柴油机增压进气系统典型噪声优化

赵鑫，张文通，刘海朋，马丽,马海川

1.内燃机可靠性国家重点实验室，山东潍坊 261061； 2.潍柴动力股份有限公司，山东潍坊 261061

0 引言

发动机的运行噪声比较大，发动机在整车上的布置位置不同，驾驶人员对噪声的感受也不同。整车车身、车架设计时，通常会采取减振、隔声措施，如在发动机舱内及车身其它位置布置隔音棉、在排气管上加装消声器等，降低噪声能量和车内噪声，保证驾驶员及乘客在车内有良好的驾驶体验。

为了提高动力性，柴油机多采用增压进气系统，有的会采用两级增压。增压器在工况变化时会对进气管路中的气流状态产生影响，产生的噪声除自身及管路辐射外，还会通过进气管路和进气口进行传播。增压进气系统的噪声频率为5000～15 000 Hz时较为集中，严重影响了整车的噪声、振动与声振粗糙度(noise vibration vharshness, NVH)性能[1-3]。

本文中通过分析柴油机进气系统典型噪声产生的机理，结合整车测试，研究优化增压器结构、加装消声器、增加管路包裹3种消声措施对进气系统噪声的改善效果。

1 噪声机理及分类

柴油机增压进气系统噪声主要来源于增压器，如果增压器匹配不当或结构设计不合理，高速运行或者运行工况突变时，流经叶片及壳体的气流产生扰动和前后的压力波动，导致进气管内气流流向或状态发生变化，产生紊流，进而产生噪声。根据产生机理和频谱特征，噪声可分为同步噪声、次同步噪声、喘振、泄气噪声、HISS噪声、叶片通过频率(blade passing frequency,BPF)噪声及其他气流噪声等[4-5]。

泄气噪声是在进气节流阀迅速关闭时，高压气体通过旁通阀的声音，在汽油机上经常出现。在急松油门时，由于压气机的气流变化过快，导致压气机前后的气体在压力作用下沿压气机壳体产生回流，从而产生泄气噪声，其频率范围较宽[6-8]。泄气噪声在连续换挡加速工况松、踩油门的换挡间隙时出现，噪声能量不规律，频带较宽，控制油门速度可以改变噪声的状态，但无法避免。某典型的泄气噪声频谱如图1所示。

图1 泄气噪声频谱

BPF噪声是一种典型的高频噪声，叶轮扫气时，高速气流在叶尖处产生分流，类似于气流吹扫叶尖的声音。有文献中描述为：气流在通过叶尖部位时，由于上、下压力不同，使叶片产生振荡引起涡流[9]。BPF噪声频谱如图2所示。

图2 BPF噪声频谱

BPF噪声频率和增压器转速关系为：

f=nk/60,

式中：f为频率，Hz；n为增压器转速，r/min；k为叶轮叶片数。

2 消声措施

最常见的消声措施为加装消声器和包裹管路。增压进气系统中因增压器设计匹配问题产生的噪声可以通过叶片修形及控制动平衡来优化，但研发成本较高，而且仅优化增压器，无法同时保证整车全工况运行时具有良好的动力性及NVH性能[10]。

消声器可分为阻性消声器、抗性消声器和阻抗复合型消声器[11]。1)阻性消声器通过在消声器内部填充材料，吸收声波的能量，实现消声。因整车增压器后进气管路温度较高，且存在少量油气，要求材料具有一定的耐温、耐腐蚀性能，成本较高，很少在商用车上使用。2)抗性消声器通过结构设计使声波在传递过程中反弹或能量瞬间扩散实现能量抵消，降低噪声。与阻性消声器相比，抗性消声器的成本较低，广泛应用于进排气管路。3)阻抗复合性消声器同时具备阻性消声器和抗性消声器的特点，但结构复杂，成本较高，常应用于高端车型。

抗性消声器结构较复杂，加工工艺难，多为分段组合式。抗性消声器分为共振式、穿孔管式和1/4波长管消声器[12]。穿孔管消声器由内部穿孔管与谐振腔构成，通过结构组合，消声频率可以设计的比较宽，而且可以通过控制谐振腔及孔数、孔径、孔深等对各个频段噪声起到优化效果，其结构简图如图3所示。

图3 穿孔管消声器结构简图

消声器的共振频率

式中：c为声速，m/s；σ为孔隙率；h为腔体深度，mm；l为孔径，mm。

图4 1/4波长管结构示意图

1/4波长管也是一种抗性消声器，是旁支消声器的一种。当声波在管路中传播遇到边界会发生反弹[13]，相同频率不同方向的噪声可以相互抵消，不同频率的噪声因方向相反也会抵消一部分，1/4波长管结构示意如图4所示。

声波能量传递损失

(1)

