袁守利，王　鑫，劉志恩

(1.武漢理工大學 現(xiàn)代汽車零部件技術湖北省重點試驗室,湖北 武漢 430070；2.武漢理工大學 汽車零部件技術湖北省協(xié)同創(chuàng)新中心，湖北 武漢 430070)

進氣系統(tǒng)的噪聲是汽車最主要的噪聲源之一。進氣系統(tǒng)的噪聲主要是指進氣口處的噪聲，這個噪聲源距離車廂的距離很近，因此對車內(nèi)噪聲的貢獻非常大。同時，進氣口噪聲也是汽車最主要的通過噪聲源。

在進氣系統(tǒng)中，空氣濾清器的作用不止清潔空氣，同時它相當于擴張腔，其聲學特性對進氣噪聲有重要影響。在進氣管結構不易改變的前提下，對空氣濾清器的結構進行優(yōu)化是改善進氣噪聲簡潔且有效的辦法。由于空氣濾清器尺寸較大，且形狀一般不規(guī)則，用一維平面波理論計算誤差較大，逐漸被三維有限元法和邊界元法取代，且三維計算方法在低頻段的計算結果具有很好的準確性。文獻[1]利用邊界元法求解頻率響應特性，并對空氣濾清器的消聲特性進行了計算分析，在傳遞損失計算的基礎上對空氣濾清器的聲學特性進行了改進設計。文獻[2]針對點火頻率引起空氣濾清器進氣噪聲中的低頻峰值,采用邊界元法對改進設計的空氣濾清器系統(tǒng)進行了低頻消聲性能的研究，在1～1 000 Hz頻率范圍內(nèi)，分析了旁通管和共振腔的消聲作用。文獻[3]對比了邊界元法、有限元法和一維有限體積法在分析進氣系統(tǒng)聲學性能時的優(yōu)劣性，指出邊界元法和有限元法比一維有限體積法具有更高的準確性，并分析了有限元法用于預測濾芯消聲性能的可行性。文獻[4]分別采用流體動力學仿真和有限元方法對空氣濾清器的流阻和降噪能力進行了計算，根據(jù)試驗測得噪聲特性，對空氣濾清器進行降噪優(yōu)化，并重新計算優(yōu)化后空氣濾清器的流動阻力和消聲量。

下面采用有限元分析方法在聲學三維計算軟件Virtual Lab和一維計算軟件GT-Power中對空氣濾清器模型進行仿真，對其結構進行優(yōu)化后，再次進行聲學性能仿真驗證，最后進行試驗驗證。

1　某乘用車發(fā)動機進氣噪聲頻率特性

進氣噪聲主要是進氣時管道內(nèi)壓力波動產(chǎn)生的諧波低頻脈動噪聲[5]，其諧波頻率為：

(1)

式中：i為氣缸數(shù);n為轉(zhuǎn)速；τ為沖程系數(shù),4沖程τ= 2，2沖程τ= 1；k為諧波次數(shù)。f1為基頻，高諧次fk的強度大大減弱，進氣噪聲主要以1 000 Hz以下的中低頻成分為主。

在對進氣系統(tǒng)進行結構優(yōu)化之前先進行摸底試驗，借助隔音措施將進氣系統(tǒng)引出機艙外，以期提取純粹的進氣管口噪聲，為后續(xù)噪聲優(yōu)化提供依據(jù)。試驗在整車半消聲室中進行，試驗工況為三檔發(fā)動機節(jié)氣門全開急加速工況。試驗現(xiàn)場如圖1所示。

圖1　整車半消聲室試驗現(xiàn)場

4缸發(fā)動機中2/4/6/8階噪聲是研究進氣的主要噪聲。圖2和圖3是該發(fā)動機在試驗工況下進氣口噪聲聲壓(級)和頻譜圖，根據(jù)摸底試驗各個測試狀態(tài)結果對比分析得出：進氣系統(tǒng)噪聲成分以2階及諧階次為主，同時存在寬頻噪聲；現(xiàn)有進氣系統(tǒng)對階次成分消聲能力較強。

圖2　進氣口噪聲各諧階

圖3　進氣口處噪聲頻譜圖

試驗進行了進氣系統(tǒng)有無空氣濾清器的進氣管口噪聲的測試，根據(jù)測試結果分析出空氣濾清器對進氣噪聲的貢獻量以及特征頻率，如圖4所示。結果說明空氣濾清器對進氣噪聲產(chǎn)生了寬頻噪聲，頻率范圍為230～770 Hz、840～1 320 Hz。

通過圖2和圖3的對比，重點增大空氣濾清器中低頻段(50～1 000 Hz)的消聲能力，重點針對73 Hz、183 Hz、375 Hz和470 Hz問題頻率優(yōu)化結構，并減少高頻段的寬頻噪聲。

