发动机进气系统噪声优化设计（续1）

李明珠 王晖 闫立滨

（华晨汽车工程研究院NVH 工程室）

汽车的NVH 性能越来越受到用户的重视，而动力总成系统在噪声和振动方面的贡献量极其明显，对整车噪声贡献的比例超过10%。文章基于某自主品牌车型的进气系统开发，通过管道声学理论在内燃机进气系统上的应用研究，利用声源特性提取和整车消声室测试手段，旨在降低进气系统的进气口噪声，以解决汽车在加速过程中由进气系统带来的噪声问题，提高乘驾舒适性。

1 进气噪声产生机理及结构

发动机进气系统的噪声主要包括：发动机活塞周期性运动和对应气缸内压力脉动噪声、进出气流涡流噪声、气缸的赫姆霍兹共振噪声及歧管的气柱共振噪声等。

进气系统[1]由空气滤清器、空气流量计、进气压力传感器、节气门体、附加空气阀、怠速控制阀、谐振腔及进气歧管等部件组成，如图1所示。

2 进气系统噪声优化

进气系统噪声优化设计开发流程，如图2所示。

2.1 进气噪声的目标设定

文章所涉及车型的动力总成基本参数中：动力总成布置形式为前置纵式；发动机排量为2.4 L；发动机为4 缸四冲程；气门数为16。将该竞品车型进行进气系统噪声测试，并将结果汇总对比，从而得到初始的进气噪声目标参数。制定进气口噪声目标线，如图3所示。进气系统噪声与发动机激励存在直接关系，故在开发中除了整体声压级外还注重其第2，4，6，8 阶的能量控制，如图4所示。

2.2 进气系统基础消声元件设计

2.2.1 四负载法提取声源特性

根据进气系统构造以及噪声激励机理得到能量传递路径为：声源→消声系统（声阻抗）→进气口。

在已知最终响应（进气口）的目标值前提下，只要能够获得激励（声源）的特性，进而即可获得需要设计的消声元件的传递损失特性。

文章使用试验方法对发动机节气门体处声源特性进行提取[2]。该噪声源可以视为单口声源，用直管替代进气系统，其噪声声源示意图，如图5所示。

管子内部x=0 处的声压可以表示为：

式中：PL——声源出口声压，Pa；

ZL——声源所连接负载的声阻抗，kg/(m2·s)；

Zs——声源阻抗，kg/(m2·s)；

Ps——声源声压，Pa。

假定发动机在某一特定工况，声源特性是恒定的，不随声负载的不同而改变。4 根不同长度的管子作为声源下游的声负载，如图6所示。

根据公式得到4 个负载的声学方程及声源声阻和声抗，即可求得声源声压。

四缸发动机进气系统阶次噪声研究中，通常取前4 阶次，即 2，4，6，8 阶噪声作为研究对象。使用上述计算方法，通过分别测试与发动机相连接各管子的管口处声压，从而进行声源特性提取。

测试工况为发动机在2 挡下进行节气门全开加速，转速范围由1 000 r/min 升至5 000 r/min。在整个过程中分别测得 2，4，6，8 阶的管口声压进而计算出2，4，6，8 阶的声源声压，取其声压级，整理后的声压级曲线，如图7所示。

2.2.2 扩张型消声器（空气滤清器）的设计

通过对发动机各阶次声源声压级的分析，在1 500～3 500 r/min 范围内，2 阶和 4 阶的激励成分占主要贡献量，而6 阶和8 阶能量自3 000 r/min 以后开始递增。通过阶次与频率的转化计算，得出2 阶成分激振频率范围为50～117 Hz，4 阶成分激振频率范围为100～233 Hz。

根据以上对声源特性的分析，考虑将空气滤清器作为主体扩张型消声器设计时，尽量将其1 阶的消声主频落在2 阶低频激励范围内（50～117 Hz）。

将空气滤清器视为一个由主要腔室和两边与之连接的管道组成的扩张型消声部件，其传递损失取决于扩张比和扩张腔室的长度。为了提高传递损失，扩张比越大越好。有2 种办法提高扩张比：一是减小管道的尺寸，二是增加滤清器的截面积。而在实践操作中，发现将进入管和输出管插入滤清器中也可以提高空滤的传递损失。

参考设计车型的发动机舱空间，初步确立进气系统基础方案，其结构示意图，如图8所示。

加装以上基础进气系统方案后，对进气口噪声进行测量，结果如图9所示。

加装空滤后，进气口噪声第2 阶与第 4 阶在1 500～3 500 r/min 范围内较之声源声压级有了非常明显的下降，降幅在14～20 dB。但同时也注意到，其距离设定好的目标线尚有较大超出量，且各阶次存在较多的峰值问题。

（待续）