趙海軍，梁 凱，李洪亮，宋偉志，張玉書，周 輝

(1.天津職業(yè)技術(shù)師范大學(xué) 汽車與交通學(xué)院,天津 300222；2.洛陽理工學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院,河南 洛陽 471023；3.中國汽車技術(shù)研究中心有限公司 汽車工程研究院，天津 300300)

受實際需求影響，微型客車的動力呈現(xiàn)大型化的趨勢，也就是說排量為1.25 L以上的微型乘用車發(fā)動機(jī)成為目前主流機(jī)型。目前該車型有很多廠家生產(chǎn)，主要包括上汽通用五菱宏光、長安之星、東風(fēng)小康、北汽威旺、凱瑞等，競爭越來越激烈。同時，隨著汽車噪聲國家標(biāo)準(zhǔn)不斷提高和對車的聲音品質(zhì)越來越關(guān)注，對噪聲控制要求也越來越嚴(yán)格。整車噪聲控制是一個復(fù)雜的系統(tǒng)工程問題，試驗是不可回避的[1]。相龍洋等利用頻譜分析、相干分析、階次分析來識別變速器的主要噪聲源，發(fā)現(xiàn)變速器的振動來自于檔位齒輪和主減速器的嚙合過程，變速器噪聲主要來自于變速器箱體表面某位置的振動[2]。同時，數(shù)值分析工具也是必要的[3-5]。肖旻利用GT-power對消聲器和發(fā)動機(jī)進(jìn)行建模，研究了消聲器在排氣系統(tǒng)的位置和不同長度尾管對消聲性能的影響[6]。本文作者等曾通過流場分析軟件CFX和試驗研究發(fā)現(xiàn)閥門關(guān)閉時，半主動消聲器能很好地進(jìn)行低頻消聲，而閥門打開時，流通面積增大，氣流速度降低，壓力損失能減少約6倍，這為在動態(tài)工況下進(jìn)行消聲器性能預(yù)測和正向設(shè)計提供重要的基礎(chǔ)[7]。

本文首先采用噪聲分離方法識別某微型客車噪聲源，然后運(yùn)用聲壓能量疊加原理計算噪聲源的大小和所占比例，然后對常用474發(fā)動機(jī)進(jìn)行臺架聲強(qiáng)測試，識別噪聲源位置，并進(jìn)行發(fā)動機(jī)懸置和油底殼的振動測試、消聲器插入損失測試，對油底殼和消聲器結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，并對改進(jìn)后發(fā)動機(jī)的插入損失、車外加速行駛噪聲進(jìn)行效果檢驗。

1 測試方法及結(jié)果分析

經(jīng)測試發(fā)現(xiàn)，東風(fēng)小康7座微型客車車外加速行駛噪聲基本都在78 dB(A)以上，遠(yuǎn)超過汽車國標(biāo)GB1495-2002車外加速行駛的噪聲限值標(biāo)準(zhǔn)74 dB(A)，需要進(jìn)行噪聲控制，噪聲控制前需要進(jìn)行整車噪聲源識別、發(fā)動機(jī)聲強(qiáng)測試、懸置和油底殼振動測試、消聲器插入損失測試。

1.1 分別運(yùn)行法識別噪聲源

為了找到噪聲源，采用整車噪聲分別運(yùn)行法分離噪聲源，具體如圖1所示。

從圖中可以看出，原車狀態(tài)噪聲A減去加裝消聲箱噪聲B等于發(fā)動機(jī)排氣噪聲，加裝消聲箱噪聲B減去發(fā)動機(jī)斷油倒拖噪聲C等于發(fā)動機(jī)燃燒噪聲，發(fā)動機(jī)斷油倒拖噪聲C減去離合器斷開倒拖噪聲D等于發(fā)動機(jī)機(jī)械噪聲，離合器斷開倒拖噪聲D減去拆開傳動軸倒拖噪聲E等于變速器噪聲，拆開傳動軸倒拖噪聲E包含后橋噪聲、輪胎噪聲、風(fēng)噪聲和背景噪聲。在這里的減去是指對聲壓能量疊加的處理，聲壓級的單位dB(A)是對數(shù)單位，因此聲壓級的求和、求差不能按一般的自然數(shù)直接進(jìn)行，而應(yīng)按照能量疊加的關(guān)系進(jìn)行運(yùn)算。聲壓本身并不代表能量，但其平方代表了聲能量，因此，聲壓能量疊加公式如式（1）所示[8]。

