某SUV进气系统声模态的优化

罗恩志 石岩 朱立锋 耿鹏飞 卜仁杰

（长城汽车股份有限公司技术中心；河北省汽车工程技术研究中心）

目前，汽车NVH性能已普遍被大家所重视，越来越多用户购车时会参考汽车NVH性能，车企已将NVH性能当成卖点。引起车内低频轰鸣的系统包括排气系统、进气系统、悬置系统及传动系统等；进气系统噪声是引起车内低频轰鸣问题的主要噪声源之一。在工程应用上，重庆大学车辆工程研究所发明了一种赫尔姆兹多腔并联旁支共振式进气消声器，并将其应用于实车进行了车外加速噪声试验，消声效果显著[1]，一汽海马汽车结合国产某轿车研究进气系统各部件的消声性能，同时通过试验得出车内噪声特征，继而对赫尔姆兹谐振腔加以合理优化，使加速行驶车内噪声变化平缓，提高车内声音品质[2]。现阶段，在研究进气声模态方面，某公司针对汽车进气系统噪声对整车NVH性能有较大影响的问题，通过与理论解的对比验证直管声学模态的仿真方法和试验方法的可行性，同时基于进气系统声学模态与试验相互验证的一致性，提出在无物理样机的开发前期通过CAE手段确定其声学模态参数是可行的[3]。文章针对某SUV车型低频轰鸣问题，基于理论及仿真对进气系统声模态进行研究，从改变进气系统声模态思路出发，解决了车内轰鸣问题。

1 问题描述

该SUV在3挡全油门加速时，发动机转速在2 500 r/min左右车内存在轰鸣，车内前排乘客存在轻微轰鸣且主观感觉可接受，后排能感觉到明显的轰鸣声，不可以接受。车内后排左耳阶次噪声，如图1所示。

图1 车内后排左耳阶次噪声曲线图

从图1可知，轰鸣产生的主要贡献为发动机2阶噪声。经过车内数据与进气系统、排气系统及传动系统等相关数据对比，得知与进气系统噪声关系较大，车内后排2阶噪声与进气口2阶噪声对比，如图2所示，初步判断车内轰鸣问题是由进气系统噪声引起。

图2 汽车发动机进气系统阶次噪声对比图

2 原因排查

进气系统噪声引起车内轰鸣的原因有多种，主要原因：1）进气口噪声辐射到车内，引起轰鸣；2）激励与之相连的车身壁板，通过车身传递到车内，引起车内轰鸣。

为明确车内轰鸣声是否由进气系统引起，采用接大空滤器方法屏蔽进气系统噪声，进气管口接大空滤器后，发现车内轰鸣声消失了，由此可以确定轰鸣声是由进气系统引起。屏蔽进气系统后，后排2阶噪声对比，如图3所示。

图3 屏蔽汽车发动机进气系统后后排2阶噪声对比图

根据轰鸣声产生的机理，首先确认该车型声腔模态的频率是否与轰鸣声问题频率一致；其次由于该车型与基础车搭载同一动力总成，进气系统直接平台化，基础车此转速段无轰鸣问题，对比两车型进气口2阶噪声值；最后确认该车型进气系统声模态是否与声腔模态频率一致，激起车内轰鸣。

两车型进气口2阶噪声、车内后排2阶噪声、车内声腔模态及进气声模态对比结果，如表1所示。具体排查情况见2.1和2.2小节。

表1 车内轰鸣问题排查表

从表1对比结果可知，该车型问题转速段频率和声腔模态频率一致，可以判断此轰鸣确实由声腔模态与问题频率耦合引起车内轰鸣；2 500 r/min时两款车进气口2阶噪声值基本相同（107 dB），基础车声腔模态与进气2阶声模态相差4 Hz，而问题车进气2阶声模态频率和声腔模态相近，初步判断此问题由进气系统存在84.3 Hz声模态与车内83.1 Hz声腔模态（图4）耦合引起车内低频轰鸣。

