基于消声优化的空滤器系统噪声研究

魏小宝，何柳

（1.上海交通大学车辆工程专业，上海 200240；2.上汽通用五菱汽车股份有限公司技术中心，柳州 545007）

基于消声优化的空滤器系统噪声研究

魏小宝1，何柳2

（1.上海交通大学车辆工程专业，上海 200240；2.上汽通用五菱汽车股份有限公司技术中心，柳州 545007）

空气滤清器系统做为发动机进气系统的重要零部件，其不仅影响着发动机系统的进气效率，功率，扭矩等，更重要的在于它还是整车的噪声源之一，影响着整车的内噪声和通过噪声。随着汽车在我国的大规模普及，其已日渐成为生活中不可缺少的代步工具，因此人们对汽车本身的噪声和舒适性要求越来越高，做为噪声源之一的空气滤清器系统的噪声研究就显得特别重要，本章内容将具体说明如何基于噪声控制进行空气滤清器的设计开发。

空气滤清器；噪声控制；噪声阶次分析方法

目前为上海交通大学在读工程硕士，车辆工程专业，主要研究方向为汽车的进气系统及其NVH性能，排气系统的设计研究等，曾发表《基于热场分析的排气消声器质量控制技术》等文章。

引言

整车噪声除了发动机的结构辐射噪声外，空气滤清器系统噪声也是主要的噪声源，其已成为车辆最主要的噪声源之一，除了对车辆通过噪声有较大影响外，还是车内噪声的主要来源，影响到车辆的乘坐舒适性。空气滤清器系统噪声从本质及成因上来讲与燃烧过程有关系，其噪声频谱与发动机转速有直接关系，因此在分析中经常采用阶次分析技术，通过阶次分析技术分析出需要使用消声元件的频段及其种类，然后使用噪声仿真软件和实际测试对比来达到控制噪声的目标。基于改善品质的需求，对空滤器噪声的研究和消声降噪会非常必要。

1 空滤器进气噪声理论基础

1.1空滤器进气噪声简介

进气噪声：由进气门周期性开闭引起进气管道内空气压力和密度的起伏变化，形成空气动力性噪声，在发动机升、降速过程中，其主要频率成分受发动机转速的影响而不断发生变化，因此从本质及成因上来讲进气噪声与燃烧过程有关系，其噪声频谱与发动机转速有直接关系，随着转速的升高， 进气噪声随之增大， 而且进气噪声总声压级与转速之间基本呈线性递增关系。根据产生机理将进气噪声分为以下几类：

（1）周期性压力脉动噪声：气门的开闭过程中发动机进气管道内空气压力和速度波动，空气密度呈周期性变化，是进气噪声的主要构成部分。

（2）紊流噪声：高速气流进入气缸，由于在气流通道内有障碍物使气流受阻形成紊流。

（3）气缸的共振噪声：气缸相当于一端封闭的赫姆霍兹共振腔，共振来源于气缸内气体压力波的激发，共振频率的大小只取决于气缸容积、进气管长度和直径。

（4）进气管的气柱共振噪声：进气门关闭，进气管一端封闭一端开口构成气柱共振系统。在管道内的气体介质由于具有连续分布的质量和可压缩性而易发生气柱的振动。

空气滤清器系统噪声大体可分为以下两类：

以上定性的讲解了进气噪声的产生及其分类，以下将定量讲解相关概念

进气空气动力噪声：

n： 发动机转速 ，

z：发动机缸数，

i： 发动机冲程系数（四冲程为2），

k：谐波次数（阶次数），

f： 噪声频率对于四缸发动机z=4，i =2发动机发火频率：

n： 发动机转速 ，z：发动机缸数，

对转速范围在700-6 000转的四缸发动机，发动机的发火频率范围为：

根据空气滤清器的工作环境可知为使空气滤清器避免产生共振，应当使空气滤清器的模态频率高于200Hz，一般取高于振动频率15%，则空气滤清器的壳体的振动频率是200×1.15 =230Hz。

1.2空滤器进气噪声分析方法

目前比较成熟的噪声分析方法是阶次分析方法，这是一种有效的非稳态信号分析方法，采用阶次分析法，对汽车发动机空气滤清器系统噪声进行研究测试，可以清晰的分辨发动机转速对于空气滤清器噪声的影响及其相互关系，从而为发动机空气滤清器系统噪声控制提供参考依据，通常所说的阶次噪声与发动机的点火频率有关。

