白子琦，李光武，周维

某车型进气系统噪声性能优化及实验研究

白子琦，李光武，周维

（华晨汽车工程研究院 动力总成综合技术处，辽宁 沈阳 110141）

进气系统噪声是汽车行驶过程中主要噪声源之一，进气噪声通过进气口辐射至驾驶室及周围环境，容易影响驾乘舒适性和造成噪声污染。文章着重分析了某增压车型进气口噪声的来源及特点，设计相应的消声元件优化其噪声性能，并通过Virtual.Lab声学仿真和实车测试验证了优化方案的合理性。该结论为增压机型进气口噪声性能优化提供了一定的指导。

进气口噪声；消声元件；NVH测试；声学仿真

前言

进气系统为发动机内部燃烧提供纯净的空气，与增压器直接相连，容易受到发动机振动、增压器气流的影响产生进气口噪声。进气口噪声通过进气口辐射至驾驶室及周围环境，影响驾乘人员的驾乘体验。在进气系统开发阶段，需要在设计上使噪声性能满足整车目标，以提高汽车的驾乘舒适性。

本文基于某增压车型进气系统的开发，针对其进气口噪声性能进行优化设计。本文着重分析了进气口噪声来源及特性；通过理论计算设计相应噪声频率的消声元件形成优化方案；并通过仿真与实车NVH测试验证了优化方案的有效性，为该车型进气系统的噪声性能设计提供了有效的参考建议。

1 进气口噪声特性分析

1.1 进气口噪声来源

本文研究的车型为乘用SUV，其发动机排量为1.6T，功率为150 kW，属于大排量高功率发动机，匹配的进气系统如图1、图2所示。增压机型[1]进气系统的噪声除了来自发动机和进气系统的振动噪声，还有来自增压器的气动噪声。

发动机的振动噪声与其工作频率有关，四缸汽油机的工作频率一般在0 Hz～200 Hz范围内。进气系统的振动主要来自于气流与管壁的摩擦，摩擦产生管路振动形成噪声；而增压器的气动噪声[2]则与其工况有关，一般出现在发动机低转速时，油门瞬间加速/减速的工况，发动机的低转速对应增压器的低进气量，此时升高压比会使增压器的工作曲线接近喘振线，容易在增压器进口产生压力波动，形成气动噪声。

图1 初始方案进气系统结构

图2 增压器工作曲线

1.2 进气口噪声特性

在NVH半消声实验室进行噪声测试，采用3G WOT工况，测点距离进气口100 mm，45°方向，测试进气口噪声，图3为该车型匹配初始方案的噪声测试结果。

图3 噪声瀑布图及各阶次噪声曲线

从噪声瀑布图中可以看出，增压器宽频噪声集中发生在低转速的区域，并且间断分布于所有频段上，分别在800 Hz～2 200 Hz、2 500 Hz～3 500 Hz、3 700 Hz～4 700 Hz频带表现明显。低频噪声在200 Hz～800 Hz表现明显。从阶次曲线上看，进气口噪声在1 500 rpm～2 000 rpm的位置，超标近10 dB；4、6、8阶次噪声也均在不同转速位置超越目标线，整体不满足进气NVH性能要求。

2 进气口噪声优化方案设计及仿真

2.1 消声器工作原理

进气管路消声器[3]分为阻性消声器和抗性消声器。市场上阻性吸音材料的价格较为昂贵，考虑到工程成本，一般选用抗性消声原件。抗性消声器常用的有1/4波长管、赫尔姆兹消声器、宽频消声器。

评价消声器消声性能的参数是传递损失（Transmission Loss）。传递损失表示声音经过消声元件后声音能量的衰减，通常情况下传递损失值越大，消声器效果越好。不同种类的消声器传递损失计算方法也不同。其中，1/4波长管的传递损失与波长管长度（）有关，其传递损失可通过以下公式计算：

式中：为声波波长。

对应中心频率为：

式中：为声波波速，340 m/s。

赫尔姆兹消声器的消声性能与其腔体容积（）相关，其传递损失可通过以下公式计算：

式中：S、l为连接管路的尺寸。

对应中心频率为：

宽频消声器的原理是使声波从消声器的中心管壁上的开孔扩散至扩张腔体内，在扩张腔体内反射，削减传递声能。其消声原理类似于赫尔姆兹消声器，常用于消除来自增压器的宽频气流噪声。

