李金庫，陳英君，宋世忠，張玉華，龐 然

(1.黑龍江工程學院 汽車與交通工程學院,黑龍江 哈爾濱 150050;2.佳木斯市公路管理處，黑龍江 佳木斯 154002；3.佳木斯市郊區(qū)政府，黑龍江 佳木斯 154002)

基于Sysnoise的汽車進氣消聲器聲學性能分析及結構研究

李金庫1，陳英君1，宋世忠2，張玉華3，龐 然1

(1.黑龍江工程學院 汽車與交通工程學院,黑龍江 哈爾濱 150050;2.佳木斯市公路管理處，黑龍江 佳木斯 154002；3.佳木斯市郊區(qū)政府，黑龍江 佳木斯 154002)

以聲學軟件Sysnoise為平臺，綜合運用有聲學限元法及小波包分析理論，對基本消聲單元的聲學性能進行數(shù)值仿真分析；定性地描述Helmholts諧振腔的體積、主管尺寸等不同結構參數(shù)對消聲器性能，即諧振頻率和消聲量的影響。根據(jù)仿真分析、噪聲試驗和發(fā)動機的實際空間來設計消聲器，并最終確定消聲器的結構，為降低汽車進氣噪聲打下良好的基礎。

Sysnoise 軟件；聲學性能；汽車進氣消聲器；結構設計；噪聲識別

車外噪聲的控制最重要的是對發(fā)動機噪聲的控制，發(fā)動機是汽車的主要噪聲源，因此,降低發(fā)動機的噪聲是降低整車噪聲的主要措施。大量的研究資料表明，通常發(fā)動機的噪聲與整車噪聲的聲壓級差在15～17 dB(A)，而小型車發(fā)動機進氣噪聲占總噪聲能量的比例接近22%,如圖1所示[1]。

圖1 乘用車通過噪聲貢獻比

1 進氣噪聲測量及小波分析

1.1 進氣噪聲測量

應用頻率分析方法，將測得的噪聲時域信號進行快速傅里葉變換(FFT)[2-3]。頻譜分析表明，在進氣管附近，6 000 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的噪聲頻譜在1 000 Hz以內(nèi)的低頻段內(nèi)存在峰值區(qū)域，且噪聲超過74 dB的頻率范圍集中在125～370 Hz。根據(jù)這個頻率區(qū)間設計進氣消聲器，達到降噪聲的目的。試驗測得的進氣噪聲在5 500 r/min時最大，為86.3 dB(A)。

圖2為進氣噪聲頻譜圖。圖3、圖4所示分別為發(fā)動機加速達到40 km/h時進氣噪聲時域、頻域信號。表1為進氣噪聲實驗數(shù)據(jù)。

圖2 發(fā)動機5 500 r/min時的進氣噪聲頻譜

40 km/h加速圖3 發(fā)動機進氣噪聲時域信號

40 km/h加速圖4 發(fā)動機進氣噪聲頻域信號

1.2 小波分析

小波分析技術可取代部分傳統(tǒng)的頻譜分析，可以用不同的“尺度”或“分辨率”觀測信號，偏于處理非平穩(wěn)隨機信號，在時間域和頻率域上均有良好的局部細化特征[4]。

表1 發(fā)動機轉(zhuǎn)速與噪聲關系實驗數(shù)據(jù)

連續(xù)小波變換定義公式

式中：γ，x(t′)和f分別是小波、信號和頻率?；贛atlab的小波分析程序如下：

load leleccum;

s=leleccum;

wpt=wpdec(s,3,'sym1');

plot(wpt)

c22=wpcoef(wpt,[2,2]);

subplot(211);plot(s);title('原始信號','fontsize',12);

subplot(211);plot(s);title('原始信號','fontsize',12);

subplot(212);plot(c22);title('節(jié)點[2,2]的小波包分解學術','fontsize',12)。

圖5、圖6為進氣噪聲的小波包分解及其分析結果。

圖5 發(fā)動機進氣噪聲的小波包分解

經(jīng)過3次分解，共分成8個頻段，其中s表示原始信號，8段信號分別表示為[3,0],[3,1]，[3,2]，[3,3]，[3,4]，[3,5]，[3,6]，[3,7]。

圖6 發(fā)動機進氣噪聲原始信號與節(jié)點小波包分解

經(jīng)過分解后，信號基本處于平穩(wěn)狀態(tài)。

2 進氣諧振器的聲學性能分析

2.1 諧振頻率的計算

如圖7、圖8所示，單個消聲器可以看作是由一個小孔和一個空腔組成的彈性振動系統(tǒng)。當外來聲波傳播到頸口Sc～Lc處時，在大氣壓力的作用下，空氣簇和活塞一樣作往復運動，并不斷地與孔壁產(chǎn)生摩擦。經(jīng)過一段時間后，內(nèi)部的聲能逐漸轉(zhuǎn)變?yōu)闊崮芏纳?；如果外界的聲波頻率與消聲器“彈性系統(tǒng)”的固有頻率吻合時，共振現(xiàn)象即刻發(fā)生。在共振頻率點及其附近區(qū)域內(nèi)，空氣簇的振動速度達到峰值，于是消耗的聲能多，消聲量也達到最大值。

