王 棟 張清奎 魏舒婷 董 偉 汪祥支

0 引言

隨著社會的發(fā)展和進步，各類汽車越來越普及，而這也相應地帶來了越來越嚴重的噪聲污染問題。交通噪聲會通過汽車的進氣系統(tǒng)傳遞到駕駛室，駕駛員長期處于這種噪聲環(huán)境中，容易產(chǎn)生疲勞感，引發(fā)各種頭昏腦脹的癥狀，增加了發(fā)生交通事故的可能性。

卡車等車型噪聲值很大，嚴重的噪聲環(huán)境會直接影響人的心血管系統(tǒng)、消化系統(tǒng)等[1?3]。因此，必須對噪聲污染進行重點防治，然而，對于汽車這種移動的噪聲聲源，治理也將更為困難[4]。汽車的噪聲主要是通過進氣系統(tǒng)進入到駕駛室，因此，如果能夠設計出合理的消聲器，并將其加裝在汽車的進氣管，就可以有效減少進入到駕駛室內的噪聲，從而提升駕車環(huán)境的舒適性，一定程度上也可以降低事故的發(fā)生率。

許多學者都針對汽車的降噪消聲器進行了設計和研究，經(jīng)過多年的發(fā)展，排氣噪聲已經(jīng)得到了一定的控制[5?7]。事實上，除排氣系統(tǒng)外，進氣系統(tǒng)的噪聲在汽車整體噪聲中所占比重也很大，越來越受到人們的重視[8]。近年來，國內外的學者開始將研究的方向和重點轉向了進氣系統(tǒng)的降噪。Siano 等[9]以某發(fā)動機的進氣系統(tǒng)為研究對象，利用有限元法進行三維數(shù)值模擬和噪聲傳遞損失的計算，然后通過相關實驗來進行分析和驗證，實驗結果表明模擬計算具有很好的準確性。Li 等[10]利用LES-FEM 耦合方法進行數(shù)值模擬，深入分析了汽車進氣系統(tǒng)的氣動噪聲特性，之后進行了相關的實驗研究，并將實驗結果與模擬結果進行了詳細對比，結果表明：模擬所得靜態(tài)壓力損失與實驗數(shù)據(jù)基本一致。袁磊等[11]對幾種典型消聲器的消聲原理進行了簡介，并使用Virtual.Lab聲學分析軟件對某渦輪增壓發(fā)動機的進氣系統(tǒng)進行了聲學性能的研究，最后選擇了合適的消聲器進行降噪處理，模擬研究結果表明：增加消聲器后，進氣系統(tǒng)的消聲能力得到大幅提高。

本文以一款輕卡的進氣管系統(tǒng)為研究對象，首先通過實驗測量得出進氣口在不同工況下的噪聲值，并與聲壓級限值進行比較，得出該系統(tǒng)噪聲的主要貢獻頻率，以此為依據(jù)，結合進氣系統(tǒng)管道的實際布置情況，優(yōu)化設計了相應的消聲器，最后對優(yōu)化前后進氣系統(tǒng)的聲學性能進行了模擬研究，并對噪聲進行實驗測試，進而定量得出該自行設計的消聲器具備的降噪效果。

1 聲學度量和噪聲評價指標

一般可用噪聲的插入損失或傳遞損失來評價消聲器的效果。插入損失是指裝消聲器前后出口處聲壓級之差，其主要用于對整個系統(tǒng)進行測量評價，與聲源和出口端的聲學特性有關；傳遞損失是指聲波傳播過程中聲音的能量通過消聲器的衰減量。由于傳遞損失出口端為全吸聲條件，傳遞損失僅與消聲器自身結構有關，與聲源無關，因此本文采用傳遞損失來評價聲學元件的聲學性能。

采用頻譜分析法來進行噪聲測試時，僅能分析處理穩(wěn)態(tài)信號。而發(fā)動機在運轉時，變化的轉速導致了噪聲頻率成分不恒定。若采用頻譜分析法進行處理信號，會產(chǎn)生頻率混疊現(xiàn)象，對測試結果造成誤差。為便于處理非穩(wěn)態(tài)信號，本文選擇階次分析方法對進氣口噪聲進行測試和分析。

