器结构的设计和建模。 将建立的消声器几何模型 和发动机工作过程模型耦合， 可进行消声器插入损 失和压力损失的计算[2]。 2.1 发动机工作过程模型
根据发动机基本参数在 GT-Power 中建立了发 动机的工作过程仿真模型， 并完成了转速 1 000~5 600 r/min 的全负荷状态下的工作过程模拟。 通过参 数调节使得各转速下计算获得的功率和扭矩与试验 值误差都处在 5％以下，以用于发动机的排气消声系 统的模拟计算。 2.2 消声器几何模型
（责任编辑 学 林） 修改稿收到日期为 2010 年 1 月 20 日。
汽车技术
·设计·计算·研究· 件的发展，给消声器的设计和开发提供了新的途径。 本文利用 GT-Power 软件包提供的消声器消声性能 仿真模块实现了对某微型汽车排气消声器的设计和 优化， 解决了由于发动机本身原因引起的尾管噪声 第 4 阶次噪声值和总噪声值较高的问题。
3 初始方案结果及分析
根据所建立的仿真模型， 计算获得了消声器的 插入损失和压力损失值。根据设计方案加工了产品，
— 41 —
·设计·计算·研究· 并对消声器的消声性能进行试验测试。 试验时消声 器 是 安 装 在 整 车 上 的 ， 测 试 方 法 按 照 国 标 QC/ T630—1999 进行。
·设计·计算·研究·
微型汽车排气消声器的设计与优化 *
刘志恩 1 颜伏伍 1 杨 伦 1 黄 恒 2 （1.武汉理工大学；2.柳州利和排气控制有限公司）
【摘要】建立了某发动机工作过程模型和排气消声器性能评价模型，并进行了该排气消声器声学性能和空气 动 力性的仿真分析。 采用仿真分析和试验验证相结合的方法，通过调节各腔室容积和隔板的穿孔率对该排气消声器进 行了改进。 改进后排气消声器的试验结果表明，消声器总体噪声值和阶次噪声值均有明显好转，高速噪声值比较高 的状况得到改善，消声器性能基本达到设计要求。
图 4a 和图 4b 分别为微型汽车前、 后消声器总 压力损失计算结果和试验结果。 从图 4 中可知，计 算结果和试验结果基本接近，变化趋势一致，其压力 损失随着发动机转速的增加而增加， 在最高转速为 5 600 r/min 时 ，压 力 损 失 达 到 最 大 值 ；按 方 案 A 改 进的消声器最大压力损失为 31kPa， 按方案 B 改进 的消声器最大压力损失为 32 kPa， 但均小于设计要 求的 ΔP≤36 kPa，满足设计要求。
某微型汽车排气系统包括前、 后两个消声器，本 文的设计和改进主要针对后消声器 （也称主消声器）。 该后消声器采用了 4 腔结构， 各腔的容积及扩张比是 根据发动机的排量和消声目标， 采用传统消声器设计 理论[1]计算获得，并确定了各个腔的分布、腔内管的分 布、穿孔管的穿孔率以及消音棉选择等。根据主消频段 的不同，设计了后消声器 A、B 两种方案。
6 000
图 4 压力损失计算结果和试验结果
图 5 显示了使用仿真模型计算获得的排气尾管
的噪声值。 模拟计算结果表明，A、B 两方案的尾管
噪声值都超过了总目标限值，但方案 B 尾管噪声值
比方案 A 低，则其插入损失比方案 A 大，消声效果
也比方案 A 好，因此方案 B 要优于方案 A。
117
声 压 级/dB（A）
消声器的性能评价指标为传声损失、 插入损失
2010 年 第 3 期
和压力损失[3]。 消声器的传声损失是只评价消声器 在没有气流的情况下达到的消声性能， 其计算结果 为消声器在理论上所能达到最大的消声量 。 [4,5] 在发 动机实际运行过程中， 排出的高温高速气体对消声 器的消声性能有很大影响， 因此必须将消声器和发 动机的工作过程结合起来考虑， 计算在安装消声器 前、后排气口辐射声功率之差，即插入损失。 压力损 失影响到发动机的输出功率， 通常只需保证其满足 设计要求即可。
图 1 为所设计的消声器几何模型。 方案 A 中后 消声器在第 1 腔处设置共振腔， 在进气管上打一定 数量的孔；方案 B 是将第 4 腔设置为共振腔，隔板 打一定数量的孔。 两个方案共用一个前消声器，其 第 1 腔为共振腔，第 2 腔为扩张腔，第 3 腔为阻性消 声腔，内部包有消声棉。 2.3 消声器性能仿真模型
（a）前 消 声 器
（b）按 A 方案改进的后消声器 （c）按 B 方案改进的后消声器 图 1 消声器结构模型
图 2 为建立的发动机工作过程和消声器性能的 耦合仿真模型。 在该模型中，同时放置了插入损失和 压力损失计算模块，使得在一次计算中可以同时获得 消声器插入损失和压力损失数据，相对于分别放置插 入损失和压力损失模块，大大降低了计算的时间。图 2 获得的插入损失数据是基于频谱的，与实际试验测得 的插入损失数据有所不同。 图 3 为使用与消声器等长 度的直管代替消声器后尾管噪声的计算模型。
பைடு நூலகம்
参考文献 1 项 承 寨 ，夏 群 生 ，何 乐.ABS 控 制 量 的 计 算 研 究.汽 车 技 术,
2001（1）：10~13. 2 程军.汽车防抱死制动系统的理论与实践.北京：北京理工
大 学 出 版 社 ，1999. 3 齐 志 权,刘 昭 度,时 开 斌,等.基 于 汽 车 ABS/ASR/ACC 集 成
36
方案 B 24
方案 A
12
压 力 损 失/kPa
0 1 200
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2 400 3 600 4 800 发 动 机 转 速 /r·min-1
（a）计 算 结 果
6 000
方案 B 24
方案 A 12
压 力 损 失/kPa
0 1 200
2 400 3 600 4 800 发 动 机 转 速 /r·min-1 （b）试 验 结 果
Key words：Exhaust muffler, Performance, Optimization design
1 前言
在日益严格的环境（噪声）控制法规下，针对微 型汽车的特点，开发消声性能良好、结构可靠、成本