图4 汽车内空腔模态综合频响函数曲线图

2.1 声腔模态试验

当车内声腔受到该频率的振动或者声源激励，就会产生声学共鸣，使得声压放大，因此需确定整车状态下的声腔模态，排查车内产生轰鸣的原因。

保证待测汽车车厢内所有部件完整，无零部件或内饰件缺失，车门密封良好。将汽车放在半消声室内地面上，隔离振源；并将低频体积声源放置于副驾驶位置作为激励点，依据车内座椅及空间总布置情况，在车内空间均匀布置传声器作为响应点进行测试。声腔频响函数曲线，如图4所示，可以看出整车在83.1 Hz存在声腔模态频率。声腔模态响应点几何模型，如图5所示。

图5 汽车声腔模态响应点几何模型图

2.2 进气系统声模态分析

声模态与振动模态相似，表达这个声空间在特征频率下的声压分布，反应了这个空间气体对这个频率的敏感程度。声模态是一个空间气体的固有特性，每一阶模态都具有固定的频率[4]。

文章利用声学分析软件LMS Virtual.Lab对进气系统进行声模态分析，边界条件为一端开口，一端闭口管道声学模态[5]，如图6所示。进气系统声腔模型，如图7所示。

图6 发动机进气系统一端开口一端封闭管道结构示意图

图7 汽车发动机进气系统声腔模型图

一端开口，一端封闭管道的固有频率[6]：

式中：C——声速，m/s；

n——模态阶次；

L'——修正后的管道长度，mm；

L——实际管道长度，mm；

ΔL——等效延长管长度，ΔL=0.6r，mm；

r——管道半径，mm。

其后导管长度约1 000 mm，直径为变径，按平均直径61 mm进行理论计算，由式（2）可以得到：

L'=L+ΔL=1 000+0.6×30.5=1 018.3 mm

将n=1代入式（1），取C=343 m/s，可得该进气系统后导管1阶模态的理论结果为：f1=84.2 Hz。

在LMSVirtual.Lab声学有限元模块中，进气口端与大气直接相连，视为开口处理，定义其边界条件Acoustic Pressure为0，分析进气系统的声模态。后导管1阶声模态84.3 Hz声压云图，如图8所示。

图8 发动机进气系统后导管1阶声模态（84.3 Hz）声压云图

图8中，蓝色部分为该阶声模态的节点，节点上声压变化量最小，红色为反节点，声压变化量最大。其中后导管第1阶声模态频率为84.3 Hz，与理论值结果相吻合，当其与整车声腔模态83.1 Hz耦合时，会使声压放大，产生极其厌恶的轰鸣声。

3 优化方案制定及验证

3.1 改变进气系统声模态

为验证是否为进气系统声模态激励引起车内轰鸣问题，将进气后导管长度加长，改变进气系统声模态，同时需考虑满足进气背压要求，制定在空气滤清器上壳体加100 mm长插入管方案，如图9所示。

图9 空气滤清器的壳体内插100 mm长管模型图

利用声学分析软件Virtual.Lab对进气系统进行声模态分析，得出后导管加长后的进气声模态结果为77.4 Hz，避开了车身声腔模态83.1 Hz。加长后声模态77.4 Hz声压云图，如图10所示。

图10 发动机进气系统后导管加长后声模态（77.4 Hz）声压云图

3.2 方案验证

在空气滤清器的上壳体加100 mm长插入管后进行实车验证，实车验证方案，如图11所示。

图11 空气滤清器上壳体加插入管方案实车验证图

测试结果：在问题转速（2 500 r/min）附近，进气口2阶噪声降低约6 dB，车内后排乘客左耳2阶噪声声压级最大降低5 dB，且主观感觉低频轰鸣问题消失。进气系统优化前后进气口及车内后排阶次噪声对比，如图12所示。

图12 发动机进气系统优化前后阶次噪声对比图

4 结论

文章从改变进气系统声模态的思路出发，通过采取空滤上壳体加插入管的方案，成功地解决了车内后排轰鸣问题，验证此轰鸣问题产生的原因是由进气系统声模态与车内声腔模态频率耦合所致；同时证明了基于理论及应用CAE手段确定进气声模态来排查和解决问题是可行的。