某矿车进气系统噪声的控制研究与分析

杨 剑

（合肥工业大学 噪声与振动研究所，合肥230009）

受国内某大型工程机械生产企业的委托，对某款矿用载重自卸汽车开展噪声控制工程治理工作。根据标准QC/T 203－1995《矿用自卸汽车驾驶室噪声－测量方法及限值》，首先开展对项目车型驾驶室的噪声振动水平摸底测试，并与相同吨位及功率的进口标杆车进行对比，结果显示：驾驶室噪声超过85 dB（A），未达到标准规定的限值水平。对驾驶室噪声测试结果分析，发现进气噪声为主要贡献声源之一，对发动机进气系统进行降噪改进。

1 噪声源识别

1.1 进气噪声的测量

试验场地及环境要求：试验路面的路段应为空旷的硬路面，其表面结构必须尽可能平坦，如水泥路面，路面要求干燥清洁且无石块等杂物。在无风或者微风的晴朗天气，最适宜安排噪声振动试验。具体来说，空气温度应在－5℃～+35℃范围内，离地面高1.2 m处的风速最高不得超过5 m/s。根据声学原理，测试过程中要求背景噪声和仪器内部电噪声至少低于所研究目标点声级10 dB。

车辆条件要求：在试验开始前，要检查发动机的所有运行条件（如燃料、润滑油等）是否都符合生产厂家的规定。发动机在测量开始前还要怠速稳定运行10分钟左右以保证其在正常的工作温度范围内。车辆载荷根据标准QC/T 203－1995，要求矿用载重自卸汽车在测试时必须是空载，即除驾驶员、测量人员和测试装备外，不得有其它载荷。

测点选择要求：根据一般经验，振动测点的选择应该符合择近原则、方向原则、界面原则，即测点的位置与振源的位置最靠近、与振动传播的方向一致、与振源之间尽量为同一连续介质组成的整体，界面应该尽可能的少。传声器的布置，主要是就近原则，并且尽量避震和避免高温。

对矿用载重自卸汽车驾驶室内噪声的采集和分析中，由于车内声压级与测量位置有明显的关系，因此，选择了最能够代表驾驶员耳旁的测点位置。根据本次试验的要求，噪声测点分别为驾驶员左右耳、进排气和风扇，振动测点分别为驾驶室座椅、驾驶室悬置及发动机悬置，并同时利用激光转速仪与反光贴片提取其转速信号。试验时，还参照了标准GB/T 18697-2002《声学 汽车车内噪声测量方法》［1］以及GB/T 14365-93《声学 机动车辆定置噪声测量方法》［2］。

在进气口处布置传声器，布置位置如图1所示，驾驶员左右耳传声器布置如图2所示。

图3、图4噪声频谱曲线显示，发动机常用转速1 500~2 000 r/min时进气噪声幅值主要集中在500 Hz以下的低频，表明该进气系统消声器对低频噪声消声效果较低。该矿车进气系统的空气进入系统由两个空气滤清器与一个集气箱 （扩张腔）通过管道连接组成，要对滤清器及集气箱分别进行传递损失测试分析，以确定是哪个消声器件在低频消声时失效。

1.2 进气噪声主要幅值频率分析

获得进气系统空气入口处噪声频谱后，需要与驾驶室内驾驶员右耳处噪声频谱进行对比分析，以驾驶员右耳处噪声声压值为标准，来确定进气系统噪声对驾驶室噪声声压的贡献，找出主要贡献频率，针对该频率段进行改进设计。

如图5所示，发动机转速超过1 500 r/min后，驾驶员右耳处声压明显升高最高达到了87.2 dB，超过了国家标准85 dB，发动机1 800 r/min到2 000 r/min是该矿车的常用工作转速，此时驾驶室内噪声值偏高，驾驶员长期在此环境下工作，会对听力以及注意力造成很大影响，甚至危及身体健康。

为确定哪个噪声源对驾驶员右耳处各频率阶段噪声贡献最大，需要对各个噪声源测点测得噪声频谱与驾驶员右耳处噪声频谱进行相干性分析。如图6所示，在100 Hz时，进气口处噪声与驾驶员右耳处噪声相关性为0.95。由此可以认为此时驾驶员右耳处的主要声压是由进气噪声所贡献的。

1.3 进气系统消声器传递损失实验

对进气系统空气滤清器进行无气流时传递损失实验如图7所示，传递损失是消声器的消声性能的一种重要评价量。当消声器出口无强反射，或采用吸声棉使出口处反射影响很小，且入口和出口的横截面积相等时，则传递损失计算公式可改进为:

式中：Lp1为入射声压级；Lp2为透射声压级。

在试验条件下，出口终端采用吸声棉处理，消声体进口和出口各布置测点，利用白噪声及单频纯声激励。

从图8空气滤清器传递损失曲线可以看出，滤清器在110 Hz以下消声量基本为零，这些频率恰好对应发动机三阶，也是驾驶室噪声能量的主要频率，是进气系统对驾驶室噪声能量的主要贡献量频率，从降低进气系统噪声需要对空气滤清器进行改进，但是对空气滤清器的改进成本较高，从经济性及结构安装的实用性上考虑，用户不希望对滤清器进行改进，所以对进气系统的降噪优化设计主要改进集气箱的结构。

2 进气系统的CAE分析

2.1 声学性能分析［3］

建成进气系统的三维几何模型，尽量保证某型的关键尺寸的精准性，由于不考虑结构辐射再生噪声，可以对几何模型上一些小特征例如安装孔位、加强筋等进行简化，不会对进气系统传递损失仿真分析造成影响。根据简单扩张室消声器理论消声上限频率，计算出最小波长，按照在最小波长内至少有六个网格单元的理论原则［17］划分有限元网格，划分后的网格模型如图9所示。进一步研究进气系统声学特性及给后期消声器的改进提供依据，运用LMS.Virtual.lab软件中Acoustics模块对进气消声器的传递损失进行仿真分析并与试验结果做比较。

图10为进气系统声学性能仿真分析的声压云图，在100 Hz时，集气箱的声压为声模态的反节点，而且空气滤清器声压也较高，表明空气滤清器与集气箱对频率100 Hz的声波消减无效。实验测试时，进气系统噪声源对驾驶室噪声能量贡献量最大的频率为100 Hz，仿真分析结果实验测试结果相符，应对集气箱的结构进行重新设计，使其对频率为100 Hz的声波有消减作用。

图11为进气系统传递损失仿真曲线图，原进气系统在80～120 Hz时的传递损失曲线为波谷，特别是100 Hz时，传递损失值接近为0。在实验测试时，100 Hz左右的进气系统噪声对驾驶员左右耳的噪声贡献量最大，传递损失仿真曲线与实际测试结果在低频区域基本相符。进气系统声学性能的实际测试结果与仿真分析结果在低频阶段基本相符，表明进气系统对频率为100 Hz的噪声消声效果最差，且在100 Hz时为驾驶室声波能量的主要声波贡献源，因此对进气系统的降噪性能改进方案要以频率为100 Hz的声波为主。

2.2 流场特性分析［4］［5］

很多实验表明，对于不同结构的消声元器件，气流速度对其声学特性的影响是不同的。一般情况下，气流速度v＜10 m/s时，对消声元器件的声学特性造成的影响很小，气流速度v＞20 m/s时，就会对消声元器件的声学特性造成很大的影响，另一方面，根据Lighthill空气动力声学理论，气流再生噪声将以流速的六到八次方呈比例增加，所以需要充分考虑到管道流动气流再生噪声的影响。该矿车所匹配的发动机进气口处最高气流速度达到44 m/s，在进气系统内部的气流速度可以更高，对进气系统的声学特性会产生很大的影响，需要对其进行流场特性分析。

2.2.1速度云图分析

对原进气系统速度云图分析（见图12），可以得出，集气箱内气流很不均匀。流体由管道向外喷射所形成的流动称为射流，由于纵向尺寸偏小，导致由空气滤清器管道过来的气流以射流状态对集气箱壁面产生高速的冲击，导致集气箱壁面振动产生辐射噪声，且射流不能充分发散，会产生大量的涡流与回流，涡流是产生气流再噪声主要原因，回流会对气体动力性造成很大阻碍，所以从流体特性分析，集气箱纵向尺寸应该加大，以保证射流能得到充分的发散。

滤清器结构也有不足之处，在滤清器内部中心区域，气流流速分布比较均匀，流速平稳，但在内隔板与外壁间，由于空间较小且为滤清器空气入口直接相连区域，气体流速偏高，会产生气流噪声以及使滤清器外壁面振动引起辐射噪声，应该对滤清器入口管与外壁连接处进行改进，可以选择切向连接，使流体流动方向改变减少正向冲击能量。与集气箱连接的管道有两处弯折角度很大的转角，会使弯角处流体速度急剧增加，增大流动阻力，会对气动性能造成很大影响。

2.2.2湍流强度分析

流体的流动速度很小的时候为层流流动，速度逐渐增大，产生了许多涡旋，层流被破坏，这时流体流动为湍流流动。实际情况下，绝大部分的流体流动都为湍流流动，湍流流动中层与层之间有干扰，并且干扰的力度会随着流体的流动而加大，在层与层之间存在着质量和动量的传递。湍流强度等于湍流脉动速度与平均速度的比值，是衡量湍流强弱的相对指标。湍流会产生湍流噪声，还会产生不利的回流，影响流体流动。