汽車發(fā)動機進氣管進氣口的聲壓級限值沒有國標，一般由廠家依據(jù)自身實際情況自行制定。本文所研究進氣管進氣口的聲壓級限制標準如下：在怠速工況下，空調處于關閉狀態(tài)(AC-off)時，噪聲總值低于60 dB；在怠速工況下，空調處于開啟狀態(tài)(AC-on)時，噪聲總值低于66 dB；在加速工況下，噪聲總值保持在61～95 dB 之間，階次噪聲值保持在48～80 dB之間。

2 進氣管聲學性能的研究

2.1 原始進氣管噪聲實驗及結果分析

對所研究輕卡的進氣口噪聲進行實驗測試，分為兩種工況：怠速工況和加速工況。實驗時，采用LMS 噪聲頻譜分析儀對進氣管進氣口的噪聲值進行測量，搭載的數(shù)據(jù)采集器可對測出的數(shù)據(jù)進行自動采集和處理。圖1為怠速工況下，空調開啟/關閉時進氣口的噪聲頻譜曲線。加速工況下，采集了發(fā)動機轉速在750～5800 r/min 范圍內的時域信號數(shù)據(jù)。圖2為加速工況下，噪聲限值曲線及采用階次分析法所得到的噪聲曲線。由圖1可知，在怠速工況下，空調處于關閉狀態(tài)(AC-off)或者開啟2 檔狀態(tài)(AC-on 2)，進氣口噪聲值滿足要求的限值；在空調開啟1檔(AC-on 1)時，進氣口的噪聲值總值為66.69 dB(限值為66 dB)，基本滿足限值要求。

圖1 怠速工況下原始進氣管的噪聲頻譜曲線Fig.1 Noise spectrum curve of original intake tube under idle condition

從圖2可知：當發(fā)動機轉速為2125 r/min時，進氣管口總噪聲值超標3 dB；轉速為3490 r/min時，8 階噪聲超出聲壓級指標限值8 dB；轉速為3830 r/min 時，2 階噪聲超出聲壓級指標限值6.5 dB；轉速為4700 r/min 時，6 階噪聲超出聲壓級指標限值5.5 dB；轉速為5430 r/min 時，2 階噪聲超出聲壓級指標限值7.5 dB。通過式(1)可計算出階次噪聲共振頻率，也即噪聲的主要貢獻頻率，計算結果分別為125 Hz、180 Hz、465 Hz、640 Hz。

圖2 加速工況下原始進氣管的噪聲總值及階次噪聲曲線Fig.2 The total noise value and order noise curve of the original intake pipe under accelerating condition

式(1)中：R為轉速，r/min；N為階次。

2.2 諧振腔的設計

由上述計算結果可知，所研究輕卡的進氣口噪聲均處于較低頻率，進行降低噪聲處理時，應該設計或選用抗性消聲器。本文依據(jù)實際情況，自行設計了一種膨脹性消聲器-諧振腔。其共振頻率可通過式(2)進行計算：

式(2)中：f1為諧振腔共振頻率，Hz；c為聲速，m/s；Lc為連接兩者(諧振腔與進氣管)的管道長度，m；V為諧振腔的容積，m3；Sc為連接兩者的管道截面積，m2。

針對125 Hz 頻率的噪聲，設計合理的諧振腔。連接管的長度與直徑分別為85 mm、35 mm，由式(2)計算可得，諧振腔的容積為2.121 L，將其命名為諧振腔1；同理針對180 Hz、465 Hz、640 Hz 頻率的噪聲消除分別設計諧振腔2、3、4。

結合實際空間情況，綜合考慮安裝的方便性和美觀性，設計出如下的諧振腔，具體結構如圖3所示。

圖3 諧振腔結構圖Fig.3 Cavity structure drawing

2.3 進氣管聲學性能數(shù)值模擬及結果分析

2.3.1 模型的建立

(1)幾何模型的建立

圖4及圖5分別為聲場模擬時，增加諧振腔前后的進氣管幾何模型圖及聲學仿真模型。在實際的氣流進氣口，存在著格柵，其對聲場的影響較小，考慮到研究的方便性，模擬時將其忽略。

