发动机进气系统加速气流噪声问题分析与研究

王金友 闫晨 刘月普 宋兆哲 高锋军 陈万军

1-长城汽车股份有限公司技术中心河北保定0710002-河北省汽车工程技术研究中心）

·振动·噪声·

发动机进气系统加速气流噪声问题分析与研究

王金友1，2闫晨1，2刘月普1，2宋兆哲1，2高锋军1，2陈万军1，2

1-长城汽车股份有限公司技术中心河北保定0710002-河北省汽车工程技术研究中心）

针对某SUV发动机在加速工况下存在噪声问题，进行了声源特性分析，设计了共振式消声器，利用LMS Virtual Lab软件进行传递损失仿真计算和传递损失试验测试，验证了仿真结果准确性。在此基础上进行整车测试，结果使驾驶员右耳噪声降低了2.8 dB（A），加速气流噪声主观评价达到可接受。

气流噪声消声器传递损失主观评价

引言

随着人们生活水平的提高，消费者对汽车NVH（Noise，Vibration，Harshness）性能关注度也越来越高。在汽车的众多噪声源中，汽车发动机进气系统噪声是汽车的主要噪声源之一，已成为当前汽车噪声优化控制，提高整车NVH性能不可忽略的研究内容[1]。本文针对某SUV发动机出现的进气系统噪声问题，进行声源特性分析，确定声源位置，采用被动降噪的方法，在声源位置近场设计消声器，并进行仿真分析与传递损失试验验证测试。在此基础上，进行整车测试，测试结果表明，加速气流噪声主观评价达到可接受。

1声源特性分析

在对整车进行主观评价中，发现在驾驶室内存在加速噪声大的问题，为识别此问题进行试验测试，图1为车内驾驶员右耳噪声频谱图，通过对测试数据进行滤波回放，确认在3挡全负荷加速1 400～2 400 Hz频段内噪声较大。

针对此问题进行问题排查测试，最终发现压后管路近场噪声与右耳噪声频谱一致，图2为压后管路近场噪声频谱。从图中频谱可以看出，在1 400～2 400 Hz内声压级较大，此噪声符合Whoose噪声特征，属于宽频噪声。产生原因为：当进气流速较小时，增压器压轮叶片根部发生了气体分离，从而产生了紊流噪声，噪声经过压后管路振动传播，从而使得压后管路噪声较大。

图1 驾驶员右耳噪声频谱图

对Whoose噪声的解决主要是有源控制和路径控制两种，前者主要通过采用大压叶轮或者进行叶型优化等方法进行主动控制；后者主要是通过消声或者隔声等被动降噪方法进行控制。有源控制方法成本高且周期长，考虑到实际情况，本文采用在压后管路增加消声器的被动降噪方法。

图2 压后管路近场噪声

2消声器设计与计算

针对试验中确定的1 400～2 400 Hz气流噪声问题，需要在压后管路设计消声器予以解决。由于产生噪声属于宽频噪声，因此需要设计多节共振式消声器。共振式消声器是根据亥姆霍兹共振器原理而设计的，所设计的多节共振式消声器，中心管为穿孔管，外壳为共振腔。当孔心距为孔径的5倍以上时，可以认为各孔之间声辐射互不干涉，因此可以看成为许多亥姆霍兹共振器并联。单节共振式消声器共振频率f计算公式为

式中：V为共振腔容积，m3；G为小孔的传导率，m。其中n为孔数；s为每个小孔面积，m2；t为穿孔板厚，m；d为小孔直径。

公式（1）就是所设计消声器的理论依据[2]。所设计的消声器数模如图3所示。

图3 消声器几何模型

为了评价所设计消声器的性能好坏，需要对消声器进行传递损失计算，传递损失是评价消声器本身性能好坏的评价指标[3]。传递损失为声音经过消音元件后声音能量的衰减，即入射升功率级和透射声功率级的差值。传递损失用TL（Transmission Loss）表示：

式中：LTL为声功率传递损失；LW1、LW2为消声器入口和出口的声功率级；W1、W2为消声器入口处和出口处的声功率，W；p1、p2为消声器入口处和出口处的声压，Pa。

