謝小平，李 陽，王茜影，王晨輝，張引引

前言

隨著人們對車輛舒適性要求的日益提高，車輛振動與噪聲的控制已得到深入研究。目前豪華中型客車已普遍采用渦輪增壓柴油發(fā)動機作為動力，它作為主要噪聲源，其噪聲一部分由機體向外輻射，一部分通過進(jìn)、排氣管道向外傳播并輻射。目前發(fā)動機后處理裝置與排氣消聲器的研究使進(jìn)入排氣管道的噪聲得到有效改善，然而發(fā)動機進(jìn)氣噪聲與渦輪增壓氣動噪聲通過進(jìn)氣管道和空氣濾清器(簡稱“空濾器”)向進(jìn)氣口傳播并輻射，該部分噪聲卻沒有得到更好的改進(jìn)[1]。發(fā)動機和渦輪增壓器的噪聲具有寬頻特性，且柴油發(fā)動機仍然是主要噪聲源。雖然空濾器具有一定的消聲性能，但在其設(shè)計過程中主要關(guān)注濾清效率、流動阻力和使用壽命等[2]，未能根據(jù)渦輪增壓柴油車的噪聲特性設(shè)計，因此在某些頻段不能達(dá)到較好的消聲效果，從而影響進(jìn)氣口輻射噪聲和車內(nèi)噪聲水平。

為有效降低噪聲，首先須確定噪聲源和噪聲頻段。文獻(xiàn)[3]中通過測試3擋滿負(fù)荷勻加速工況下壓氣機殼體振動頻譜和車內(nèi)噪聲頻譜，確定2.6～3.0kHz頻段噪聲為壓氣機噪聲；文獻(xiàn)[4]中針對大型客車采用偏相干技術(shù)進(jìn)行了整車振動源識別的試驗研究。然而國內(nèi)對聲模態(tài)、頻譜分析和偏相干技術(shù)相結(jié)合進(jìn)行噪聲源識別的研究較少。

評價復(fù)雜系統(tǒng)聲學(xué)特性的指標(biāo)有很多種，其中傳遞損失(transmission loss，TL)是一種常用的評價指標(biāo)。TL表明聲音經(jīng)過消聲元件后聲音能量的衰減，即入射聲功率級和透射聲功率級的差值。TL可通過數(shù)值求解和試驗兩種手段獲得[5]，有限元法已被廣泛應(yīng)用于數(shù)值求解計算和分析各類消聲器的聲學(xué)性能；試驗獲取的TL較為準(zhǔn)確，但它對試驗的設(shè)備和條件要求較高，尤其對進(jìn)氣系統(tǒng)這樣的復(fù)雜結(jié)構(gòu)，通過試驗的方法獲取TL較為困難，進(jìn)而使得傳統(tǒng)的通過對比TL實驗與仿真結(jié)果來驗證模型準(zhǔn)確性[6]的方法較難實施。

本文中對某豪華中型客車進(jìn)行了聲腔模態(tài)試驗和道路試驗，分析車內(nèi)聲模態(tài)特征，并對道路試驗進(jìn)行偏相干分析和頻譜分析，確定了主要噪聲源和目標(biāo)消聲頻段；采用有限元法對進(jìn)氣系統(tǒng)進(jìn)行聲學(xué)精細(xì)化建模，計算了進(jìn)氣系統(tǒng)的TL，并與怠速進(jìn)氣口噪聲頻譜相結(jié)合，驗證了有限元模型的準(zhǔn)確性；依據(jù)進(jìn)氣系統(tǒng)的聲學(xué)特性和結(jié)構(gòu)特征，針對性地設(shè)計了進(jìn)氣消聲器；最后在實車上進(jìn)行了消聲器效果的驗證，結(jié)果表明所設(shè)計的消聲器有效解決了進(jìn)氣口輻射噪聲和車內(nèi)噪聲問題。

