运伟国，罗 智，俞辉强

（浙江吉利新能源商用车集团有限公司，浙江 杭州 310027）

近年来，由于国家政策的大力支持和技术的不断进步，新能源汽车的产量和市场保有量正在快速提升。2020全球新能源汽车销量突破300万辆，较上一年销量提高 41%。中国新能源汽车销量占全世界新能源汽车总销量的40.7%，新能源汽车全球化是汽车工业发展的必然趋势。没有发动机的掩蔽效应，新能源汽车动力和底盘的噪声、振动和声振粗糙度（Noise，Vibration and Harshness,NVH）变得更突出，如电机的隔振、电驱系统电磁噪声、变速器问题，以及其他附件的噪声问题等。而且电驱系统的噪音高于内燃机的噪声频率，更接近人耳敏感的频率范围，所以需要重点关注。增程式新能源汽车既有传统动力的发动机，也有电驱系统，且发动机控制与传统车辆截然不同，故NVH特性更为复杂。

本文仅就增程式动力车辆空气压缩机工作时噪声大这一问题进行研究，旨在降低驾驶室内外噪声，为提升车内驾乘舒适性和降低车外噪声提供解决方案。

1 空气压缩机噪声问题

某增程式汽车存在空气压缩机噪声过大的问题，当增程器不工作时空气压缩机的噪声异常明显；而当增程器工作时，空气压缩机和增程器的声音叠加，车内外声音更大，令乘客难以接受。

空气滤清器后进气分为增程器进气和空气压缩机进气两个分支，为解决空气压缩机噪声大问题，可不考虑增程器与空气压缩机同时工作工况，仅针对空气压缩机工作时的噪声进行优化。

先通过试验测试记录问题样车车内外噪声水平，了解问题车辆车内外的噪声水平和频率特征。将车辆停在空旷、平整的场地，以测试中心为原点，半径50 m范围内不能有大的噪声反射物，也不能有其他干扰试验测试结果的噪声源。样车定置，车辆挂空挡，驻车制动处于工作状态。分别在车内驾驶员右耳旁、距离进气管口10 cm位置布置麦克风。为监测进气系统振动，同时在进气管上布置三向加速度传感器测量其振动量级。

连续轻踩制动踏板，以释放储气筒内压缩空气降低储气筒内气压，待压力降低到一定水平，空气压缩机工作后开始测试空气压缩机工作时的噪声和振动。图 1中虚线为本次测试样车驾驶员右耳旁的噪声，总声压级为58.4 dB(A)。图1中实线代表竞品车定置怠速工况下驾驶员右耳旁噪声声压级，声压级为48.1 dB(A)，比本次试验样车低10.3 dB(A)。测试前对车外背景噪声进行了测量，测试结果是46 dB(A)，满足低于空气压缩机工作时噪声10 dB(A)以上的要求。

图1 驾驶员右耳旁噪声

为进一步分析空气压缩机工作时的噪声特性，确定对噪声贡献较大频率成分，对所采集的时域噪声信号进行频谱分析获得其频谱特征。图2为驾驶员右耳旁和进气管口处的噪声频谱曲线。

图2 车内外噪声

由图2不难看出，车内噪声在500 Hz以下频率范围内出现多个峰值，对噪声总值贡献较大的频率成分主要集中在100 Hz～500 Hz，此频率成分主要来自空气压缩机引起的噪声。进气管口噪声总值为83.4 dB(A)，40 Hz～500 Hz频率成分对进气管口噪声声压值贡献最大。同驾驶员右耳旁噪声一样，进气口噪声频谱在多个频率下均有明显峰值，均对噪声总值贡献较大。

由图 2可以看出，车内外噪声峰值主要集中在150 Hz～500 Hz，多个频率对噪声总值贡献较大。

2 仿真分析及优化

扩张腔的传递损失TL可通过式（1）计算得到

式中，=/，和分别代表扩张腔直径和管道直径，代表扩张腔长度，代表各频率成分对应噪声的波长。从式（1）可以看出，对于带扩张腔的进气管路，的值始终大于1，所以带扩张腔进气管路对不同频率的噪声均有大于 0的传递损失。结合图2中的噪声特性和式（1）中扩张腔的传递损失特性，故选择通过在空气压缩机进气管路上增加扩张腔的方案来降低空气压缩机引起的车内外噪声大的问题。

为了确保设计的扩张腔方案能有效降低图 2中150 Hz～500 Hz这一宽频率范围内的噪声，通过仿真分析及优化，确定最佳扩张腔尺寸后再进行物理样件的试制、搭载整车验证。

图3为空气滤清器后至空气压缩机间进气管路的模型的有限元模型，图 4为初步确定的带扩张腔管路的有限元模型。空气压缩机后进气管路材料杨氏模量210 GPa，泊松比为0.3，材料密度为 7 800 kg/m。