2.2 优化方案设计

针对噪声测试结果，在初始方案的基础上，在空滤进气管路及进气口附近设计消声器，形成优化方案，优化后的进气管路结构及理论计算结果如表1所示。

2.3 优化方案仿真分析

为了初步验证设计的合理性和有效性，对设计方案进行三维传递损失仿真分析。分别建立初始方案和优化方案的进气系统有限元模型，如图4所示。求解器使用商业软件Virtual. Lab acoustic，在求解器里设置边界条件，其中，声学入口采用声压入口（acoustic pressure），出口采用全吸声属性Auto- matically Matched Layer。

表1 优化方案消声器结构与中心频率

类型消声器结构编号中心频率/Hz 宽频消声器13 300～4 290 22 000～2 500 3750～950 1/4波长管41 320 51 100 61 680 71 485 81 230 赫尔姆兹消声器9595 101 040

图4 有限元模型

对有限元模型进行仿真分析，初始方案及优化方案传递损失曲线如图5所示。可以看出，优化方案的传递损失提升的频率段可以覆盖大部分频谱图上噪声性能差的位置。

图5 传递损失优化及对应频谱图

3 进气口噪声优化方案实车验证

将优化方案样件搭载在同一车型上，用相同的实验方法进行进气口噪声测试。图6为初始方案、优化方案进气口噪声瀑布图对比，可以看出，在优化方案中，位于低转速的宽频噪声消除效果明显，主要体现在800 Hz～2 200 Hz、2 600 Hz～3 600 Hz、3 700 Hz～4 700 Hz等中高频段，说明针对中高频带的波长管组和宽频消声器对增压器的气流噪声具有一定遏制效果；来自全转速的发动机低频噪声也有一定的削减。消声器的消声频段也与传递损失仿真结果相对应。从阶次曲线上看，优化方案全阶噪声低于目标线，各阶次曲线也基本满足目标。

图6 优化方案频谱图

图7 初始方案、优化方案阶次曲线对比图

4 结论

本文基于某车型进气系统噪声性能优化进行研究，得出如下结论。进气口噪声来源于增压器气流扰动和发动机及其附件的振动。通过理论计算与仿真的方法设计消声器，从实车验证结果来看，所设计的消声元件对进气口噪声遏制效果明显，实车验证结果与仿真结果相符合。为后续进气系统噪声性能优化、消声器的开发具有一定指导意义。

[1] 刘培培,程源,卢生林.汽车发动机涡轮增压器Hiss噪声分析与改进[J].汽车工程师,2017(10):44-46.

[2] 王博洋,张治国,赵世来,等.基于降低增压器HISS噪声的进气系统优化方案研究[J].汽车实用技术,2018(24):97-99.

[3] 庞剑,谌刚,何华.汽车噪声与振动[M].北京:北京理工大学出版社, 2008:216-235.

Optimization and Experimental Analysis of Air Intake System Noise Performance

BAI Ziqi, LI Guangwu, ZHOU Wei

（Brilliance Auto R&D Center, Powertrain Integrated Technology Section, Liaoning Shenyang 110141）

Air intake noise is one of the main noise sources in the process of vehicle driving. Air intake noise radiates to cab and surrounding environment through air inlet, easily affecting driving comfort and causing noise pollution. This paper focuses on the analysis of source and characteristics of air intake noise, design corresponding silencer to optimize its acoustic performance, verify the rationality of the optimization through Virtual.Lab acoustic simulation and Harshness (NVH) test. The conclusion provides some guidance for optimizing air intake noise performance of turbocharged models.

Air intake noise; Silencer; NVH test; Acoustic simulation

U462.1

A

1671-7988(2021)23-62-03

U462.1

A

1671-7988(2021)23-62-03

10.16638/j.cnki.1671-7988.2021.023.017

白子琦，硕士，进气系统工程师，就职于华晨汽车工程研究院动力总成综合技术处，研究方向：进气系统噪声。