发动机进气系统噪声优化

　1 前言

　　现在NVH(噪声、振动与舒适性)性能已经成为评价汽车品质的一个重要指标。各大整车厂都致力于通过提高汽车的NVH 性能来提升其品牌价值与市场竞争力。同时，随着人们对噪声污染的不断重视，针对汽车噪声的法规也不断严格 。进气噪声作为汽车的一个重要噪声源也得到了足够的重视。而传统的设计手段已不能针对市场需求，快速反应，设计出满足要求的进气系统。运用现代的CAE 技术开发进气系统势在必行。

　　本文阐述了一款自吸发动机进气系统噪声的优化过程。在该过程中运用CAE 技术，分析了整个进气系统(包括进气歧管在内)的声场特性，发现原进气系统在降噪作用方面的缺陷。通过计算分析，合理设计、布置消声单元，祢补了原进气系统在降噪方面的不足。

　　2发动机进气系统噪声源及降噪措施

　　2.1 发动机进气系统噪声源

　　发动机的进气系统是一个非常复杂的噪声源，包含各种类型的噪声，每种噪声产生的机理也各不相同。因此，对进气系统噪声进行优化首先要明确各个噪声源产生的原因，并确定各个噪声源的贡献量，再有针对性地解决噪声问题。

　　进气系统噪声从总体上可以分为空气噪声和结构噪声两大类。

　　空气噪声包括脉动噪声和流体噪声。脉动噪声是由进气门的周期性开、闭而产生的压力起伏变化所形成的 。这部分噪声主要影响进气系统低频噪声特性。另外如果进气管的空气柱的固有频率与周期性脉动噪声的主要频率一致时，会产生空气柱的共鸣声。此外由于进气口和前侧板之间可能形成一个共鸣腔，可能产生额外的共鸣噪声 。流体噪声是气流以高速流经进气门流通截面，形成涡流，产生的高频噪声。由于进气门流通截面是不断变化的，故这种噪声具有一定宽度的频率分布，主要频率成分在1000Hz 以上。此外在节气门体处有时也会产生涡流噪声。

　　进气系统结构辐射噪声，是由于塑料壳体较小的刚度特性造成的，在内部压力波的激励下，壳体产生振动，外表面推动空气产生波动，从而辐射出噪声。这里所说的内部压力波实际上就是壳体内部的声波 。

　　2.2 发动机进气系统的降噪措施

　　流体噪声和结构噪声处理的方法相对比较单一，而且往往不是进气系统的主要噪声。这里主要探讨低频噪声的降噪措施。

　　1)合理设计空气滤清器。根据安装空间设计空气滤清器本体。空气滤清器容积应该尽可能的大，这样传递损失大而且覆盖的频带宽。空滤器的进气管和出气管有时会插入到空滤器中，插入的长度对传递损失有影响，不同的插入长度都能够提高空滤器的传递损失，但插入管会带来较大的功率损失，其功率损失要比减小管道截面积带来的损失还要大 。

　　2)确定空滤器进出管的管径和长度。减小空滤器进、出管管径，增大扩张比，对降低噪声有好处，但是会增加进气系统的压力损失，降低发动机的进气量，影响发动机的性能。进气管的长度的会影响到空气滤清器的有效消声频率，随着进气管长度的增加，空气滤清器有效消声频率将移向低频，所设计时根据需要合理确定进、出气管的长度也很重要。

　　3)合理使用消声单元。常用的消声单元有赫姆霍兹共振腔、1/4 波长管、1/2 波长管等。赫姆霍兹消声器一般是针对低频的，1/4 波长管一般用来消除高频噪声。

　　4)特殊的消声措施。当发动机机舱空间不能满足布置消声单元要求时，可以考虑使用特殊的消声措施，如采用进气编织管，可以在较宽的范围内，取得消声效果。在空气滤清器模态高声压集中区域布置多孔吸声材料。

　　3 原进气系统声源识别及根源探究

　　为了准确识别进气系统的噪声源，同时测试了进气口噪声和空气滤清器壳体辐射噪声。对比发现进气口噪声占主要成分。从图1 可以看出，总声压级线性度差，而且比设定的进气口噪声目标高出许多。二阶噪声在1900转时存在峰值，四阶噪声在4000 转时存在峰值，六阶噪声在2636 转时存在峰值，八阶噪声在2000 转时存在峰值。除二级噪声外，其它这几个峰值对应的频率基本一致(见表1)。二阶噪声在63Hz 处的峰值，造成了车内的共鸣声。