低廉的排气消声系统成为汽车零部件企业重要任务 之一[1]。 传统的消声器设计主要是基于经验和试验 相结合的方法进行的，这种方法开发成本大，开发时 间长。 随着计算机技术的发展， 特别是数值模拟软
发动机工作过程仿真模型用来模拟发动机主要 性能指标在一个循环中的变化情况。 在消声器设计 初期中，特别是在新车型设计开发中，实际发动机样 机尚未试制时，通过发动机工作过程仿真模拟，可以 获得发动机在各种工况下产生的噪声频谱， 从而指 导消声器的设计。
本文所用微型汽车发动机为直列 4 缸水冷 4 冲 程 16 气门汽油机， 其缸径为 69.7 mm， 行程为 79 mm，压缩比为 9.8。
111
105
噪声目标限值
方案 B
99
方案 A
93
87 使用直管代替消声器
81
75 1 200
2 400 3 600 4 800 发 动 机 转 速 /r·min-1
6 000
图 5 计算获得的尾管噪声值
图 6 为试验得到的 A、B 方案的尾管噪声曲线及
— 42 —
其 4、6 阶次噪声曲线。 将试验结果与仿真结果进行比 较可知，A、B 两方案的模拟计算结果和试验值非常接 近， 只是在发动机高速时试验值比理论计算值明显高 些， 这主要是由于仿真模型中不能准确考虑排气再生 噪声的影响所致。同时，试验测得的结论和使用仿真模 型计算得到的结论基本一致，即 A、B 方案的尾管噪声 值都超过了总目标限值，方案 B 优于方案 A。
声的影响较大， 其噪声曲线明显超出了阶次目标限
值曲线。 由于其他阶次噪声曲线都明显小于阶次目
标限值曲线，因此图 6 中未给出其曲线。
4 改进方案及分析
由上述分析可知，按方案 A 改进的消声器和按 方案 B 改进的消声器尾管噪声值均超出了设定的 目标限值，因此必须对方案 A 和方案 B 的后消声器 进行改进。 由于总体上方案 B 要优于方案 A，文中 重点介绍方案 B 的改进过程。
112.5
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声 压 级 /dB（A）
87.5
75.0
62.5
50.0
37.5 1 000
噪声目标限值 方案 A 阶次噪声目标限值 4 阶次 6 阶次
1 920 2 840 3 760 4 680 5 600 发 动 机 转 速 /r·min-1 （a）方案 A
112.5
100.0
声 压 级 /dB（A）
* 基金项目：国家十五“863”计划项目（2007AA06Z341）。
车 速 /km·h-1
50
40 实际车速
30
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参考车速
10
0 0123456 时间/s
图 9 对接路面试验结果
5 结束语
在分析几种常用车速确定方法优缺点的基础 上， 提出了一种综合基于车辆制动力学模型和峰值 连线的方法，并通过实车试验对该方法进行了验证。 试验结果表明， 该方法确定的参考车速与车速仪测 得的实际车速误差很小，可以用来作为 ABS 控制系 算法中滑移率参数的计算。 — 40 —
87.5
75.0
62.5
50.0
37.5 1 000
噪声目标限值 方案 B 阶次噪声目标限值 4 阶次 6 阶次
1 920 2 840 3 760 4 680 5 600 发 动 机 转 速 /r·min-1
（b）方案 B
图 6 尾管噪声的试验值比较
图 6 中主要阶次 4、6 阶次的噪声对尾管总体噪
发动机 排气管 1 475
前消声器 477
连接管 后消声器
RLT
记录器
麦克风 1 插入损失 麦克风 2 478
Σ
压力损失
476
尾管
声音文件
麦克风 3 481
大气
图 2 发动机工作过程和消声器性能的耦合仿真模型
发动机 排气管 1
管2
连接管
管3
尾管
声音文件
麦克风 3
481
大气
图 3 无消声器尾管噪声值计算模型
主题词：排气消声器 性能 优化设计 中图分类号：U464 文献标识码：A 文章编号：1000－3703（2010）03－0040－04
Design and Optimization for Muffler of Minibus
Liu Zhien1, Yan Fu Wu1,Yang Lun1, Huang Heng2 （1.Wuhan University of Technology; 2.Liu Zhou Li He Exhaust System Control Co., Ltd） 【Abstract】An engine operating model and an exhaust muffler performance evaluation model are established, and acoustic performance and aerodynamic simulative analysis of the muffler is carried out. By combining simulative analysis and test verification, and adjusting chamber volume and perforated percentage of baffle, the muffler is improved. Test results of the improved muffler indicate that total noise level and order noise level of the muffler improved considerably, improvement is also made to the high velocity noise level, performance of the muffler basically satisfies design requirement.