式中：L为1/4波长管的长度，m；α为波长管与主管路的面积比；λ为波长，m。

由式(1)可知：当2πL/λ=π/2时，ETL最大，此时L=λ/4。

1/4波长管的共振频率

f2=c/(4L)。

一件1/4波长管影响的噪声频率范围较小，因整车布置空间有限，在实际应用中通常采用多个波长管组合方式实现全频率消声，如排箫式1/4波长管。消声器虽然可以通过结构设计实现全频率消音，但消声效果有限，能量较大的噪声仍然可以通过管路辐射传递出来，通过对辐射占比较大的管段包裹隔声材料，可以对噪声起到有效的衰减作用[14]。

3 噪声测试与优化

3.1 测试

某发动机前置商用车在加速时有明显的尖锐哨音，松油门时的泄气声也比较明显。为排查异响问题，在整车驾驶室内和发动机舱内增压器近场分别布置麦克风进行音频采集，测试噪声及频率范围。

在原地怠速工况下，踩油门到额定转速，然后急松油门踏板，主观感受其噪声状态为：车内驾驶室及第2、3排乘客座椅位置能够明显听到松油门泄气声，加速时哨音不明显。噪声频谱如图5所示。

图5 原地松踩油门工况噪声频谱

由图5可知：频率为7000～10 000 Hz时泄气噪声能量较大，频率为5000～7500 Hz时能量较小。

测试整车连续换挡加速工况，车辆在2挡起步，发动机转速为2000 r/min时换挡，直到最高挡位(6挡)为止。主观感受噪声状态为：加速时有明显的尖锐声音，松油门间隙驾驶室及车内前排可明显感受到泄气声音。连续换挡加速工况噪声频谱如图6所示。由图6可知：噪声频率集中在5000～10 000 Hz，增压器近场在频率为7000～10 000 Hz时，有明显的异常噪声能量。

图6 连续换挡加速工况噪声频谱

3.2 优化

3.2.1 消声器

通过分析整车噪声频率特点，针对频率为5000～10 000 Hz的噪声，设计一款穿孔管消声器，替代压气机后端进气管路，装车后再次进行整车噪声试验，主要测试连续换挡加速工况时驾驶员侧及增压器近场噪声。主观感受噪声状态为：加速时噪声明显改善，但依然可以感受到轻微的蝉鸣声；急松油门时泄气声音较原来有所衰减，综合噪声改善效果明显。加装消声器后行驶工况噪声频谱如图7所示。

图7 加装消声器后行驶工况噪声频谱

由图7可知：消声器对于频率为5000～10 000 Hz的噪声有衰减作用，可以明显削弱频率大于7000 Hz的噪声。但因空间布置原因，该消声器消声能力有限，虽对异常噪声有较好的改善效果，但不能完全去除噪声。

3.2.2 增压器

依据验证测试结果，使用穿孔管消声器后，连续换挡加速时仍能感受到明显的气流噪声。对噪声频谱进一步分析，驾驶员右耳位置噪声频谱如图8所示。

图8 测试车辆驾驶员右耳噪声频谱

由图8可知：该噪声为加速时的BPF噪声和松油门泄气声。1)分析表明增压器自身结构是导致加速时的BPF噪声的主要原因。对增压器进行叶片修形，进行噪声测试，BPF噪声有明显改善。2)松油门时泄气噪声产生的原因为：松油门时，进气节流阀关闭，由于增压器前后管路压力差较大，压后管路中的气流产生了回流，引起泄气声；调整进气节流阀的关闭速度可以在一定程度上改善泄气噪声，但对整车排放有一定的影响[15-16]。

综上分析，优化噪声源不能达到最优效果。

3.2.3 包裹管路

通过管路辐射传递到驾驶室中的噪声占比较大，还有一部分噪声通过整车进气口传出。由于进气口在整车最前方，行驶过程中对驾驶室的噪声影响较小。通过管路辐射传递的噪声多采用隔声材料包裹进行消音。在装有消声器的情况下同时对消声器进行包裹[17-18]，测试的噪声频谱如图9所示。

图9 消声器加包裹材料的噪声频谱

由图9可知：在全频率段噪声能量均有所衰减，5000～10 000 Hz的高频噪声优化较为明显，该方法可以较好地改善噪声。

高频噪声和泄气噪声在压后管路影响较大，消声器通过自身结构特点抵消了大部分噪声，包裹隔声材料阻碍了噪声的传播，二者相结合的方式可以对进气系统噪声起到有效的抑制作用。

4 结论

1)分析噪声问题不能单纯靠人耳判断故障点及故障原因，需结合噪声频谱分析噪声的类别及产生的原因。

2)进气系统泄气噪声的频率范围较宽，其噪声特性与转速无关；BPF噪声属于高频噪声，其噪声特性与转速存在一定的数学关系。

3)穿孔管消声器与1/4波长管消声器均可以通过修正结构参数或者采用组合结构的方式改善全频率段噪声。

4)噪声源包裹隔音材料可以有效切断噪声通过管路辐射的传播路径；在处理能量较大的噪声时，可以采用消声器与管路包裹结合的方式实现消声。