图3 空气压缩机原进气管路模型

根据现有布置空间，初步确定扩张腔长度为120 mm，腔体直径69 mm，进出气口径20 mm，扩张腔壁厚4 mm。扩张器的有限元模型如图4所示，扩张腔材料杨氏模量为 193 GPa，泊松比为0.29，密度为7 930 kg/m。

图4 空气压缩机进气管路增加扩张腔后的模型

利用图3和图4中所示的有限元模型，利用数值仿真的方法计算这两系统的传递损失，分析的频率范围为0 Hz～1 000 Hz。图5为图3和图4两个状态下的声压分布，传递损失结果如图6所示。

图5 空气压缩机进气管路声压分布

图6 带扩张腔方案传递损失结果

从图 6可以看出，原空气滤清器至空气压缩机进气管路0 Hz～1 000 Hz频率范围内传递损失均接近于0，对噪声基本没有衰减作用。

从图 6还可以看出，增加扩张腔后，空气压缩机进气管路传递损失明显提高，最大接近18 dB。但是一方面，在570 Hz传递损失曲线出现第一个谷值，这对于500 Hz及以上频率范围噪声控制仍然存在一定的风险。因此，需要结合整车现有布置空间以及开发成本上的控制，对扩张腔尺寸作进一步优化。

进出气口径和扩张腔壁厚保持不变，以扩张强传递损失最大为目标，以扩张腔尺寸参数的为变量进行优化，最后得出最佳扩张腔尺寸是：长190 mm、腔体直径120 mm。图7中黑色实线为最优扩张腔模型对应的传递损失仿真结果。

图7 优化后扩张腔方案传递损失结果

从图7可以看出，最优扩张腔方案下，45 Hz下传递损失达22 dB，而且在150 Hz～500 Hz频率范围内具有较高的传递损失，平均传递损失高于15 dB。此外，优化方案下扩张腔传递损失曲线的谷值出现再900 Hz，这对于图2中的噪声结果影响已较小。所以可以确定该方案为能够降低空气压缩机噪声的有效方案。

3 优化方案验证

基于优化后确定的最佳扩张腔方案制作了扩张腔样件，如图8所示。

图8 扩张腔样件

将制作好的扩张腔样件进行装车，并在原状态测试环境中进行了优化方案的验证测试。图 9和图10分别为扩张腔装车后的照片以及驾驶员右耳侧麦克风安装照片。

图9 扩张腔装车后照片

图10 驾驶员右耳麦克风测点

图11中实线和虚线分别是原状态以及最终优化后状态下，驾驶员耳旁噪声测试结果的频谱特性。

图11 驾驶员耳旁噪声对比

经过对比分析发现，优化后驾驶员右耳旁噪声由原来的58.4 dB(A)降低到47.1 dB(A)，降幅达11.3 dB(A)。从图中可以明显看出，优化方案下150 Hz～400 Hz频率范围噪声水平明显低于原状态，与仿真结果基本一致。

图12是进气管口位置优化后的方案和原状态噪声频谱结果比对图。图12中实线代原状态进气管口处噪声测试结果，虚线代表优化方案下进气管口处噪声测试结果。最终优化状态下进气管口处噪声声压级由原来的 83.4 dB(A)降低到72.2 dB(A)，降幅达11.2 dB(A)。优化方案下30 Hz～2 000 Hz频率范围噪声水平明显低于原状态。

图12 进气管口处噪声对比

表1为进气竖管原状态和最终优化状态下振动测试结果。定义车头指向车尾为+方向，垂直地面向上为+方向，+方向根据右手法则确定。从测试结果对比不难看出，最终优化状态下，进气竖管的振动较原状态有显著降低。三个方向振动降幅最大的是方向，降幅达75.8%。方向为垂直于进气竖管表面的方向，所以方向是进气竖管辐射噪声的主要贡献，方向振动降低能有效降低进气竖管的辐射噪声。

表1 进气竖管振动测试结果

4 结论

针对空气压缩机进气噪声大的问题，结合其噪声特性选择在进气管路上接入扩张腔以降低进气噪声。利用数值仿真技术，以提高降噪性能为目标对基础扩张腔件进行优化，优化后的方案降噪性能明显提高。基于优化后的虚拟模型制作了扩张腔物理样件，并在整车上进行验证其降噪效果，结果显示降噪效果明显。因此，可以做如下总结：

（1）扩张腔对于降低空气压缩机宽频噪声具有明显效果，车内外噪声分别能降低11.3 dB(A)和11.2 dB(A)，主观感觉改善明显。

（2）扩张腔优化方案在降低进气噪声的同时也明显降低了进气系统的结构振动，进气竖管表面振动最高降幅达75.8%。

（3）该解决方案对于新能源动力中的空气压缩机降噪均具有参考价值。通过数值模拟能明显提升设计和优化效率和质量。