1 整車試驗

試驗樣車為某豪華中型客車，由前置渦輪增壓柴油發(fā)動機驅(qū)動，車身為非承載式，懸架為空氣彈簧懸架?？蛙嚳傞L7.49m，最大總質(zhì)量為6 600kg，額定功率為125kW，發(fā)動機怠速和最高轉(zhuǎn)速分別為750和2 600r/min。

1.1 聲腔模態(tài)試驗及分析

聲腔模態(tài)(簡稱“聲模態(tài)”)試驗在安靜、空曠的環(huán)境下進(jìn)行。采用單點激勵、多點輸出的方法[7]，由LMSTest.Lab數(shù)據(jù)采集與模態(tài)分析系統(tǒng)產(chǎn)生猝發(fā)的隨機信號，經(jīng)功率放大器放大后，進(jìn)入體積聲源激勵車內(nèi)聲腔，用多個自由場傳聲器同時測量車內(nèi)不同位置的聲壓，利用LMS系統(tǒng)接收信號，計算輸入、輸出信號的傳遞函數(shù)，在模態(tài)坐標(biāo)下對剛度、阻尼等模態(tài)參數(shù)進(jìn)行擬合，最終獲得聲腔的模態(tài)頻率和振型。測試過程中，聲源放在靠近發(fā)動機的位置；傳聲器分布參考GB/T18697—2002《聲學(xué)汽車車內(nèi)噪聲測量方法》，以駕駛員右耳為基準(zhǔn)，以平均20cm為間隔在車內(nèi)空腔分布。聲模態(tài)試驗過程和測點分布如圖1和圖2所示。

圖1 聲模態(tài)試驗

圖2 聲模態(tài)測點分布示意圖

由LMS系統(tǒng)測試、分析獲得車內(nèi)聲腔1 000Hz以內(nèi)的模態(tài)頻率、模態(tài)振型和阻尼比，如表1所示。以278Hz為例進(jìn)行分析，在該頻率下，車內(nèi)聲腔出現(xiàn)2階縱向、2階橫向和2階豎向模態(tài)振型，那么當(dāng)車外存在278Hz附近的噪聲時，該噪聲源將與車內(nèi)聲腔發(fā)生共振。在其他模態(tài)頻率下，也可得出相同的結(jié)論。

1.2 道路試驗與結(jié)果分析

道路試驗在寬敞平直的瀝青路面上進(jìn)行，依據(jù)對車內(nèi)噪聲的主觀感受，選擇在怠速、勻速4擋50和60km/h等工況下進(jìn)行測試。主要噪聲測點布置為:車內(nèi)駕駛員、1排、3排和7排座椅4個測點，車外進(jìn)氣口、發(fā)動機上、冷風(fēng)扇和排氣口4個測點，如圖3所示。發(fā)動機曲軸處安裝光電傳感器以采集發(fā)動機轉(zhuǎn)速。測試采用美國NI公司的數(shù)據(jù)采集和處理分析系統(tǒng)，傳聲器為聲望公司的MPA466型傳聲器。

表1 聲腔模態(tài)頻率、模態(tài)振型和阻尼比

圖3 車內(nèi)、外傳聲器安裝位置及固定方式

1.2.1 怠速工況下偏相干分析

在噪聲源分析過程中，由于各聲源之間存在弱相關(guān)的情況，采用偏相干函數(shù)能夠?qū)⑿盘栔信c其他信號相干的部分去掉，計算殘余信號對輸出的影響，由此可準(zhǔn)確識別出噪聲源。

對怠速工況下各測點的噪聲數(shù)據(jù)，基于偏相干函數(shù)分別計算各聲模態(tài)頻率下，車外(進(jìn)氣口、發(fā)動機上、冷風(fēng)扇和排氣口)4個噪聲輸入信號對車內(nèi)(駕駛員、1排、3排和7排座椅)4個噪聲輸出信號的貢獻(xiàn)度系數(shù)[8]Pmn(f)，其中m和n分別代表輸入和輸出信號的名稱，然后根據(jù)式(1)分別計算在各模態(tài)頻率f下每個輸入對車內(nèi)4個輸出的總貢獻(xiàn)度系數(shù)Psumm(f)。