圖7 赫姆霍茲消聲器

圖8 諧振式消聲器質(zhì)量-彈簧系統(tǒng)

當聲波波長遠遠高于共振腔的幾何尺寸，即長、寬、高最大尺寸的3倍時，消聲器的固有頻率由式(1)來計算。

(1)

式中：f0為共振腔消聲器的固有頻率，Hz；c為聲速，m/s；V為共振腔(諧振器)容積，m3；Sc為穿孔截面積，m2；Lk為孔徑有效長度，m。

由式(1)可以看出，消聲器的諧振頻率只與中間管子喉口長度、喉口截面積以及諧振器的體積有關。因此，在謀劃進氣諧振器的結構設計時，必然要突出這幾個參數(shù)及其相互關系，這樣才能降低某一頻率點處的噪聲峰值[5-10]。

2.2 傳遞損失的計算

傳遞損失的計算要根據(jù)聲學理論中諧振器內(nèi)聲阻抗的關系式來確定，表示為

(2)

單個諧振器的消聲量由式(3)近似計算

(3)

2.3 Sysnoise軟件介紹

Sysnoise軟件是比利時LMS公司的聲學、振動-流體模型分析軟件，對計算模型的聲學響應效果非常好。應用噪聲分析專業(yè)軟件Sysnoise中的三維有限元分析方法可全面考慮連接管與主管以及諧振器交叉處的三維效應、諧振器結構形狀對諧振頻率的影響。

系統(tǒng)方程為

(K+iωC-ω2M)P=FA.

(4)

式中:K為剛度矩陣，C為阻尼矩陣，M為質(zhì)量矩陣，P為聲壓向量，F(xiàn)A為節(jié)點上作用的與聲有關的力，ω為角頻率。

2.4 主管長度對諧振頻率及消聲量的影響

2.4.1 諧振器主管道長度的變化對其聲學性能的影響

圖9表示主管長度在100～250 mm時的f-TL曲線圖。

圖9 不同主管長度與諧振頻率關系的比較

可以看出，管道直徑、墻體長寬高等參數(shù)不變，主管長度的大小與諧振頻率無關，并且消聲量變化不大。

2.4.2 諧振腔與喉管體積比對諧振頻率及消聲量的影響

表2假設了主管長度及其直徑不變，諧振腔與喉管體積比值的變化情況。

表2 諧振腔與喉管體積比關系

通過聲學有限元分析作圖，如圖10所示。

圖10 諧振腔和喉管不同體積比與消聲量及諧振頻率的關系

由圖10可以發(fā)現(xiàn)：N14～N17的體積逐漸增大，此時最大消聲量及其對應的諧振頻率也隨之增大，當體積比達到1∶1時消聲量最大，消聲頻率居于中低頻范圍。

3 進氣消聲器的結構方案設計

實驗測得，長安杰勛JL486Q1型國產(chǎn)汽車車外加速行駛噪聲最大值為89 dB(A)，超過了國標M1類汽車第一階段和第二階段的限值要求。整理了加速噪聲頻譜見圖11。由前述文獻資料得知，發(fā)動機進氣噪聲占總噪聲能量的比例達到22%，是導致整車車外加速噪聲過高的重要原因[11]。分析該發(fā)動機進氣噪聲頻率特性，總體考慮發(fā)動機的進氣狀況、動力性能等因素，設計三腔并聯(lián)旁支型諧振式消聲器，進行室內(nèi)、室外噪聲測量實驗。底盤測功機上進行室內(nèi)噪聲測量，選擇室外進行道路加速噪聲評價實驗。通過將仿真研究與實驗進行對比，考查設計的進氣消聲器能否有效地降低發(fā)動機進氣噪聲，而不影響發(fā)動機的動力性能。

圖11 長安杰勛JL486Q1汽油機加速噪聲頻譜

3.1 進氣消聲器設計的準則

峰值頻率區(qū)間表明至少應設計3個諧振腔?，F(xiàn)在的發(fā)動機內(nèi)空間狹小，由3個諧振腔構成的進氣消聲器基本可以滿足降噪要求。設計準則如下[12]：

1)消聲器的體積、重量適合機艙空間布置；2)可降低125～400 Hz頻率范圍內(nèi)大于74 dB(A)的頻率點噪聲；3)諧振腔材料經(jīng)濟耐用；4)發(fā)動機的經(jīng)濟性及動力性基本不受影響；5)較小的進氣壓力損失；6)較大的消聲量。