圖1 采用分別運(yùn)行法分離噪聲源

例如，用原車狀態(tài)的78.2 dB(A)減去加消聲箱狀態(tài)的74.8 dB(A)，就得到排氣噪聲Lp=10lg(100.1×78.2-100.1×74.8)=76.0 dB(A)。

該微型客車配備的發(fā)動機(jī)是474，排量為1.298 L，最大轉(zhuǎn)矩為102 N?m、額定轉(zhuǎn)速為6 000 r/min。車外行駛噪聲測試在一個空曠的平整場地上進(jìn)行，測得車外加速噪聲為78 dB，利用分別運(yùn)行法獲得原車狀態(tài)噪聲、加裝消聲箱噪聲、發(fā)動機(jī)斷油倒拖噪聲、離合器斷開倒拖噪聲、拆開傳動軸倒拖噪聲分別為 76.4 dB(A)、75.9 dB(A)、74.7 dB(A)、73.0 dB(A)、72.7 dB(A)，利用式（1）可以得到發(fā)動機(jī)排氣噪聲、發(fā)動機(jī)燃燒噪聲、發(fā)動機(jī)機(jī)械噪聲、變速器噪聲為66.8 dB(A)、69.7 dB(A)、69.8 dB(A)、61.2 dB(A)。各個主要噪聲源所占的比例如圖2所示。

圖2 主要噪聲源所占比例

從圖2可以看出，發(fā)動機(jī)機(jī)械噪聲和后橋噪聲、風(fēng)噪聲、輪胎噪聲及背景噪聲各占21%，發(fā)動機(jī)燃燒噪聲、發(fā)動機(jī)排氣噪聲各占20%，變速器噪聲占18%。

1.2 通過發(fā)動機(jī)聲強(qiáng)測量識別噪聲源具體部位

現(xiàn)代聲強(qiáng)測量采用雙傳聲器法，測量聲場中相鄰相近的兩點處聲壓，用其平均值表示測量點聲壓，用其差值與雙傳聲器間距之比代表聲場中測量點的聲壓梯度沿傳聲器連線方向上的分量。聲強(qiáng)定義為垂直于聲傳播方向上的單位面積上單位時間內(nèi)通過的聲能，見式（2）[8]。

式中：dS為垂直于r方向的微元面積，dt為時間增量，dE為dS面上dt時間間隔內(nèi)通過的聲能。聲強(qiáng)是一個矢量，不但反映了聲能量的大小，還反映了聲能量的流向，其指向就是聲傳播的方向。瞬時聲強(qiáng)等于聲壓與質(zhì)點振動速度之積，時間平均聲強(qiáng)見式（3）。

式中：p(t)為聲壓，v(t)為質(zhì)點振動速度。實際測試得到的就是時間平均聲強(qiáng)。

測試臺架上474發(fā)動機(jī)如圖3所示，通過測量發(fā)動機(jī)左、右、前、頂4個面的聲強(qiáng)，可以繪制各個測量面的等聲強(qiáng)云圖，從而確定發(fā)動機(jī)主要噪聲源。試驗中所用方位均從車前方正視為準(zhǔn)，即駕駛員側(cè)為右面。整個進(jìn)排氣系統(tǒng)完整，發(fā)動機(jī)的工作狀況為正常、滿負(fù)荷。

圖3 測試臺架上的474發(fā)動機(jī)

當(dāng)轉(zhuǎn)速為5 500 r/min時，可以獲得發(fā)動機(jī)頂面、右面、左面和前面的測量云圖。從發(fā)動機(jī)頂面云圖4可以看出，進(jìn)氣噪聲最大，該面的最大的噪聲源在空氣濾清器，其次是進(jìn)氣口位置有較大的噪聲，由此可以判斷，氣缸蓋罩也是一個較大噪聲源。從發(fā)動機(jī)右面的測量云圖5可以看出，該面的最大的噪聲在排氣歧管蓋罩位置。

從發(fā)動機(jī)左面的測量云圖6可以同樣地看出，該面的最大的噪聲在油底殼，其次在氣缸蓋罩有較大的噪聲，因此可以判斷，進(jìn)氣也是一個較大的噪聲源。

圖4 發(fā)動機(jī)頂面測量云圖

圖5 發(fā)動機(jī)右面測量云圖

圖6 發(fā)動機(jī)左面測量云圖

在發(fā)動機(jī)前面的測量云圖，也同樣地可以發(fā)現(xiàn)最大的噪聲源也在油底殼。為此可以分別取不同測量面的聲強(qiáng)最大測點的頻譜圖作進(jìn)一步分析。