图13为原进气系统湍流强度云图，空气滤清器中心区域湍流强度很低，在内隔板与外壁之间，靠滤清器进气管道一侧，湍流强度较高，会造成湍流噪声，由于此处壁面较大容易受冲击引起振动产生辐射噪声。在滤清器与集气箱连接的管道口处，湍流强度最高，不但会产生湍流噪声，而且会有回流和涡流，会阻碍流体里流动，使滤清器内静压增大，增大压损，影响发动机的进气效率。此外，在于集气箱连接的管道第一个弯转处湍流强度也较高，会产生较大压力损失。

3 进气系统的改进

根据前期试验测试与CAE分析结果，并从结构改进的难易程度与成本高低等方面考虑，确定改进方案。

保持集气箱连接的进气管尺寸位置不改变，改变滤清器的位置与连接方式。集气箱可以相当于扩张腔，根据扩张腔设计原理，尽量增大扩张比m=扩张腔横截面/进气管道截面积，来提高传递损失幅值，控制集气箱长度L来确定集气箱的消声频率，选择消声中心频率为100 Hz，设定长集气箱尺寸为A=1 000 mm、宽B=1 000 mm，调整集气箱的高度L来改变传递损失曲线在低频的中心频率，并取得良好的消声效果，经数次尝试分析后，当L=472 mm时，得到比较满意的仿真分析效果。改进后进气系统结构尺寸如图14所示。

3.1 改进方案仿真模拟分析

3.1.1声学性能分析

对比分析传递损失曲线，改进后进气系统在20~300 Hz间比改进前传递损失平均增大10 dB以上，可以对发动机转速1 400~2 000 r/min的基频噪声进行有效降噪控制，在90 Hz时，传递损失曲线出现波谷，幅值为17 dB，比改进前高出7 dB，可以达到项目降噪指标。声压云图显示，在频率100 Hz时，集气箱内部平局声压为111 dB，在滤清器内部平均声压值适中，滤清器进气口处平均声压101 dB，低于改进前，见图15。在声学性能方面对比，改进后的进气系统优于改进前，见图16。

3.1.2流场特性分析

对改进后的进气系统速度云图（见图17）分析可以得出，集气箱内气流流速较均匀，因纵向尺寸增大，由空气滤清器管道过来的射流得到了充分的发散，集气箱壁面处的气流平均速度仅有8 m/s，不会使壁面受到太大的冲击，产生辐射噪声，但在图17（b）中，集气箱的前壁面处，气流速度偏高，应在此处采取大的圆角，可以缓冲气流并增加集气箱刚度。滤清器进气管道和滤清器与集气箱的连接管道处，气流速度最高达到20 m/s，会产生一定的气流再噪声，滤清器内部大部分区域气流速度平缓，不会产生较大气流再生噪声，壁面处气流速度适中，对滤清器壁面冲击较小。

对改进后的进气系统湍流强度云图 （见图18）进行分析，空气滤清器中心区域湍流分布均匀，在内隔板与外壁之间，靠滤清器进气管道一侧，湍流强度依旧较高，会造成湍流噪声。在集气箱与滤清器连接的管道口处，湍流强度最高，不但会产生湍流噪声，而且会有回流和涡流，会阻碍流体里流动，使滤清器内静压增大，增大压损，影响发动机的进气效率。在集气箱内部，湍流分布均匀，并无湍流强度较强区域，结构比较合理。

4 改进方案测试结果

图19为改进后的进气系统实际制造安装图。对改进后的进气系统进行实验测试，图20显示，改进后发动机转速为2 000 r/min时，进气口处噪声峰值在频率500 Hz以下进气口处测量的声压值都小于改进前。测试结果对比图21显示，进气口噪声平均降低4 dB。达到项目预期降噪指标。

5 总结

本文主要针对案例车辆的进气系统进行降噪改进，通过实验测试对噪声源进行识别，确定降噪中心频率，有针对性的对进气噪声进行控制。用有限元法对改进前后的进气系统进行仿真分析，并实验测试验证了改进方案的有效性。

改进后，定置试验驾驶室整体噪声水平为68.3~79.7 dB（A）；路试试验工况下驾驶室整体噪声水平为78.9~80.7 dB（A）；已经基本达到项目要求，见图 22、23。

［1］GB/T 18697-2002.声学-汽车车内噪声测量方法［S］.

［2］GB/T 14365-93.声学-机动车辆定置噪声测量方法［S］.

［3］李增刚，詹福良.Virtual.Lab Acoustics声学仿真计算高级应用实例［M］.北京：国防工业出版社，2010:49-61.

［4］马家义，袁兆成.消声器内部流场及其对消声性能影响［J］，车用发动机，2007，（5）:31-34.

［5］王福军.计算流体动力学分析-CFD软件原理及应用［M］.北京:清华大学出版社，2004.

［6］袁翔，刘正士，毕嵘.简单扩张式消声器与穿孔管消声器对比研究［J］.汽车科技，2009，（4）:18-21.