計算結(jié)果表明，進(jìn)氣口噪聲在278Hz處對車內(nèi)各點噪聲的總貢獻(xiàn)度系數(shù)最大。結(jié)合聲模態(tài)分析結(jié)果可以確定，降低進(jìn)氣口在278Hz的單頻輻射噪聲將有助于降低怠速工況下該頻率的車內(nèi)噪聲。

1.2.2 勻速工況下噪聲頻譜分析

車輛以4擋50和60km/h的勻速運行時，進(jìn)氣口噪聲頻譜(A計權(quán))在250～400Hz頻段較大，最高可達(dá)97dB，如圖4所示。

圖4 勻速進(jìn)氣口噪聲頻譜(A計權(quán))

綜合車內(nèi)聲腔模態(tài)分析、怠速工況下噪聲數(shù)據(jù)的偏相干函數(shù)分析和勻速工況下進(jìn)氣口噪聲頻譜分析，可以得出結(jié)論:對278Hz單頻和250～400Hz頻段的進(jìn)氣口輻射噪聲須加控制，達(dá)到降低車內(nèi)噪聲的目的。控制進(jìn)氣口輻射噪聲首先研究進(jìn)氣系統(tǒng)的噪聲特性，進(jìn)而有針對性地進(jìn)行消聲處理。

2 進(jìn)氣系統(tǒng)聲學(xué)有限元仿真分析

2.1 系統(tǒng)描述

本文中把從渦輪增壓器的入口端至進(jìn)氣口這一部分作為進(jìn)氣系統(tǒng)(下同)，它包括引氣管、空濾器總成、進(jìn)氣軟管1、進(jìn)氣硬管和進(jìn)氣軟管2，如圖5所示。空濾器總成內(nèi)部結(jié)構(gòu)示意圖如圖6所示，它由空濾器殼體、導(dǎo)流裝置、濾芯總成和穿孔管組成，穿孔管的小孔未畫出。主要尺寸:空濾器殼體高度257mm，直徑 320mm；濾芯內(nèi)徑 132mm，外徑237mm；空濾器進(jìn)氣和出氣端管口直徑分別為102和90mm。

圖5 進(jìn)氣系統(tǒng)

圖6 空濾器總成內(nèi)部結(jié)構(gòu)示意圖

2.2 濾芯吸聲系數(shù)試驗與聲阻抗計算

2.2.1 吸聲系數(shù)試驗

空濾器中濾芯為纖維材料，它對中高頻噪聲具有明顯的吸聲效果，其聲學(xué)特性由吸聲系數(shù)進(jìn)行評價。

吸聲系數(shù)是指材料吸收的聲能與入射到材料上的總聲能之比，它可采用傳遞函數(shù)法在阻抗管中測得。測試原理如圖7所示，管道一端的揚聲器發(fā)出寬帶穩(wěn)態(tài)的隨機信號，在阻抗管中可被分解成入射波pi和反射波pr，在聲源與被測材料之間合適位置布置兩個壓力型傳聲器1和2，分別測量管道中的復(fù)聲壓p1和p2。s為兩傳聲器的距離，x1為第一個傳聲器到基準(zhǔn)面(材料測試表面)的距離。入射波和反射波聲壓分別為

