1 前言

　　現在NVH(噪聲、振動與舒適性)性能已經成為評價汽車品質的一個重要指標。各大整車廠都致力于通過提高汽車的NVH 性能來提升其品牌價值與市場競爭力。同時，隨著人們對噪聲污染的不斷重視，針對汽車噪聲的法規也不斷嚴格 。進氣噪聲作為汽車的一個重要噪聲源也得到了足夠的重視。而傳統的設計手段已不能針對市場需求，快速反應，設計出滿足要求的進氣系統。運用現代的CAE 技術開發進氣系統勢在必行。

　　本文闡述了一款自吸發動機進氣系統噪聲的優化過程。在該過程中運用CAE 技術，分析了整個進氣系統(包括進氣歧管在內)的聲場特性，發現原進氣系統在降噪作用方面的缺陷。通過計算分析，合理設計、布置消聲單元，禰補了原進氣系統在降噪方面的不足。

　　2發動機進氣系統噪聲源及降噪措施

　　2.1 發動機進氣系統噪聲源

　　發動機的進氣系統是一個非常復雜的噪聲源，包含各種類型的噪聲，每種噪聲產生的機理也各不相同。因此，對進氣系統噪聲進行優化首先要明確各個噪聲源產生的原因，并確定各個噪聲源的貢獻量，再有針對性地解決噪聲問題。

　　進氣系統噪聲從總體上可以分為空氣噪聲和結構噪聲兩大類。

　　空氣噪聲包括脈動噪聲和流體噪聲。脈動噪聲是由進氣門的周期性開、閉而產生的壓力起伏變化所形成的 。這部分噪聲主要影響進氣系統低頻噪聲特性。另外如果進氣管的空氣柱的固有頻率與周期性脈動噪聲的主要頻率一致時，會產生空氣柱的共鳴聲。此外由于進氣口和前側板之間可能形成一個共鳴腔，可能產生額外的共鳴噪聲 。流體噪聲是氣流以高速流經進氣門流通截面，形成渦流，產生的高頻噪聲。由于進氣門流通截面是不斷變化的，故這種噪聲具有一定寬度的頻率分布，主要頻率成分在1000Hz 以上。此外在節氣門體處有時也會產生渦流噪聲。

　　進氣系統結構輻射噪聲，是由于塑料殼體較小的剛度特性造成的，在內部壓力波的激勵下，殼體產生振動，外表面推動空氣產生波動，從而輻射出噪聲。這里所說的內部壓力波實際上就是殼體內部的聲波 。

　　2.2 發動機進氣系統的降噪措施

　　流體噪聲和結構噪聲處理的方法相對比較單一，而且往往不是進氣系統的主要噪聲。這里主要探討低頻噪聲的降噪措施。

　　1)合理設計空氣濾清器。根據安裝空間設計空氣濾清器本體?？諝鉃V清器容積應該盡可能的大，這樣傳遞損失大而且覆蓋的頻帶寬?？諡V器的進氣管和出氣管有時會插入到空濾器中，插入的長度對傳遞損失有影響，不同的插入長度都能夠提高空濾器的傳遞損失，但插入管會帶來較大的功率損失，其功率損失要比減小管道截面積帶來的損失還要大 。

　　2)確定空濾器進出管的管徑和長度。減小空濾器進、出管管徑，增大擴張比，對降低噪聲有好處，但是會增加進氣系統的壓力損失，降低發動機的進氣量，影響發動機的性能。進氣管的長度的會影響到空氣濾清器的有效消聲頻率，隨著進氣管長度的增加，空氣濾清器有效消聲頻率將移向低頻，所設計時根據需要合理確定進、出氣管的長度也很重要。

　　3)合理使用消聲單元。常用的消聲單元有赫姆霍茲共振腔、1/4 波長管、1/2 波長管等。赫姆霍茲消聲器一般是針對低頻的，1/4 波長管一般用來消除高頻噪聲。

　　4)特殊的消聲措施。當發動機機艙空間不能滿足布置消聲單元要求時，可以考慮使用特殊的消聲措施，如采用進氣編織管，可以在較寬的范圍內，取得消聲效果。在空氣濾清器模態高聲壓集中區域布置多孔吸聲材料。

　　3 原進氣系統聲源識別及根源探究

　　為了準確識別進氣系統的噪聲源，同時測試了進氣口噪聲和空氣濾清器殼體輻射噪聲。對比發現進氣口噪聲占主要成分。從圖1 可以看出，總聲壓級線性度差，而且比設定的進氣口噪聲目標高出許多。二階噪聲在1900轉時存在峰值，四階噪聲在4000 轉時存在峰值，六階噪聲在2636 轉時存在峰值，八階噪聲在2000 轉時存在峰值。除二級噪聲外，其它這幾個峰值對應的頻率基本一致(見表1)。二階噪聲在63Hz 處的峰值，造成了車內的共鳴聲。