对于发动机这类旋转机械，通常定义曲轴旋转对应的频率为基频，也就是1阶，基频的n倍被称为n阶。在发动机进气系统研究中，并非所有阶次都是所需的，这要视发动机的类型而定，比如对于直列四缸发动机，在一个工作循环内，按照1243缸的顺序依次点火，一个工作循环，曲轴转两圈，所以发火频率刚好对应2阶，进气系统噪声通常在发火频率及其对应的谐次上有较高的值。

阶次分析首先要分析进气口总声压级随转速的变化关系， 并根据进气噪声阶次分析的特征分量分布， 初步识别其主要频率成分及相应噪声源， 以及最大噪声产生时的发动机运行工况， 分析结果可为发动机进气系统优化设计及噪声控制提供一定的参考依据。

下图所示为某发动机5 000rpm稳定工况时进气口噪声的声压级，由图可见，其声压级具有明显的谐次特性，并且前8阶噪声中，2、4、6、8阶为最突出的谐次。所以对于直列四缸发动机而言，研究其发火频率及其各谐次的噪声才有意义，发火频率的第二谐次对应4阶，第三谐次对应6阶，依此类推，而噪声随着谐次的增加逐渐减弱，所以在四缸发动机进气系统阶次噪声研究中，通常取2、4、6、8阶。对于六缸发动机，通常取3、6、9、12阶。

2　空气滤清器系统

2.1空气滤清器系统简介

空气滤清器系统包括空气滤清器总成，进气管总成，波纹胶管总成等，由于调音的需要通常还会包括谐振腔和1/4波长管等消声元件。此处我们研究的空气滤清器总成为进气系统的一部分，不包括进气歧管，其主要功效在于过滤即将进入发动机的空气，保证供给给发动机清洁的空气，同时基于消声降噪的需求，减少进气口、流动、辐射和结构引起的噪声，根据不同发动机的噪声特性增加相关的消声元件，优化由空气滤清器系统引起的相关车内噪声和通过噪声的贡献值。空滤器系统所有功能要求和结构设计对整车噪声非常关键。

2.2空滤器系统消声元件简介

空气滤清器本身也是一种消声降噪元件，且随着自身容积的增大，消音效果会变好，但仅仅用空气滤清器本身很难达到控制噪声的目的，尤其是人们对车内噪声的要求越来越高和要求越来越好的车外噪声，因此对空气滤清器消声元件的噪声控制研究显得特别重要。

2.2.1赫姆霍兹消声腔

赫姆霍兹共振谐振腔由一个消声元器件和一根连接管道组成，该连接管将消声元器件与气流通道主管道相连接，谐振腔传递损失最大时其共振频率如下：

各参数代表的意义如下：

消声元件容积V ；

主管截面积Sm ；

连接管的截面积为Sc ；

连接管的长度为Lc；

C为声速；

赫姆霍兹共振谐振腔各参数的变动对其消声特性有着很大的影响，因此我们可以调整谐振腔的各参数来达到一定的消声目的。随着谐振腔容积增大，传递损失最大值对应的频率将会减小，连接管长度增大，传递损失最大值对应的频率也会减小，连接管内径增大，传递损失最大值对应的频率会增大。

由于空间限制，谐振腔在安装过程中也会出现折弯安装，实验证明当谐振腔弯曲安装时对传递损失，中心频率等都没有影响，因此可以按照空间优化布置，根据经验一般会取谐振腔容积为发动机排量的3-5倍进行设计。

2.2.21/4波长管

1/4波长管是安装在主管道上的一个封闭管子，其消声原理是当声波从主管道进入旁支管道后被封闭端反射回到主管道，某些频率的声波与主管道中同样频率的声波由于相位相反而相互抵消，以此来达到消声的目的。

C为声速

L为波长管长度

波长管一般用来消除高频噪声

影响1/4波长管传递损失及消声特性的参数主要有：

1）1/4波长管长度；

2）1/4波长管直径；

3）进气主管道直径；

随着波长管长度的增加，1/4波长管的共振消声频率将会降低，传递损失最大值对应的频率也会减小；随着波长管直径的增加，传递损失最大值对应的频率减小，对应的峰值将会增大；进气主管道直径增加，传递损失最大值对应的频率将会增大，对应的峰值将会下降。

1/4波长管由于会受到空间的限制，因此在布置的时候会出现折弯，实验证明弯曲角度的变化不会对传递损失产生影响，因此可根据实际空间位置进行布置。

3. 噪声优化过程

3.1空气滤清器系统的噪声仿真

目前在开发空气滤清器系统的时候都会先应用GT-POWER， Wave等软件进行初步的仿真分析，经过仿真初始设计的空气滤清器系统测得相关的噪声曲线并与设定的目标相对比，得出需要改进的噪声曲线特性。如下图所示为典型的噪声特性曲线，从图6中可以看出以下特性：