式中:PI為基準(zhǔn)面上pi的幅值；k0為空氣的波數(shù)；PR為基準(zhǔn)面上pr的幅值。兩個傳聲器處的聲壓可分別表示為

圖7 阻抗管法測試材料吸聲系數(shù)原理圖

若令Hi和Hr分別為入射波和反射波的傳遞函數(shù)，且

并有PR＝rPI(r為反射系數(shù))，則總聲場傳遞函數(shù)H12可由p1和p2獲得

將Hi和Hr代入式(8)，可求得

反射系數(shù)可以通過測得的傳遞函數(shù)、距離s，x1和k0確定，吸聲系數(shù)α和阻抗率z可分別表示為

式中:ρ為吸聲材料中等效流體的密度，通?？捎每諝饷芏却妫籧0為空氣中的聲速。

吸聲系數(shù)依據(jù)DIN EN ISO 10534—2和DIN EN ISO 13472—2進(jìn)行測試，采用德國SINUS公司的聲學(xué)材料測試、分析系統(tǒng)，如圖 8所示。測量時AFD1001阻抗管測試系統(tǒng)輸出穩(wěn)態(tài)白噪聲信號至計算機聲卡，經(jīng) TP60型功率放大器放大后，驅(qū)動AFD1000阻抗管內(nèi)置的揚聲器發(fā)聲，在相應(yīng)的傳感器處利用M370型壓力場傳聲器拾取聲音信號并輸入至Apolle-Box-4B型數(shù)據(jù)采集器前端的動態(tài)信號輸入通道，經(jīng)AFD1001分析軟件計算材料的反射系數(shù)、吸聲系數(shù)和阻抗率。

濾芯吸聲系數(shù)測試結(jié)果如圖9所示。濾芯在全頻段均具有一定的吸聲作用，在660～4 400Hz頻段，吸聲系數(shù)均高于0.5，尤其在900～1 760Hz和3 410～4 400Hz頻段，吸聲系數(shù)達(dá)到0.8以上，因此在進(jìn)行進(jìn)氣系統(tǒng)聲學(xué)仿真時，濾芯的作用不能忽略。

圖8 吸聲系數(shù)測試

圖9 濾芯吸聲系數(shù)

2.2.2 濾芯聲阻抗計算原理

在進(jìn)行聲學(xué)有限元仿真時，通?？蓪V芯假定為均勻、各向同性的多孔材料。根據(jù)吸聲材料的聲學(xué)理論，若多孔介質(zhì)的骨架靜止時，在宏觀尺寸上，多孔介質(zhì)材料可用等效流體代替[9]，其聲阻抗和復(fù)波數(shù)[10]可表示為

式中:Z0為空氣的特性阻抗；ρ0為空氣密度；R為比流阻率，一般可以通過試驗獲得，Pa·s/m2。

2.3 穿孔管聲阻抗計算

柴油發(fā)動機的空濾器中除濾芯外，往往還設(shè)有穿孔管與纖維棉組成的復(fù)合結(jié)構(gòu)再次過濾空氣，這層纖維棉較薄(通常1～2mm左右)，因此在聲學(xué)計算時可只考慮穿孔管的作用。穿孔管存在大量小孔，使得有限元網(wǎng)格劃分的工作量巨大，且小孔處的網(wǎng)格需要細(xì)化，質(zhì)量不易控制。在聲學(xué)有限元計算中，可通過定義穿孔管內(nèi)外壁之間的傳遞導(dǎo)納關(guān)系來間接模擬小孔的聲學(xué)性能。本文中所研究的空濾器中，聲音由穿孔管內(nèi)壁向外傳播，如圖10所示，穿孔管外直徑為120.8mm，壁厚l＝0.4mm，穿孔中心為正六邊形均勻分布，小孔半徑a＝2mm，相鄰小孔中心間距d＝6mm，穿孔管孔隙率ε＝40.3%。

圖10 穿孔管結(jié)構(gòu)圖

穿孔管內(nèi)表面的法向振動速度和聲壓分別為vin和pin，外表面的法向振動速度和聲壓分別為vout和pout，它們滿足如下傳遞導(dǎo)納關(guān)系:

式中:ω為圓頻率；η為流體動力黏度，Pa·s。根據(jù)式(15)，本例中穿孔管在各頻率下的聲阻抗計算值如表2所示。

2.4 精細(xì)化聲學(xué)有限元建模

采用三維設(shè)計軟件建立了進(jìn)氣系統(tǒng)的實體模型，然后進(jìn)行聲學(xué)有限元網(wǎng)格劃分。如圖11所示，進(jìn)氣系統(tǒng)聲腔分為4個部分:A為引氣管至濾芯外表面的空腔；B為濾芯本體；C為濾芯內(nèi)表面至穿孔管外表面的空腔；D為穿孔管內(nèi)表面至渦輪增壓器進(jìn)氣口的空腔。網(wǎng)格劃分過程中，以上4部分分別單獨進(jìn)行劃分，A，B和C相通，交界面處共節(jié)點；C與D之間為穿孔管，不畫出實體網(wǎng)格，因此C與D不連通。為保證網(wǎng)格質(zhì)量，所有網(wǎng)格均采用四面體網(wǎng)格；最高分析頻率為1 000Hz，遵循每波長6個線型單元的規(guī)則，網(wǎng)格的單元最大尺寸控制為50mm；最小尺寸受聲場結(jié)構(gòu)限制，由于導(dǎo)流裝置存在較多葉片和筋板，嵌在A中間，使得A的空腔結(jié)構(gòu)極為復(fù)雜，為真實地反映內(nèi)部聲場，嚴(yán)格按照原始結(jié)構(gòu)建立有限元模型，控制葉片與筋板附近最小尺寸為1.5mm，其余位置網(wǎng)格最小尺寸為3mm。

表2 穿孔管各頻率聲阻抗

圖11 進(jìn)氣系統(tǒng)的聲學(xué)有限元網(wǎng)格

將網(wǎng)格導(dǎo)入聲學(xué)有限元軟件中進(jìn)行材料屬性、邊界條件和計算頻率的設(shè)置。為A，C和D區(qū)域賦予空氣的材料屬性；至于B區(qū)域的濾芯，其等效聲速和等效密度與空氣相同，結(jié)構(gòu)因子取3，濾芯的孔隙率一般可近似取0.95左右，比流阻率取R＝20kPa·s/m2；穿孔管通過定義內(nèi)外表面的傳遞導(dǎo)納矩陣來表示，由于不同頻率下傳遞導(dǎo)納數(shù)值不同，故須將矩陣的每個分量建立成表格導(dǎo)入程序中，作為計算邊界條件。在聲源入口和出口端面分別定義單位速度邊界和全吸聲邊界。計算頻率為278Hz單頻和100～1 000Hz頻段，頻率間隔為10Hz。在聲學(xué)有限元軟件中進(jìn)行聲學(xué)響應(yīng)計算，得到進(jìn)氣系統(tǒng)在各計算頻率下的聲壓云圖，然后提取聲源入口和出口端面的復(fù)聲壓，根據(jù)TL計算公式，可計算出進(jìn)氣系統(tǒng)在各計算頻率下的TL值，并繪制成曲線(圖12)。

圖12 傳遞損失曲線與進(jìn)氣口噪聲頻譜對比

2.5 模型驗證與仿真分析

怠速工況下，發(fā)動機負(fù)荷低，進(jìn)氣量小，渦輪增壓器不參與工作。另外，發(fā)動機激勵源優(yōu)勢頻率主要為2階(25Hz)，遠(yuǎn)低于最小分析頻率(100Hz)，在100～1 000Hz分析頻段內(nèi)，空濾器及進(jìn)氣管道對噪聲的消除起主導(dǎo)作用。因此怠速工況下，在100～1 000Hz頻段內(nèi)，進(jìn)氣系統(tǒng)消聲效果好(即TL大)的頻段，進(jìn)氣口輻射噪聲會明顯降低；相反，進(jìn)氣系統(tǒng)消聲效果差(即TL小)的頻段，進(jìn)氣口輻射噪聲會明顯增加。根據(jù)這一原理，本文中采用以下方法進(jìn)行模型驗證:對比進(jìn)氣系統(tǒng)TL仿真曲線與怠速進(jìn)氣口噪聲頻譜圖，若進(jìn)氣系統(tǒng)TL的峰(谷)值頻率與怠速進(jìn)氣口噪聲頻譜的谷(峰)值頻率一一對應(yīng)，說明TL的仿真結(jié)果可靠；否則，說明仿真結(jié)果不可靠。