3.2 消聲器的最終設計方案

1)進氣諧振器安裝位置選擇。該發(fā)動機擬安裝的消聲器3個諧振腔均采用長方體結構，諧振器在進氣通道上采用串聯(lián)平臥布置。具體連接順序為：空氣濾清器出口端與諧振器進口連接，諧振器出口與節(jié)氣門連接，諧振器的進出口用金屬片箍扎好，使之密封連接不漏氣。

2)諧振器結構尺寸確定。①經(jīng)理論分析，確定諧振器與連接管即喉管的體積比控制在4∶1～78∶1的范圍內(nèi)；②喉管直徑可分布在20～42 mm之內(nèi)。隨著喉管直徑增大，消聲器的諧振頻率向高頻移動。綜合多方面因素分析，諧振頻率要大于100 Hz，于是，喉管直徑的取值不應超過24 mm；③主管長度的確定要考慮發(fā)動機的容納空間。只要不影響發(fā)動機的散熱和其他零部件的工作，長度可適當加長，經(jīng)過測量，試驗車長度范圍可控制在200～300 mm之間；主管直徑的大小與進氣阻力有關，其值應接近試驗車進氣總管直徑。因此，直徑選擇在45～70 mm的區(qū)間較為合適，具體取值為50 mm。

通過理論研究和仿真計算，結合發(fā)動機實際空間大小，進氣諧振器的幾何參數(shù)見表3。

在整個進氣系統(tǒng)中，三腔并聯(lián)的公共進氣管(主管)直徑R按實際尺寸50 mm匹配，長度L為290 mm。為減小中心頻率為125～400 Hz的進氣噪聲，設計A，B，C 3個諧振腔。其三維Pro/E模型如圖12所示。

進一步研究表3的結構數(shù)據(jù)，可以看出A腔體積比最大，其諧振頻率最大，消聲量的大小不確定。同時，又因為其腔體高度最大，使其諧振頻率降低，因喉管直徑不變，導致頻率改變的其他因素減少。兩者的共同作用使其頻率落在400 Hz以內(nèi)的中低頻范圍內(nèi)；B腔介于A，C腔之間，其頻率范圍也在400 Hz以內(nèi)的中低頻范圍內(nèi)，只有C腔落在較高的頻率范圍內(nèi)。三腔進氣噪聲對應的頻率可以通過理論和實驗最終確定。

表3 3個諧振腔的結構尺寸

圖12 進氣諧振器三維Pro/E模型

4 結束語

通過對進氣噪聲測量得知，發(fā)動機從1 000～6 000 r/min運行過程中，測得在5 500 r/min時進氣噪聲最大，達到86.3 dB(A)；對信號進行了小波包分解，原始信號基本處于平穩(wěn)狀態(tài)。仿真分析表明，進氣諧振器的諧振腔與喉管的體積比越大，消聲峰值越向低頻區(qū)域移動，而體積相同時，諧振頻率保持不變，諧振器消聲量反而不隨體積的增大而增大。主管長度不同，諧振頻率不變，消聲量變化不大，為彈性安裝消聲器提供了便利條件；根據(jù)仿真的理論和發(fā)動機的空間設計消聲器，并最終確定了諧振腔的幾何尺寸。該方法同樣適合功率接近的其他種類的汽、柴油發(fā)動機。

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AnalysisofacousticperformanceandconstructureforautomotiveintakemufflerbasedonSysnoisesoftware

LI Jin-ku1,CHEN Ying-jun1,SONG Shi-zhong2,ZHANG Yu-hua3,PANG Ran1

(1.College of Automobile and Trafic Engineering,Heilongjiang Institute of Techonology,Harbin 150050,China；2.Jiamusi Highway Management Division；3.Suburb Government, Jiamusi 154002,China)

Based on the professional acoustic software Sysnoise for platform, the agcoustic limit element method and wavelet packet analysis theory are adopted to analyze and simulate the acoustic performance of the basic anechoic unit. It qualitatively describes the influence on muffler performance,namely, resonance frequency due to different structural parameters such as Helmholts resonator size and head size. According to the simulation analysis, noise experiment and the actual space of the engine a design is made on the muffler, ultimately determining the structure of the muffler, and laying a foundation to reduce the automobile air intake noise.

Sysnoise software;acoustic performance;auto intake silencer;structure design;noise identification

2013-06-21

黑龍江省普通高等學校青年學術骨干支持計劃項目(1153G030)

李金庫(1964-)，男，副教授，博士研究生，研究方向：載運工具運用工程.

X192

A

1671-4679(2014)01-0005-05

郝麗英]