圖4 增加諧振腔前后的進氣管幾何模型圖Fig.4 Geometric model diagram of inlet pipe before and after the cavity was added

圖5 增加諧振腔前后的進氣管聲學仿真模型Fig.5 Acoustic simulation model of inlet pipe before and after resonator cavity was added

(2)網(wǎng)格的劃分

聲學網(wǎng)格尺寸需滿足式(3)：

式(3)中：l為網(wǎng)格尺寸，mm；λmin為計算頻率最短波長，m；c為當?shù)芈曀伲?40 m/s；fmax為最大的計算頻率，Hz，此處取1000 Hz。

通過式(3)進行計算，可得出最大的網(wǎng)格劃分長度為56 mm，考慮到計算機的計算負荷和運行速度，網(wǎng)格尺寸也不宜太小，最終，本文的聲學網(wǎng)格長度取16 mm，劃分網(wǎng)格后，得到如圖5所示的聲學仿真模型。

(3)邊界條件的設置

對于進氣管的兩端，發(fā)動機側定義為輸入端，大氣側定義為輸出端。聲音在空氣中進行傳播，其速度定義為340 m/s，空氣密度定義為1.225 kg/m3。

輸入端(進氣口)設置單位振動速度邊界條件，采用實體網(wǎng)格進行模擬，由于壁面采取剛性邊界條件，到達輸出端后，聲音會全部反射，所以將輸出端定義為無反射聲壓(全吸聲)邊界條件。吸聲屬性一般可以通過聲阻抗來定義，當聲阻抗為416.5 kg/(m2·s)時就為全吸聲的邊界。

2.3.2 優(yōu)化前后的進氣管聲學性能模擬結果分析

在噪聲貢獻頻率下，優(yōu)化前后進氣管的聲壓云圖如圖6所示。由圖6可知，進氣管加裝諧振腔后，整體聲壓水平明顯降低，在4個不同的噪聲貢獻頻率下，進氣口的聲壓均得到了不同程度的降低。此外，對于優(yōu)化后的進氣管，噪聲的頻率越高，聲壓越低。發(fā)動機運行時，諧振腔內部空氣振動，當其頻率與發(fā)動機的激勵頻率相同時就會引發(fā)共振，聲能量在管道內不斷反射，最終會轉化為熱能而被消耗，因此，諧振腔內部的聲壓就會比其他部分的聲壓稍大，圖3中的諧振腔1 就出現(xiàn)了這種情況，聲壓云圖如圖6所示。

圖6 噪聲貢獻頻率下優(yōu)化前后進氣管的聲壓云圖Fig.6 Sound pressure nephogram of inlet pipe before and after optimization under noise contribution frequency

圖7為優(yōu)化前后進氣管聲壓級頻率響應函數(shù)曲線圖。聲波在傳遞過程中分為兩個部分：透射部分和反射部分。反射使得聲壓產(chǎn)生衰減，模擬時，輸出端定義為全吸聲邊界條件，因此，聲音到達輸出端時，只計算了透射部分的聲波，其總體低于傳遞開始時的聲波聲壓級，所以，輸出端的頻率響應函數(shù)曲線應該在輸入端的下方，如圖7所示。此外，在不大于700 Hz 的噪聲頻率下，加裝諧振腔進行優(yōu)化的進氣管具有更小的出口聲壓級。

圖7 進氣管聲壓級頻率響應函數(shù)曲線對比圖Fig.7 Comparison diagram of inlet pipe sound pressure level frequency response function curve