采用上述方法，將進(jìn)氣系統(tǒng)TL仿真曲線與試驗測得的怠速進(jìn)氣口噪聲頻譜進(jìn)行對比(圖12)，表3中列出了兩曲線的峰(谷)值頻率，其中符號“↑”表示峰值頻率，“↓”表示谷值頻率。對照表中的數(shù)據(jù)顯示，TL曲線出現(xiàn)的峰(谷)值頻率與頻譜的谷(峰)值頻率對應(yīng)較好，僅在530和780Hz附近分別存在5.6%和2.5%的偏差，說明進(jìn)氣系統(tǒng)聲學(xué)有限元模型準(zhǔn)確，可用于進(jìn)一步的聲學(xué)分析與改進(jìn)。

圖13為進(jìn)氣系統(tǒng)在278和700Hz處的聲壓分布云圖，兩頻率處TL分別為12和45dB。進(jìn)氣系統(tǒng)在有濾芯和無濾芯情況下TL的計算值對比如圖14所示。由圖可以看出，濾芯使得進(jìn)氣系統(tǒng)TL曲線趨于平滑，且由于濾芯的吸聲作用，在200Hz以上的大部分頻段TL都有較大提高?？紤]濾芯作用時，該系統(tǒng)的TL在250～400Hz頻段均在20dB以下，先降低后升高，在278Hz附近達(dá)到最小值，這導(dǎo)致 250～400Hz頻段內(nèi)，尤其是278Hz附近，進(jìn)氣口輻射噪聲較大，這與整車試驗結(jié)果相吻合，同時也為改進(jìn)措施的制定提供了方向。

表3 峰(谷)值頻率對照表

圖13 進(jìn)氣系統(tǒng)聲壓分布云圖

圖14 有、無濾芯進(jìn)氣系統(tǒng)TL計算值

3 消聲器的設(shè)計與驗證

3.1 消聲器設(shè)計

受進(jìn)氣系統(tǒng)空間限制，控制250～400Hz的噪聲，可選用多個赫姆霍茲(Helmholtz)消聲器(見圖15)，它類似于動力吸振器[12]。動力吸振器中一個附加質(zhì)量和一個附加彈簧組成一個子系統(tǒng)，子系統(tǒng)的運動可消除主系統(tǒng)中某個頻率的振動。赫姆霍茲消聲器的空腔就好像是彈簧，連接管中的空氣類似于動力吸振器中的附加質(zhì)量，因此即可消除某個頻率的聲波。

圖15 赫姆霍茲消聲器

赫姆霍茲消聲器的共振頻率為

傳遞損失為

式中:c為聲速；Sc和lc分別為連接管的截面積和長度；V為容器體積；Sm為主管道截面積。

根據(jù)式(16)和式(17)，設(shè)計兩個赫姆霍茲消聲器，共振頻率分別為278和320Hz，且疊加后消聲頻段覆蓋250～400Hz。受進(jìn)氣系統(tǒng)布置空間的限制，將消聲器并排置于原進(jìn)氣硬管上，如圖16所示。對比改進(jìn)前、后進(jìn)氣系統(tǒng)TL的計算結(jié)果(圖17)，改進(jìn)后TL除在500Hz附近略有降低外，在100～470Hz的中低頻均有不同程度提高，且增幅在250～400Hz頻段平均達(dá)到了 24.7dB，在 278Hz附近達(dá)到了28.4dB，說明改進(jìn)后的進(jìn)氣系統(tǒng)在目標(biāo)頻段消聲效果良好。

圖16 進(jìn)氣系統(tǒng)改進(jìn)