本文利用LMS Virtual Lab软件采用管道声模态的方法计算了消声器的传递损失，管道声模态的方法与传统方法相比，计算过程简单且计算效率高。管道声模态适用于大截面积管道（即管道截面积大于声音最高频率对应波长的一半）或计算频率较高时的情况，传统计算方法适用于小截面积管道，当管道截面积较大或者计算频率较高时，声音在管道中不再以平面波的形式进行传播，从而不完全沿管路的轴线方向进行传播，平面波的一些理论就不再适用了。这种情况就必须适用管道声模态的相关理论[4-5]。

本文对所设计的消声器抽取内表面，按照声学网格的要求，划分网格，导入到LMS Virtual Lab软件中，赋予流体属性，在消声器入口端施加单位声功率，在出口端设置AML层，实现无反射边界环境的模拟。计算过程如图4所示。消声器的传递损失结果如图5所示。

图4 消声器传递损失计算过程

图5 消声器传递损失

从图5中可以看出，所设计的消声器在1 400～2 400 Hz之间平均传递损失达到25dB，消声性能较好。由于传递损失受温度影响较大，并且本次设计的消声器是针对压后管路，因此必须考虑温度对消声器传递损失的影响。根据实验测试工况测得压后管路温度变化范围在60～120℃之间，计算这两种极限温度下消声器传递损失。图6为考虑温度后的消声器传递损失曲线。

图6 考虑温度后的消声器传递损失

从图6中可以看到，消音器的传损损失会随温度升高而向高频移动；60℃时，消音器工作范围为1 400 Hz到2 400 Hz，消声量均在25 dB以上；120℃时，消音器工作范围为1 600 Hz到2 600 Hz，消声量均在25 dB以上。

可见，所设计的消声器消声性能较好。

3实验验证

根据设计的消声器制作样件，进行传递损失试验验证测试。本文利用阻抗管法在全消声室内进行，根据测试要求，分别在阻抗管末端放置柱塞和吸声棉进行两次测试，图7为传递损失测试图。图8为传递损失试验与仿真结果对比图。可以看出，传递损失仿真结果与试验测试在趋势、幅值、频率上吻合度较好，证明仿真结果可信。将消声器装在整车上进行测试。图9为压后管路加消声器后噪声对比。可以看出压后增加消声器后，驾驶员右耳1 400～2 400 Hz频段噪声减弱2.8 dB（A），压后管路近场，1 400～2 400 Hz频段噪声降低4.5 dB（A）。

为进一步研究加消声器后对发动机性能影响，在压后管路钻孔安装传感器进行进气背压测试。测

图7 消声器样件传递损失测试

图8 传递损失试验与仿真对比

图9 压后管路加消声器后噪声对比

试结果如图10所示。进气背压在最高转速5 600 r/ min全负荷工况下增加了0.64 kPa。按统计规律：进气背压每增加1 kPa，发动机功率损失比大约增加0.21%。功率损失通常指发动机最高转速下功率损失[6]。本发动机额定功率为120 kW，估算功率损失为0.16 kW，降幅很小。此次设计的消声器不仅能降低宽频噪声，还能保证发动机动力性。

Analysis and Research on Intake System Accelerated Airflow Problem of a Vehicle Engine

Wang Jinyou1,2,Yan Chen1,2,Liu Yuepu1,2,Song Zhaozhe1,2,Gao Fengjun1,2，Chen Wanjun1,2
1-Technical Center,Great Wall Motor Company Limited(Baoding,Hebei,071000,China) 2-Hebei Automobile Engineering Technology&Research Center

In order to solve the 1 400-2 400 Hz airflow sound problems under the accelerating working condition of the engine in certain SUV,a resonant muffler was designed,and the transmission loss was calculated.In addition,experimental tests were done to verify the simulation results.On the basis of it,the prototype was made and the test was done on the vehicle.The test results show that the driver′s right ear noise is reduced by 2.8 dB(A),and the effect of the accelerated airflow sound is accepted by Subjective evaluation.

Airflow noise,Muffler,Transmission loss,Subjective evaluation

TK421.6

A

2095-8234（2016）06-0081-04

王金友（1985-），男，硕士，主要研究方向为发动机振动噪声。