2 仿真模型的建立
GT-Power 本身主要用于发动机工作过程 的 仿 真 ；GT-Power 软 件 包 中 的 GT-Muffler 主 要 用 于 消 声器结构的设计和建模。 将建立的消声器几何模型 和发动机工作过程模型耦合， 可进行消声器插入损 失和压力损失的计算[2]。 2.1 发动机工作过程模型
根据发动机基本参数在 GT-Power 中建立了发 动机的工作过程仿真模型， 并完成了转速 1 000~5 600 r/min 的全负荷状态下的工作过程模拟。 通过参 数调节使得各转速下计算获得的功率和扭矩与试验 值误差都处在 5％以下，以用于发动机的排气消声系 统的模拟计算。 2.2 消声器几何模型
（责任编辑 学 林） 修改稿收到日期为 2010 年 1 月 20 日。
汽车技术
·设计·计算·研究· 件的发展，给消声器的设计和开发提供了新的途径。 本文利用 GT-Power 软件包提供的消声器消声性能 仿真模块实现了对某微型汽车排气消声器的设计和 优化， 解决了由于发动机本身原因引起的尾管噪声 第 4 阶次噪声值和总噪声值较高的问题。
3 初始方案结果及分析
根据所建立的仿真模型， 计算获得了消声器的 插入损失和压力损失值。根据设计方案加工了产品，
— 41 —
·设计·计算·研究· 并对消声器的消声性能进行试验测试。 试验时消声 器 是 安 装 在 整 车 上 的 ， 测 试 方 法 按 照 国 标 QC/ T630—1999 进行。
·设计·计算·研究·
微型汽车排气消声器的设计与优化 *
刘志恩 1 颜伏伍 1 杨 伦 1 黄 恒 2 （1.武汉理工大学；2.柳州利和排气控制有限公司）
【摘要】建立了某发动机工作过程模型和排气消声器性能评价模型，并进行了该排气消声器声学性能和空气 动 力性的仿真分析。 采用仿真分析和试验验证相结合的方法，通过调节各腔室容积和隔板的穿孔率对该排气消声器进 行了改进。 改进后排气消声器的试验结果表明，消声器总体噪声值和阶次噪声值均有明显好转，高速噪声值比较高 的状况得到改善，消声器性能基本达到设计要求。
图 4a 和图 4b 分别为微型汽车前、 后消声器总 压力损失计算结果和试验结果。 从图 4 中可知，计 算结果和试验结果基本接近，变化趋势一致，其压力 损失随着发动机转速的增加而增加， 在最高转速为 5 600 r/min 时 ，压 力 损 失 达 到 最 大 值 ；按 方 案 A 改 进的消声器最大压力损失为 31kPa， 按方案 B 改进 的消声器最大压力损失为 32 kPa， 但均小于设计要 求的 ΔP≤36 kPa，满足设计要求。
某微型汽车排气系统包括前、 后两个消声器，本 文的设计和改进主要针对后消声器 （也称主消声器）。 该后消声器采用了 4 腔结构， 各腔的容积及扩张比是 根据发动机的排量和消声目标， 采用传统消声器设计 理论[1]计算获得，并确定了各个腔的分布、腔内管的分 布、穿孔管的穿孔率以及消音棉选择等。根据主消频段 的不同，设计了后消声器 A、B 两种方案。
6 000
图 4 压力损失计算结果和试验结果
图 5 显示了使用仿真模型计算获得的排气尾管
的噪声值。 模拟计算结果表明，A、B 两方案的尾管
噪声值都超过了总目标限值，但方案 B 尾管噪声值
比方案 A 低，则其插入损失比方案 A 大，消声效果
也比方案 A 好，因此方案 B 要优于方案 A。
117
声 压 级/dB（A）
消声器的性能评价指标为传声损失、 插入损失
2010 年 第 3 期
和压力损失[3]。 消声器的传声损失是只评价消声器 在没有气流的情况下达到的消声性能， 其计算结果 为消声器在理论上所能达到最大的消声量 。 [4,5] 在发 动机实际运行过程中， 排出的高温高速气体对消声 器的消声性能有很大影响， 因此必须将消声器和发 动机的工作过程结合起来考虑， 计算在安装消声器 前、后排气口辐射声功率之差，即插入损失。 压力损 失影响到发动机的输出功率， 通常只需保证其满足 设计要求即可。