優(yōu)化前后進氣管的傳遞損失對比如圖8所示。由圖8可得：在125 Hz、180 Hz、465 Hz、640 Hz 這4 個噪聲頻率下，未加裝諧振腔的進氣管傳遞損失較小。該模擬計算所得噪聲貢獻頻率與前文的實驗結果一致，這表明該模擬具有可行性。進氣管在加裝諧振腔后，在4 個噪聲貢獻頻率下，傳遞損失均有效增加，分別達到了19.79 dB、22.91 dB、18.06 dB和43.62 dB。從圖8還可以看出，設計的諧振腔不僅僅對于上述4 個頻率有效，在100～695 Hz 之間，傳遞損失都有不同程度的增加，這也充分說明利用所設計的諧振腔來降低這類低頻噪聲非常有效。當然，由圖8也可以看出，在高頻噪聲部分，諧振腔未能達到增加傳遞損失的效果，但是由于本文研究的輕卡發(fā)動機的噪聲主要貢獻頻率為125 Hz、180 Hz、465 Hz、640 Hz，所以，設計的諧振腔能夠達到很好的降噪效果。

圖8 進氣管的傳遞損失曲線圖Fig.8 Diagram of transfer loss of intake pipe

2.4 優(yōu)化后的進氣管噪聲實驗及結果分析

優(yōu)化后的進氣管噪聲實驗步驟與之前實驗一致，也分為怠速工況和加速工況兩種情況進行，圖9為優(yōu)化后的進氣管進氣口噪聲測試實驗現(xiàn)場照片。

圖9 優(yōu)化后進氣管進氣口的噪聲測試圖Fig.9 Noise test diagram of the intake port of the optimized intake pipe

圖10為怠速工況下進氣口測點的噪聲值曲線。在怠速工況下，空調處于關閉狀態(tài)(AC-off)、開啟1檔(AC-on 1)、開啟2 檔(AC-on 2)三種狀態(tài)時，進氣口的噪聲值總值分別為52.08 dB、61.38 dB 和61.44 dB，均滿足噪聲限值要求。對比原始進氣管的實驗數(shù)據(jù)可以發(fā)現(xiàn)：增加諧振腔后，噪聲總值在3 種狀態(tài)下降幅分別達到了5.02 dB、5.31 dB、4.07 dB，降噪效果明顯。

圖11為加速工況下進氣口測點的噪聲值曲線。由圖11可得出：發(fā)動機的轉速在不高于5500 r/min時，階次噪聲與噪聲總值均低于聲壓值限值，滿足要求。對照原始進氣管的實驗數(shù)據(jù)可以發(fā)現(xiàn)，增加諧振腔后能達到降噪的作用。

圖10 怠速工況下，空調開閉時進氣口測點的噪聲曲線Fig.10 The noise curve of the air inlet measuring point when the air conditioner is on and offat idle speed

圖11 加速工況下，進氣口測點的噪聲總值及階次噪聲曲線Fig.11 The total noise value and order noise curve of the intake point under acceleration condition

3 結論

本文首先進行所需研究輕卡的進氣口噪聲實驗，依據(jù)測試結果，計算得出噪聲的主要貢獻頻率，之后設計消聲器(諧振腔)；通過LMS Virtual.Lab專業(yè)聲學分析軟件對加裝諧振腔前后的進氣管聲學性能進行模擬計算，最后進行相關實驗，依據(jù)實驗結果，綜合分析出所設計的諧振腔降噪效果。所得主要研究結論如下：

(1)對于未加裝諧振腔的進氣管：怠速工況下，進氣口噪聲總值滿足要求；加速工況下，發(fā)動機轉速在2125 r/min 時，進氣口噪聲總值超標；在其他轉速時，2、6、8 階噪聲均在某一轉速條件下有超出限值的部分。

(2)進氣管進氣口的噪聲主要貢獻頻率分別為125 Hz、180 Hz、465 Hz和640 Hz。

(3)添加諧振腔能有效降低進氣管進氣口的聲壓級，對于100～695 Hz 頻率之間的噪聲，傳遞損失都有不同程度的增加。

(4)添加諧振腔后：在怠速工況下，可將進氣口噪聲總值下降5 dB 左右；在加速工況下，進氣口階次噪聲及噪聲總值均可控制在限定值的標準以內。

(5)本文所設計的諧振腔，具有顯著的降噪效果。