圖17 改進(jìn)前、后的進(jìn)氣系統(tǒng)TL對比

對改進(jìn)后的進(jìn)氣硬管進(jìn)行模態(tài)驗證:改進(jìn)后的進(jìn)氣硬管1階固有頻率為181Hz，發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速對應(yīng)的基頻為43.3Hz，其2階頻率為86.6Hz，遠(yuǎn)小于改進(jìn)后進(jìn)氣硬管的1階固有頻率，因此安裝消聲器后的進(jìn)氣硬管不會與發(fā)動機產(chǎn)生共振。

3.2 道路驗證試驗

將裝有消聲器的進(jìn)氣硬管安裝到進(jìn)氣系統(tǒng)上，如圖18所示，測試車輛在怠速、4擋50和60km/h等工況下，進(jìn)氣口和車內(nèi)駕駛員右耳位置的聲壓級(A計權(quán)，下同)，結(jié)果如表4所示。由表中數(shù)據(jù)可以看出，在3種工況下，改進(jìn)后進(jìn)氣口測點的聲壓級分別降低了1.3，2.3和1.6dB，駕駛員右耳測點的聲壓級分別降低了2，1.5和-0.3dB(“-”表示聲壓級升高，可能是由于改進(jìn)前、后兩次的測試環(huán)境或發(fā)動機轉(zhuǎn)速不一致導(dǎo)致)。綜合聲壓級測試結(jié)果可以得出，本文中所設(shè)計的消聲器有效降低了進(jìn)氣口輻射噪聲和車內(nèi)駕駛員位置的噪聲。

圖18 裝有消聲器的進(jìn)氣系統(tǒng)

表4 進(jìn)氣系統(tǒng)改進(jìn)前、后各工況下聲壓級對比dB(A)

4 結(jié)論

本文中針對某豪華中型客車進(jìn)氣口輻射噪聲和車內(nèi)駕駛員位置噪聲水平較高的問題，系統(tǒng)地、有針對地提出了一整套噪聲溯源追根、仿真改進(jìn)、試驗驗證的方法和流程。

(1)根據(jù)聲模態(tài)試驗結(jié)果和針對怠速工況下的偏相干分析結(jié)果，確定了進(jìn)氣口對車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)最大的頻率特征，結(jié)合勻速工況下進(jìn)氣口噪聲頻譜特征，最終確定了需對進(jìn)氣系統(tǒng)針對278Hz和250～400Hz頻段進(jìn)行改進(jìn)。

(2)空濾器的濾芯在中高頻具有良好的吸聲效果，本例中在660Hz以上，濾芯吸聲系數(shù)達(dá)到0.5以上，因此濾芯在聲學(xué)仿真中不能忽略。結(jié)合濾芯和穿孔管的聲學(xué)特性，有限元方法建立了進(jìn)氣系統(tǒng)精細(xì)化聲學(xué)模型，獲得了進(jìn)氣系統(tǒng)聲壓云圖和TL曲線。

(3)采用對比進(jìn)氣系統(tǒng)TL曲線的峰(谷)值頻率與怠速進(jìn)氣口噪聲頻譜的谷(峰)值頻率的方法驗證了進(jìn)氣系統(tǒng)有限元模型的準(zhǔn)確性。當(dāng)分析頻率避開發(fā)動機主要峰值頻率時，采用噪聲頻譜與有限元軟件相結(jié)合獲取復(fù)雜系統(tǒng)TL的方法是可行的。

(4)針對目標(biāo)頻段設(shè)計了雙Helmholtz消聲器并集成到進(jìn)氣硬管上，使其模態(tài)避開發(fā)動機的2階固有頻率。改進(jìn)后的進(jìn)氣系統(tǒng)在250～400Hz頻段，尤其是278Hz處，TL顯著提高，結(jié)合道路驗證試驗的聲壓級測試結(jié)果可以得出，本文中所設(shè)計的消聲器有效地降低了進(jìn)氣口輻射噪聲和車內(nèi)噪聲。

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