王金友 閆晨 劉月普 宋兆哲 高鋒軍 陳萬軍

1-長城汽車股份有限公司技術中心河北保定0710002-河北省汽車工程技術研究中心）

·振動·噪聲·

發(fā)動機進氣系統(tǒng)加速氣流噪聲問題分析與研究

王金友1，2閆晨1，2劉月普1，2宋兆哲1，2高鋒軍1，2陳萬軍1，2

1-長城汽車股份有限公司技術中心河北保定0710002-河北省汽車工程技術研究中心）

針對某SUV發(fā)動機在加速工況下存在噪聲問題，進行了聲源特性分析，設計了共振式消聲器，利用LMS Virtual Lab軟件進行傳遞損失仿真計算和傳遞損失試驗測試，驗證了仿真結果準確性。在此基礎上進行整車測試，結果使駕駛員右耳噪聲降低了2.8 dB（A），加速氣流噪聲主觀評價達到可接受。

氣流噪聲消聲器傳遞損失主觀評價

引言

隨著人們生活水平的提高，消費者對汽車NVH（Noise，Vibration，Harshness）性能關注度也越來越高。在汽車的眾多噪聲源中，汽車發(fā)動機進氣系統(tǒng)噪聲是汽車的主要噪聲源之一，已成為當前汽車噪聲優(yōu)化控制，提高整車NVH性能不可忽略的研究內(nèi)容[1]。本文針對某SUV發(fā)動機出現(xiàn)的進氣系統(tǒng)噪聲問題，進行聲源特性分析，確定聲源位置，采用被動降噪的方法，在聲源位置近場設計消聲器，并進行仿真分析與傳遞損失試驗驗證測試。在此基礎上，進行整車測試，測試結果表明，加速氣流噪聲主觀評價達到可接受。

1聲源特性分析

在對整車進行主觀評價中，發(fā)現(xiàn)在駕駛室內(nèi)存在加速噪聲大的問題，為識別此問題進行試驗測試，圖1為車內(nèi)駕駛員右耳噪聲頻譜圖，通過對測試數(shù)據(jù)進行濾波回放，確認在3擋全負荷加速1 400～2 400 Hz頻段內(nèi)噪聲較大。

針對此問題進行問題排查測試，最終發(fā)現(xiàn)壓后管路近場噪聲與右耳噪聲頻譜一致，圖2為壓后管路近場噪聲頻譜。從圖中頻譜可以看出，在1 400～2 400 Hz內(nèi)聲壓級較大，此噪聲符合Whoose噪聲特征，屬于寬頻噪聲。產(chǎn)生原因為：當進氣流速較小時，增壓器壓輪葉片根部發(fā)生了氣體分離，從而產(chǎn)生了紊流噪聲，噪聲經(jīng)過壓后管路振動傳播，從而使得壓后管路噪聲較大。

圖1 駕駛員右耳噪聲頻譜圖

對Whoose噪聲的解決主要是有源控制和路徑控制兩種，前者主要通過采用大壓葉輪或者進行葉型優(yōu)化等方法進行主動控制；后者主要是通過消聲或者隔聲等被動降噪方法進行控制。有源控制方法成本高且周期長，考慮到實際情況，本文采用在壓后管路增加消聲器的被動降噪方法。

圖2 壓后管路近場噪聲

2消聲器設計與計算

針對試驗中確定的1 400～2 400 Hz氣流噪聲問題，需要在壓后管路設計消聲器予以解決。由于產(chǎn)生噪聲屬于寬頻噪聲，因此需要設計多節(jié)共振式消聲器。共振式消聲器是根據(jù)亥姆霍茲共振器原理而設計的，所設計的多節(jié)共振式消聲器，中心管為穿孔管，外殼為共振腔。當孔心距為孔徑的5倍以上時，可以認為各孔之間聲輻射互不干涉，因此可以看成為許多亥姆霍茲共振器并聯(lián)。單節(jié)共振式消聲器共振頻率f計算公式為

式中：V為共振腔容積，m3；G為小孔的傳導率，m。其中n為孔數(shù)；s為每個小孔面積，m2；t為穿孔板厚，m；d為小孔直徑。

公式（1）就是所設計消聲器的理論依據(jù)[2]。所設計的消聲器數(shù)模如圖3所示。

圖3 消聲器幾何模型

為了評價所設計消聲器的性能好壞，需要對消聲器進行傳遞損失計算，傳遞損失是評價消聲器本身性能好壞的評價指標[3]。傳遞損失為聲音經(jīng)過消音元件后聲音能量的衰減，即入射升功率級和透射聲功率級的差值。傳遞損失用TL（Transmission Loss）表示：

式中：LTL為聲功率傳遞損失；LW1、LW2為消聲器入口和出口的聲功率級；W1、W2為消聲器入口處和出口處的聲功率，W；p1、p2為消聲器入口處和出口處的聲壓，Pa。