1）.进气系统总的噪声在1000rpm-4 000rpm的转速范围之内超出目标值；

2）.二阶噪声在1 500rpm-3 500rpm的转速范围超出目标值，在93Hz左右的频率上达到峰值；

3）.四阶噪声曲线在1 400rpm，2 600rpm及

3 800r p时有尖峰且在2 950rpm-5 350rpm的转速范围内噪声超过目标值；六阶的噪声在1 650rpm-3 600rpm超出目标值。

为了将空气滤清器的噪声水平控制在目标范围之内，需要增加一些消声元件降噪。

针对二阶的噪声特性，由于在93Hz左右的频率上存在峰值，考虑增加赫姆霍茨消声腔，在此经过计算增加1.7L的赫姆霍茨消声腔，经过消声之后的噪声曲线如下图7：增加赫姆霍兹共振消声腔之后的噪声特性如下：

1）. 二阶的噪声基本上可以满足要求，只有在3 000rpm和4 800rpm的时候略为超出目标值2-3分贝；

2）. 四阶噪声在2 600 rpm和3200rpm的范围内有较大幅度的降低，在3 800 rpm仍然存在尖峰，在2 800 rpm到4 200 rpm的转速范围仍然超过目标值；

3）. 六阶的噪声特性变化不是很明显。

经过本轮消声之后空气滤清器系统的噪声特性已经较之前未增加消声元件之前改善许多，但仍然未符合设定的目标，从噪声特性曲线可以看出四阶在3 800 rpm转速左右存在峰值，考虑增加253Hz的赫姆霍茨共振腔，针对六阶的情况有3个尖峰噪声且从1 800 rpm到3 500 rpm之间的噪声值超过目标曲线，3个尖峰点的转速为2 000 rpm，2 600 rpm和3 300 rpm，其对应的共振频率为200Hz，260Hz，320Hz，类似于第一次增加赫姆霍茨消声腔的过程，在此增加对应于以上三个频率点的赫姆霍茨消声腔，经过消声之后的噪音特性如下图8：

从噪声特性曲线图上可以看出空气滤清器系统总的进气噪声基本上可以满足要求，只在3000rpm到3 600rpm的转速范围内略为有些超标，我们认为基本上可以满足噪声要求，各阶次噪声均符合设定的目标，仿真调音结束。

3.2空气滤清器系统的调音过程

空气滤清器系统经过初步的噪声仿真之后需要进一步做调音处理，因为大多数常用的噪声仿真软件都是一维的，模型的准确性对仿真结果的准确性至关重要，为了使仿真结果与测试结果的拟合度尽量的高需要在实测空气滤清器各系统性能参数的情况后对仿真模型进行标定处理，所以进行实车调音非常必要。

3.2.1噪声源识别

进行消音降噪处理首先需要精确的找到噪声源，一般都会经过主观和客观两种方法进行判断，首先经过主观判断，经过人耳的初步判断找到大概的噪声源，再经过仪器精确测试，测试时需要对所选定的噪声源和总的噪声源分别进行屏蔽处理，以此对比测试来确定真正的噪声源。3.2.2噪声优化过程

空气滤清器系统经过一系列的噪声仿真优化等过程后经实际测试整车的通过噪声在此条件下仍不满足国家法规要求，空气滤清器对噪声有相当的贡献值，因此需要进一步深挖造成噪声超标的原因，通过消声元件的优化来达到噪声控制的要求，以下对空气滤清器进行调音，其基本过程如下：

经过实车测试发现空滤器系统对3档工况时的噪声影响比较大，噪声对应的频率主要为230Hz左右的频率带，其次空气滤清器的壳体辐射噪声值相对来说也比较大，经过主观判断车内驾驶员耳侧令人不舒服的噪声大部分来自于空气滤清器的壳体辐射噪声，以下为我们简单的对空气滤清器系统做了壳体屏蔽处理之后的噪声特性曲线，图9中蓝色为处理后，图10中虚线为处理之后。

通过屏蔽处理之后发现噪声改善情况相当可观，因此需要增加赫姆霍茨谐振腔和1/4波长管等消声元件进行消声，需要指出的是空气滤清器系统的调音过程相当的繁杂，需要调试很多轮才能达到合格的状态，以下为重要的调音步骤：