發(fā)動機(jī)頂面對應(yīng)的聲強(qiáng)級最大的頻譜圖如圖7所示。

圖7 發(fā)動機(jī)測量頂面聲強(qiáng)級最大的頻譜圖

從該圖可以看出，頻率為190 Hz時頻譜峰值達(dá)到77.4 dB(A)，190 Hz是發(fā)動機(jī)的點火頻率，頻率為570 Hz時聲強(qiáng)級達(dá)到最大值為100.7 dB(A)，是該發(fā)動機(jī)點火頻率的3倍頻。

1.3 發(fā)動機(jī)懸置及油底殼振動測試

噪聲的本質(zhì)來自于振動，對該微型客車發(fā)動機(jī)除了進(jìn)行噪聲測試外，還要有選擇地進(jìn)行振動測試，尤其是對一些薄壁件，以便從根本途徑上進(jìn)行噪聲控制。

前述薄壁件為發(fā)動機(jī)的主要噪聲源，為此進(jìn)行以下幾個點的振動測量：油底殼、右側(cè)懸置、左側(cè)懸置、和變速器相連的中間懸置。測試工況為發(fā)動機(jī)滿負(fù)荷，轉(zhuǎn)速為5 700 r/min，電風(fēng)扇開啟的，測量結(jié)果見表1。

表1 測量點的最大加速度

圖8是油底殼振動加速度頻譜，從表和圖中都可以看出被測試點的最大加速度出現(xiàn)在低頻段，并和發(fā)動機(jī)的點火頻率190 Hz是一致的，油底殼處的加速度值最大。分析懸置結(jié)構(gòu)和性能發(fā)現(xiàn)，其懸置點布置和剛度性能已經(jīng)處在比較理想的狀態(tài)，優(yōu)化改進(jìn)的空間很小。

圖8 油底殼振動加速度圖譜

1.4 插入損失測試

試驗結(jié)果顯示排氣噪聲是該車的一個主要聲源。因此為了確定排氣消聲器的消聲性能和功率損失，對消聲器進(jìn)行了插入損失試驗。試驗場地為發(fā)動機(jī)臺架實驗室，試驗房間的頂面和四壁已做簡單的吸聲處理。試驗現(xiàn)場有強(qiáng)的背景噪聲存在，所以對周圍較大的噪聲源如鼓風(fēng)機(jī)、抽風(fēng)機(jī)作了停機(jī)、隔聲等處理，實驗現(xiàn)場盡量避免講話、喧嘩和發(fā)出異響，以提高測量信號的信噪比。分別測量發(fā)動機(jī)安裝消聲器、直管時排氣口的聲壓，測點選擇在距排氣口0.5 m、離地高度1 m處，傳聲器指向排氣口并與排氣口氣流軸向成45°夾角。在滿負(fù)荷條件下，從1 500 r/min～6 000 r/min進(jìn)行穩(wěn)態(tài)測量，每500 r/min測量一次，再以同樣的轉(zhuǎn)速間隔降回到1 500 r/min，測量各轉(zhuǎn)速下的排氣噪聲聲壓級。

發(fā)動機(jī)安裝消聲器和直管時的試驗結(jié)果對比如表2和圖9所示。

圖9 加裝直管和消聲器時的聲壓級與發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速關(guān)系

從表2和圖9中數(shù)據(jù)可以看出，原消聲器相對直管在各轉(zhuǎn)速下均約有10 dB(A)左右的消聲量，而從傳統(tǒng)的消聲器設(shè)計觀點來看，消聲器在該轉(zhuǎn)速下的消聲能力應(yīng)該還有潛力可挖。這一點從試驗得到的排氣噪聲頻譜特性圖對比分析也可以得到印證。下面僅列出常用轉(zhuǎn)速3 500 r/min時的排氣噪聲頻譜圖，并對其作簡單對比分析。圖10表示發(fā)動機(jī)在升速過程中曲軸轉(zhuǎn)速達(dá)到3 500 r/min時裝直管和裝消聲器的排氣噪聲特性頻譜對比圖，從上面的頻譜對比圖可以看出，裝消聲器后中高頻帶范圍內(nèi)的排氣噪聲都有大幅降低，低頻帶的消聲效果不明顯，但是在1 500 Hz以上的高頻范圍內(nèi)，其聲壓級仍然在65 dB(A)～75 dB(A)之間，這些頻率處的噪聲雖然不處于明顯的峰值狀態(tài)，但在通過能量疊加求總聲壓級時將對總聲壓級有較大的貢獻(xiàn)，因此，有必要對消聲器加以改進(jìn)以降低這些頻率處的噪聲從而降低排氣噪聲。