本文利用LMS Virtual Lab軟件采用管道聲模態(tài)的方法計算了消聲器的傳遞損失，管道聲模態(tài)的方法與傳統(tǒng)方法相比，計算過程簡單且計算效率高。管道聲模態(tài)適用于大截面積管道（即管道截面積大于聲音最高頻率對應波長的一半）或計算頻率較高時的情況，傳統(tǒng)計算方法適用于小截面積管道，當管道截面積較大或者計算頻率較高時，聲音在管道中不再以平面波的形式進行傳播，從而不完全沿管路的軸線方向進行傳播，平面波的一些理論就不再適用了。這種情況就必須適用管道聲模態(tài)的相關理論[4-5]。

本文對所設計的消聲器抽取內(nèi)表面，按照聲學網(wǎng)格的要求，劃分網(wǎng)格，導入到LMS Virtual Lab軟件中，賦予流體屬性，在消聲器入口端施加單位聲功率，在出口端設置AML層，實現(xiàn)無反射邊界環(huán)境的模擬。計算過程如圖4所示。消聲器的傳遞損失結果如圖5所示。

圖4 消聲器傳遞損失計算過程

圖5 消聲器傳遞損失

從圖5中可以看出，所設計的消聲器在1 400～2 400 Hz之間平均傳遞損失達到25dB，消聲性能較好。由于傳遞損失受溫度影響較大，并且本次設計的消聲器是針對壓后管路，因此必須考慮溫度對消聲器傳遞損失的影響。根據(jù)實驗測試工況測得壓后管路溫度變化范圍在60～120℃之間，計算這兩種極限溫度下消聲器傳遞損失。圖6為考慮溫度后的消聲器傳遞損失曲線。

圖6 考慮溫度后的消聲器傳遞損失

從圖6中可以看到，消音器的傳損損失會隨溫度升高而向高頻移動；60℃時，消音器工作范圍為1 400 Hz到2 400 Hz，消聲量均在25 dB以上；120℃時，消音器工作范圍為1 600 Hz到2 600 Hz，消聲量均在25 dB以上。

可見，所設計的消聲器消聲性能較好。

3實驗驗證

根據(jù)設計的消聲器制作樣件，進行傳遞損失試驗驗證測試。本文利用阻抗管法在全消聲室內(nèi)進行，根據(jù)測試要求，分別在阻抗管末端放置柱塞和吸聲棉進行兩次測試，圖7為傳遞損失測試圖。圖8為傳遞損失試驗與仿真結果對比圖。可以看出，傳遞損失仿真結果與試驗測試在趨勢、幅值、頻率上吻合度較好，證明仿真結果可信。將消聲器裝在整車上進行測試。圖9為壓后管路加消聲器后噪聲對比?？梢钥闯鰤汉笤黾酉暺骱螅{駛員右耳1 400～2 400 Hz頻段噪聲減弱2.8 dB（A），壓后管路近場，1 400～2 400 Hz頻段噪聲降低4.5 dB（A）。

為進一步研究加消聲器后對發(fā)動機性能影響，在壓后管路鉆孔安裝傳感器進行進氣背壓測試。測

圖7 消聲器樣件傳遞損失測試

圖8 傳遞損失試驗與仿真對比

圖9 壓后管路加消聲器后噪聲對比

試結果如圖10所示。進氣背壓在最高轉速5 600 r/ min全負荷工況下增加了0.64 kPa。按統(tǒng)計規(guī)律：進氣背壓每增加1 kPa，發(fā)動機功率損失比大約增加0.21%。功率損失通常指發(fā)動機最高轉速下功率損失[6]。本發(fā)動機額定功率為120 kW，估算功率損失為0.16 kW，降幅很小。此次設計的消聲器不僅能降低寬頻噪聲，還能保證發(fā)動機動力性。

Analysis and Research on Intake System Accelerated Airflow Problem of a Vehicle Engine

Wang Jinyou1,2,Yan Chen1,2,Liu Yuepu1,2,Song Zhaozhe1,2,Gao Fengjun1,2，Chen Wanjun1,2
1-Technical Center,Great Wall Motor Company Limited(Baoding,Hebei,071000,China) 2-Hebei Automobile Engineering Technology&Research Center

In order to solve the 1 400-2 400 Hz airflow sound problems under the accelerating working condition of the engine in certain SUV,a resonant muffler was designed,and the transmission loss was calculated.In addition,experimental tests were done to verify the simulation results.On the basis of it,the prototype was made and the test was done on the vehicle.The test results show that the driver′s right ear noise is reduced by 2.8 dB(A),and the effect of the accelerated airflow sound is accepted by Subjective evaluation.

Airflow noise,Muffler,Transmission loss,Subjective evaluation

TK421.6

A

2095-8234（2016）06-0081-04

王金友（1985-），男，碩士，主要研究方向為發(fā)動機振動噪聲。