　　图1 进气口噪声

　　表1 各阶噪声峰值对应的转速和频率

　　为了进一步分析，各阶噪声峰值产生的原因，我们用直管代替进气系统测试进气口处的噪声。从图2 可以看出二阶噪声在1900 转时并没有峰值存在，并且还比带空气滤清器进气口处的二阶噪声小10dB(A)。所以对此处峰值应和声源无关，而是在传递路径中引起的。为此我们分析了整个进气系统的传递损失。从传递损失计算结果(见图4)可以得出，整个进气系统在60Hz 处存在谷点，在260Hz 左右存在谷带。因此为了改善进气系统的降噪效果，需要在这两处做改进。

　　图2 直管进气口处的噪声

　　图3 进气系统在60Hz 处的声压云图

　　图4 进气系统的传递损失

　　4 进气系统优化设计

　　4.1 设计赫姆霍兹共振器

　　为了消除二阶噪声在63Hz 处噪声峰值，同时根据空间布置要求，设计了一个3L 的赫姆霍兹共振器。设计赫姆霍兹共振腔的关键是选对安装位置。不恰当的安装位置往往起不到应有的作用。按照相关的噪声理论，赫姆霍兹共振器应布置在声压最大的区域。从图3 中可以看出，声压最大的区域是在进气歧管上。在这里布置赫姆霍兹消声器是不现实的。实际最优位置应在进气管的进口处(见图5)。在设计赫姆霍兹共振腔时，还要考虑到进气系统的温度与流速对当地声速的影响。流速对声速的影响比较重要。在转速低工况时，流速较慢，对声速影响相对较小。从图6 可以看出，添加赫姆霍兹共振器后，在60Hz 左右处的传递损失得到改善。

　　图5 在进气口处添加赫姆霍兹共振腔

　　图6 加上赫姆霍兹共振腔后，进气系统的传递损失

　　4.2 添加1/4 波长管

　　针对260Hz 左右存在的谷带，设计了一个1/4 波长管。与设计赫姆霍兹共振腔一样，设计1/4 波长管时，首先要考虑的是安装位置(见图7)。其次还要考虑流速和温度对声速的影响。这里与赫姆霍兹共振腔有区别的地方是1/4 波长管要在三个不同转速下都能起到降噪的作用。而且这三个转速跨度比较大，从2000rmp 到4000rmp。进气流速大致从10m/s 到21m/s。从图8 可以看出，添加1/4 波长管后，在260Hz 左右处的传递损失得到很大改善。

　　图7 在出气口管上添加1/4 波长管

　　图8 加1/4 波长管后，进气系统的传递损失

　　4.3 试验验证

　　为了验证优化效果，我们制作了快速样件，进行测试验证(见图9)。从表2 可以看出，二阶噪声在1900rmp时的峰值从100dB(A)下降到94 dB(A)，四阶噪声在4000rmp 时的峰值从102 dB(A)下降到87 dB(A)，六阶噪声在2636rmp 时的峰值从93 dB(A)下降到73 dB(A)，八阶噪声在2000rmp 时的峰值从90 dB(A)下降到73 dB(A)，总声压级也得到很大改善(见图10)。

　　图9 消声单元的快速样件

　　表2 原进气系统与优化后进气系统的对比

　　图10 优化方案的两次测试结果

　　5 总结

　　1)在进气系统噪声优化时，要明确产生噪声问题的根源，才能有针对性的提出解决问题的方案;

　　2)计算进气系统的声场性质时，最好是将进气歧管包含在内一起计算，这样可以更全面地考察进气系统的声场性质，发现进气噪声传递路径上的缺陷，提出改进措施;

　　3)在进气系统优化时，要清楚各个消声单元的作用和消声原理，同时也要综合考虑到消声措施对发动机性能的影响，以及产生其它噪声的可能因素。

　　4)Sysnoise 声学软机能够精确模拟进气系统的声场性质，满足设计要求，加快了开发程，节约了开发成本，成为进气优化设计的一种重要工具。