　　圖1 進氣口噪聲

　　表1 各階噪聲峰值對應的轉速和頻率

　　為了進一步分析，各階噪聲峰值產生的原因，我們用直管代替進氣系統測試進氣口處的噪聲。從圖2 可以看出二階噪聲在1900 轉時并沒有峰值存在，并且還比帶空氣濾清器進氣口處的二階噪聲小10dB(A)。所以對此處峰值應和聲源無關，而是在傳遞路徑中引起的。為此我們分析了整個進氣系統的傳遞損失。從傳遞損失計算結果(見圖4)可以得出，整個進氣系統在60Hz 處存在谷點，在260Hz 左右存在谷帶。因此為了改善進氣系統的降噪效果，需要在這兩處做改進。

　　圖2 直管進氣口處的噪聲

　　圖3 進氣系統在60Hz 處的聲壓云圖

　　圖4 進氣系統的傳遞損失

　　4 進氣系統優化設計

　　4.1 設計赫姆霍茲共振器

　　為了消除二階噪聲在63Hz 處噪聲峰值，同時根據空間布置要求，設計了一個3L 的赫姆霍茲共振器。設計赫姆霍茲共振腔的關鍵是選對安裝位置。不恰當的安裝位置往往起不到應有的作用。按照相關的噪聲理論，赫姆霍茲共振器應布置在聲壓最大的區域。從圖3 中可以看出，聲壓最大的區域是在進氣歧管上。在這里布置赫姆霍茲消聲器是不現實的。實際最優位置應在進氣管的進口處(見圖5)。在設計赫姆霍茲共振腔時，還要考慮到進氣系統的溫度與流速對當地聲速的影響。流速對聲速的影響比較重要。在轉速低工況時，流速較慢，對聲速影響相對較小。從圖6 可以看出，添加赫姆霍茲共振器后，在60Hz 左右處的傳遞損失得到改善。

　　圖5 在進氣口處添加赫姆霍茲共振腔

　　圖6 加上赫姆霍茲共振腔后，進氣系統的傳遞損失

　　4.2 添加1/4 波長管

　　針對260Hz 左右存在的谷帶，設計了一個1/4 波長管。與設計赫姆霍茲共振腔一樣，設計1/4 波長管時，首先要考慮的是安裝位置(見圖7)。其次還要考慮流速和溫度對聲速的影響。這里與赫姆霍茲共振腔有區別的地方是1/4 波長管要在三個不同轉速下都能起到降噪的作用。而且這三個轉速跨度比較大，從2000rmp 到4000rmp。進氣流速大致從10m/s 到21m/s。從圖8 可以看出，添加1/4 波長管后，在260Hz 左右處的傳遞損失得到很大改善。

　　圖7 在出氣口管上添加1/4 波長管

　　圖8 加1/4 波長管后，進氣系統的傳遞損失

　　4.3 試驗驗證

　　為了驗證優化效果，我們制作了快速樣件，進行測試驗證(見圖9)。從表2 可以看出，二階噪聲在1900rmp時的峰值從100dB(A)下降到94 dB(A)，四階噪聲在4000rmp 時的峰值從102 dB(A)下降到87 dB(A)，六階噪聲在2636rmp 時的峰值從93 dB(A)下降到73 dB(A)，八階噪聲在2000rmp 時的峰值從90 dB(A)下降到73 dB(A)，總聲壓級也得到很大改善(見圖10)。

　　圖9 消聲單元的快速樣件

　　表2 原進氣系統與優化后進氣系統的對比

　　圖10 優化方案的兩次測試結果

　　5 總結

　　1)在進氣系統噪聲優化時，要明確產生噪聲問題的根源，才能有針對性的提出解決問題的方案;

　　2)計算進氣系統的聲場性質時，最好是將進氣歧管包含在內一起計算，這樣可以更全面地考察進氣系統的聲場性質，發現進氣噪聲傳遞路徑上的缺陷，提出改進措施;

　　3)在進氣系統優化時，要清楚各個消聲單元的作用和消聲原理，同時也要綜合考慮到消聲措施對發動機性能的影響，以及產生其它噪聲的可能因素。

　　4)Sysnoise 聲學軟機能夠精確模擬進氣系統的聲場性質，滿足設計要求，加快了開發程，節約了開發成本，成為進氣優化設計的一種重要工具。