圖4　空氣濾清器頻譜圖

2　空氣濾清器結構改進設計與仿真

為減少仿真分析的工作量，先對幾何模型進行幾何清理，根據(jù)聲學仿真1/6波長原理和流體仿真對網(wǎng)格的要求，在Hypermesh前處理軟件中進行四面體網(wǎng)格劃分，而后分別將網(wǎng)格文件導出聲學和流體分析對應的文件格式，再繼續(xù)下一步的分析。劃分完網(wǎng)格的空氣濾清器的有限元模型共生成18 398個網(wǎng)格，節(jié)點9 201個。圖5為空氣濾清器有限元模型。

圖5　空氣濾清器有限元模型

2.1　原模型的聲學仿真分析

空氣濾清器的聲學性能計算類似于消聲器，一般采用有限元法或邊界元法[6]。有限元法預測空氣濾清器的消聲特性廣泛應用于聲學元件傳遞損失的計算。傳遞損失能真實反映消聲元件的固有消聲特性，常用來評價消聲元件。傳聲損失TL,也稱傳遞損失,或透射損失,定義為消聲結構進口的噪聲能量(入射聲能)與出口能量(透射聲能)之差，其計算公式如下：

(2)

式中：pi為進口入射聲波聲壓;po為空氣濾清器出口入射聲壓;Si為進口截面積;So為出口截面積;ρ為大氣密度;c為當?shù)芈曀?。傳聲損失的定義是消聲結構對聲能量衰減,能量傳播具有方向性使傳聲損失測量過程比較復雜。在實際運用中通常將傳聲損失定義為進出口的聲壓級差。

TL=Lpi-Lpo

TL=20lg(pi/po)

(3)

這樣的定義既便于試驗研究也能反映消聲結構的聲學特性。

本文采用了一維和三維兩種計算方法來對比分析建模的正確性。

首先采用試驗設備阻抗管對原空氣濾清器進行了傳遞損失的試驗[7]，實驗原理用傳遞矩陣法在阻抗管內(nèi)測量試件的法向入射傳聲損失。在傳聲器1和傳聲器2的位置上測量聲壓，求得兩個傳聲器信號的聲壓傳遞函數(shù)；同樣，在傳聲器3和傳聲器4的位置上測量聲壓，求得兩個傳聲器信號的聲壓傳遞函數(shù)。由傳遞矩陣法計算試件的法向入射傳遞損失。測量裝置示意圖如圖6所示。

圖6　測量裝置示意圖

一維計算過程是在GT-Power中進行傳遞損失的計算。三維計算過程是從Hypermesh軟件中導出bdf文件，在Virtual Lab中進行傳遞損失的計算。由于是初步研究空氣濾清器的低頻消聲性能，并不考慮平均流和湍流的影響，因此在無流動的靜態(tài)條件下分析其聲學特性。將空氣濾清器模型的流體運動出口截面作為聲源入口，加載單位振動速度，空氣濾清器進口處根據(jù)圓形平面活塞輻射假設，在入口截面設定阻抗值。計算得到空氣濾清器在0～2 000 Hz的傳遞損失，頻率間隔為1 Hz。

試驗與兩種計算結果的對比如圖7所示。

圖7　空氣濾清器TL結果對比

對比分析一維和三維的仿真計算結果可知，在1 000 Hz以下時，一維和三維仿真計算都可以較為準確地得到空氣濾清器的傳遞損失；相對而言，三維仿真方法在1 000 Hz以上時也有較高的準確性?？諝鉃V清器傳遞損失三維計算曲線與試驗曲線有較高的吻合度，在1 300 Hz以上時幅值存在波動，可能是高次波的影響，使得基于平面波理論計算的幅值有所偏差。因此，在低頻段，一維仿真分析準確率也較高，求解速度快，模型修正簡便，后續(xù)的驗證分析將采用一維方法。

2.2　改進的空氣濾清器聲學特性計算

進氣系統(tǒng)低頻噪聲可以通過赫姆霍茲諧振腔、1/4波長管進行消聲，諧振腔一般用于消除頻率較低的噪聲[8]，其消聲頻率為：

(4)

式中:c為聲速;s為連接諧振腔管道的截面積;lk為連接管道的等效長度;V為諧振腔的體積。1/4 波長管是安裝在主管道上的一個封閉的管子，通常用來消除頻率較高的噪聲。1/4 波長管理論消聲頻率為：

f=c/(4L)

(5)

式中:L為1/4波長管的長度。

寬頻噪聲通過安裝寬頻共振器來進行減弱。赫姆霍茲共振腔的單頻和帶寬集中的頻率特點可以改進空氣濾清器的聲學特性，還可以對進氣噪聲的低頻成分起到消聲作用[9]。因此對原模型進行結構優(yōu)化，增加4個諧振腔(各部分結構對應的消聲頻率在圖8中標示)和一個1/4波長管，另外再增加一個寬頻共振器減弱空氣濾清器產(chǎn)生的寬頻帶噪聲。優(yōu)化后的結構如圖8所示。