表2 安裝直管與消聲器時插入損失對比表

圖10 直管和消聲器的排氣噪聲特性頻譜對比

2 排氣消聲器和油底殼的改進(jìn)

根據(jù)以上試驗和分析，對消聲器和油底殼進(jìn)行改進(jìn)并作對比。

2.1 消聲器改進(jìn)前后的插入損失對比

對消聲器進(jìn)行了多種方案改進(jìn)，主要采用GT-power軟件進(jìn)行傳聲損失的數(shù)值計算，最后確定了一種方案，該方案中由兩個擴(kuò)張腔和兩個共振腔組成4腔結(jié)構(gòu)，且共振腔小孔的數(shù)量、孔徑也作了適當(dāng)?shù)恼{(diào)整。盡管傳聲損失的效果較好，仍需要通過試驗進(jìn)行插入損失的驗證，改進(jìn)后消聲器和原結(jié)構(gòu)插入損失對比結(jié)果如圖11所示。

圖11 消聲器改進(jìn)前后插入損失對比

從圖中可以看出，在不同轉(zhuǎn)速工況下，改進(jìn)后消聲器的消聲量和原結(jié)構(gòu)相比都大幅提高，最大約28 dB(A)，最小也有21 dB(A)。

2.2 油底殼的改進(jìn)

通過3種改進(jìn)方案的對比，最后取其中之一，也就是油底殼上體保持不變、下體去掉圍板，用4塊平板焊接成加強(qiáng)筋，筋的厚度改成1.6 mm。運(yùn)用ANSYS軟件進(jìn)行模態(tài)分析，改進(jìn)前后前6階模態(tài)頻率如表3所示。從表中可以看出，各階頻率都有不同幅度的提高，尤其是第1階、第6階都提高50%以上，提高幅度最小的第3、4階也達(dá)到10.6%，改進(jìn)后第2階模態(tài)振型如圖12所示，最大位移位置在油底殼下體中部。

表3 油底殼模態(tài)頻率對比

圖12 改后油底殼第2階模態(tài)陣型

3 噪聲評價

對油底殼和消聲器進(jìn)行改進(jìn)，初步驗證了局部改進(jìn)效果，但最終需要對整車噪聲控制效果進(jìn)行驗證，所以需要對改進(jìn)后的樣車進(jìn)行車外加速行駛噪聲評價試驗。車輛、場地和氣候都滿足汽車加速行駛車外噪聲測試方法的規(guī)定。測試結(jié)果為73.5 dB(A)，小于74 dB(A)，達(dá)到了預(yù)期目標(biāo)，而車內(nèi)聲品質(zhì)主管評價結(jié)果也比原車有顯著提高。

4 結(jié)語

根據(jù)以上研究，得出如下結(jié)論：

（1）采用分別運(yùn)行法獲得發(fā)動機(jī)排氣噪聲、發(fā)動機(jī)燃燒噪聲、發(fā)動機(jī)機(jī)械噪聲、變速器噪聲為66.8 dB(A)、69.7 dB(A)、69.8 dB(A)、61.2 dB(A)，發(fā)動機(jī)機(jī)械噪聲和后橋噪聲、風(fēng)噪聲、輪胎噪聲及背景噪聲各占21%，發(fā)動機(jī)燃燒噪聲、發(fā)動機(jī)排氣噪聲各占20%，變速器噪聲占18%。根據(jù)發(fā)動機(jī)臺架聲強(qiáng)測試和發(fā)動機(jī)懸架及油底殼振動測試結(jié)果，發(fā)現(xiàn)油底殼是噪聲輻射源，消聲器插入損失試驗結(jié)果表明消聲器有很大的改進(jìn)空間。

（2）對原消聲器和發(fā)動機(jī)油底殼進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，改進(jìn)后消聲器的消聲量和原結(jié)構(gòu)相比都大幅提高，最大約28 dB(A)，最小也有21 dB(A)，而改進(jìn)后的油底殼的各階模態(tài)頻率都有不同幅度的提高，尤其是第1階、第6階提高50%以上，分別達(dá)到53.8%和57.6%，提高幅度最小的第3、第4階也達(dá)到10.6%。

（3）對改進(jìn)后的整車噪聲進(jìn)行評價，車外加速噪聲由78 dB(A)降到73.5 dB(A)，車內(nèi)噪聲品質(zhì)主觀評價顯著提高。