为了方便测试，在实际操作过程中不对发动机等背景噪声作屏蔽处理，仅测试增加或者减少消声元件之后的噪声值，通过对比分析得出消声元件的消声效果，下图虚线所示噪音曲线为增加了赫姆霍茨谐振腔之后的噪声曲线，从噪声曲线可以看出二阶噪声在2 200rpm左右消声效果非常明显，其他各阶次噪声变化不大，总体上对降低进气口噪声是有效的。

以下是增加赫姆霍茨谐振腔之后测得的谐振腔壳体辐射噪声的对比值，虚线所示噪音曲线为没有谐振腔时的状态，可以看出谐振腔的壳体辐射噪声是比较大的，尤其是二阶的壳体辐射噪声必须考虑适当的方法进行优化，图13所示为增加谐振腔和未加谐振腔之前车内驾驶员侧噪声的对比，从噪声特性曲线可以看出，谐振腔对车内噪声几乎没有贡献。从上面的噪声特性曲线可以看出，该谐振腔的存在虽然消声效果有效但是产生的壳体辐射噪声也相当的大，必须考虑加以优化，以下我们将谐振腔的位置更改到连接在波纹胶管处并减小谐振腔的消声容积以减小谐振腔的壳体辐射噪音并考虑增加1/4波长管以消除特定的高频噪声，根据噪声特性曲线在波纹胶管处增加一个210Hz的谐振腔并增加一个340Hz的1/4波长管之后的噪声特性曲线图14可以看出4阶和6阶噪声降低明显，其中4阶噪声在3100rpm之后降低非常明显，6阶在3000rpm-3500rpm的转速范围内降低，进气口总噪声在2600rpm-3800rpm之间也有明显的降低，因测试时用同一位置的传感器测进气噪声与壳体辐射噪声，且噪声改善明显，因此可以认为采取的该消音手段是正确的。

由于我们实车调音的基础是在软件仿真合格的基础上进行的，为了调试的方便未对发动机等的噪声源进行屏蔽处理，只是对比各消音手段的效果，因此在验证消音手段有效的前提条件下其噪音必然是符合最初设定的调音目标的。

4　总结

本文对空气滤清器的设计分析主要是基于噪声控制的角度来进行的，分析影响空气滤清器系统的各消声元件的消声特性并以实际案例来讲解整个的调音流程，以噪声阶次分析方法分析各转速条件下的噪声特性，根据噪声特性设计合适的消声降噪元件，并以实车调试对比各消声元件的实际消声效果，对匹配自然吸气式发动机的空气滤清器基于噪声控制的设计开发思路有一定的借鉴意义。

［1］杨诚，邓兆祥，阮登芳. 进气噪声产生机理分析及其降噪［J］.汽车工程，2005.

［2］邵恩坡，程汉华.发动机进气噪声产生的机理及其控制 小型内燃机.1994.

［3］刘永长. 内燃机原理. 武汉：华中科技大学出版社.2001.

［4］张小燕. 应用GT-POWER进行发动机进气系统噪声仿真，2007年CDAJ-China中国用户论文集.

［5］岳贵平 卢炳武 刘英杰等. 发动机进气系统声学元件设计方法研究.中国第一汽车集团技术中心.

［6］贾维新 郝志勇 空滤器声学性能预测及低频噪声控制的研究.内燃机工程，2006（5）：67-70.

专家推荐

王为人：

作者运用阶次分析的方法研究空滤器进气系统噪声，针对某些敏感频段的阶次噪声通过精心设计、匹配赫姆霍茨谐振腔和1/4波长管进行调音降噪，有效降低某车型进气系统噪声，使其达到设计目标，工程效果显著。同时指出虽然赫姆霍茨谐振腔有消声效果但具体应用时还应考虑其壳体的辐射噪声，具有应用推广价值。

Air Cleaner Noise Design Research Based on noise elimination

WEI Xiao-bao1， HE Liu2（1.Shanghai Jiaotong University， Vehicle engineering， Shanghai 200240； 2. SAIC GM Wuling Automobile Co.，Ltd.Technical center，Liuzhou 545007）

Air induction system is a very important part of engine， it affect air induction efficiency，power and torque performance of engine， and more important it is one of noise source of vehicle. Affect the interior noise and pass-by noise. As more and more people will be have car in the future， it is become a requisite for ride instead of walk， so they care more about noise and comfort of vehicle， so it is very important to research the noise of air induction system. We will use specific example to explain the method of air induction system noise control.

Air cleaner ； Noise control； Noise order analysis method魏小宝

U463

A

1005-2550（2015）03-0006-07

10.3969/j.issn.1005-2550.2015.03.002

2014-09-25