圖8　優(yōu)化后的空氣濾清器模型

為了驗證優(yōu)化后的空氣濾清器能夠滿足要求，重新進行聲學性能計算，如圖9所示。

圖9　改進后的空氣濾清器聲學性能計算結果

圖9(a)是采用GT-Power仿真得到的改進后的進氣管口噪聲曲線與原模型和目標線的對比，可以看出整個轉(zhuǎn)速范圍進氣噪聲均在目標線以下。從圖9(b)的傳遞損失圖上可以看出改進后空氣濾清器的傳遞損失在對應頻段均出現(xiàn)峰值，其中350 Hz頻段傳遞損失出現(xiàn)較高峰值且頻帶較寬；在73 Hz頻率也出現(xiàn)明顯峰值，其它對應消音元件均出現(xiàn)對應峰值。采用GT分析模型計算進氣系統(tǒng)背壓為3.1 kPa，小于原進氣系統(tǒng)3.4 kPa，滿足降噪要求。

3　空氣濾清器優(yōu)化后的進氣噪聲試驗

根據(jù)改進后的幾何模型對實際空氣濾清器進

行改進，并加工出樣件，如圖10所示。

圖10　優(yōu)化后的空氣濾清器

采用上文描述的試驗方法重新對改進模型進行了進氣噪聲試驗，由于需要重新與原模型測試結果重新對比，由于測試環(huán)境的差異可能導致第二次的測試結果有差異，因此需要對原模型重新進行試驗，以便與改進模型進行對比，試驗結果如圖11所示。

圖11　空氣濾清器優(yōu)化后的進氣噪聲試驗結果

從圖11(a)中對比改進模型和目標線可知，改進模型進氣口噪聲基本貼近目標線，但在2 300 r/min、2 750 r/min、3 600 r/min、4 500 r/min轉(zhuǎn)速出現(xiàn)波峰，最大峰值點高出目標線3.2 dB(A)，其它轉(zhuǎn)速段與目標線貼合；與原模型對比可知，在1 500 r/min轉(zhuǎn)速下兩者基本重合；1 500～2 500 r/min轉(zhuǎn)速下改進模型在原方案基礎上降低1～2 dB(A)左右；在2 500 r/min轉(zhuǎn)速以上(除4 500 r/min轉(zhuǎn)速外)改進模型均降低5 dB(A)左右，其中在4 750 r/min轉(zhuǎn)速降低8 dB(A)。

從圖11(b)中可以看出階次噪聲相比于原模型，在低轉(zhuǎn)速一致，在部分中高轉(zhuǎn)速有所降低；4、6階噪聲低轉(zhuǎn)速變化不大，2 500 r/min轉(zhuǎn)速以上改進模型階次噪聲明顯整體降低。

從圖11(c)可以看出改進模型相比于原模型在73 Hz、183 Hz頻段的噪聲明顯降低；在250～700 Hz頻段，改進模型進氣噪聲幅值有所降低，但整個噪聲頻帶變寬。

4　結論

(1)空氣濾清器的聲學特性對發(fā)動機的進氣噪聲有重要的影響，空氣濾清器的聲學特性與進氣噪聲的良好匹配可以使發(fā)動機的進氣噪聲特性達到優(yōu)化；

(2)針對原模型進氣噪聲的問題頻率，對空氣濾清器做了結構優(yōu)化，增加了4個諧振腔、一個1/4波長管和一個寬頻共振器；

(2)改進模型在某些轉(zhuǎn)速進氣噪聲貼近目標線，且相比于原模型在2 500 r/min以上轉(zhuǎn)速基本滿足要求；

(3)改進模型的進氣背壓為3.1 kPa，低于原模型3.4 kPa的進氣背壓，滿足目標要求；

(4)改進模型的噪聲頻帶沒能完全滿足目標要求，由于本次設計未能完全兼顧空氣濾清器本身聲學特性與消聲特性的平衡，需進一步進行改進、計算和驗證，為深一步的研究提供參考。

參考文獻：

[1]史杰,唐善政,盧曦,等.空氣濾清器對車輛進氣噪聲的影響分析及性能優(yōu)化[J].汽車技術,2015(4):10-13.

[2]靳曉雄,吳穎江,靳暢,等.空氣濾清器的降噪設計與試驗[J].機械設計與研究,2009,25(5):100-103.

[3]劉聯(lián)鋆,郝志勇,劉遲,等.空氣濾清器流動阻力與噪聲特性的仿真和優(yōu)化[J].汽車工程,2011,33(12):1092-1097.

[4]金巖,郝志勇,劉永.空氣濾清器聲學性能的改進設計[J].內(nèi)燃機工程,2007,28(6):58-60.

[5]龐劍,諶剛,何華,等.汽車噪聲與振動:理論與應用[M].北京:清華大學出版社,2005．

[6]賈維新.發(fā)動機結構噪聲和進氣噪聲的數(shù)字化仿真及優(yōu)化設計研究[D].杭州:浙江大學,2008．

[7]金巖,郝志勇.針對通過噪聲的空氣濾清器聲學特性研究與改進[J].浙江大學學報(工學版),2006,40(8):1443-1445.

[8]朱廉潔,季振林.汽車發(fā)動機空氣濾清器消聲特性研究[J].汽車工程,2008,30(3):260-263.

[9]賈維新,郝志勇.空氣濾清器聲學性能預測及低頻噪聲控制的研究[J].內(nèi)燃機工程,2006,27(5):67-70.