张忠东，刘鑫明，曲立志，王 珂

(中通客车股份有限公司，山东 聊城 252000)

在一款增程式电动客车新车型的样车试验过程中，发现该车在发动机工作时，车辆左后侧进气口噪声较大，且有节奏明显的“嘣嘣嘣”的异常脉动声，需要进行降噪处理。

1 问题诊断及改进方案

1.1 问题诊断

该样车原状态发动机未安装进气消声器，带动发电机正常工作的转速为1 560 r/min，在该转速下采用西门子数采设备采集进气口声音数据并用Test.lab进行处理分析。图1(a)为采集的噪声频谱，可见在156 Hz和416 Hz处存在明显尖峰，说明这两个频率应该作为该噪声问题的关注频率。由发动机振动阶次公式=60(为振动频率、为发动机转速)计算可得，156 Hz与416 Hz分别对应发动机的第6阶次与16阶次振动频率。

(a) 噪声频谱图

图1(b)为采集的噪声数据在Test.lab中生成的瀑布图。从图中可以看出416 Hz附近颜色最亮，而156 Hz处颜色并不突出。说明416 Hz频段声压最强，对噪声贡献最大，该频率段应该是造成噪声问题的主要因素；156 Hz频段对噪声问题的贡献相对较小。

1.2 改进方案

要消弱该进气口处的噪声，首先考虑在进气口与空滤器之间增加进气消声器。不同结构的声学单元具有针对某特定频段的消声特性，因此应以416 Hz为中心频率设计消声器。

声波根据其频率范围大致分为低频、中频和高频三种。416 Hz属于中频阶段，因此选择抗性消声结构较为合适。根据文献[8]可知，插入型抗性消声器虽然会使气流噪声恶化，但会降低脉冲噪声。故该类消声器即使存在缺陷，但仍适合用来解决本次进气口的噪声问题。插入型抗性消声器主要有双侧插入、入口插入、出口插入三种结构形式，如图2中(a)、(b)、(c)所示。

考虑到双侧插入式消声器所形成的进气阻力可能影响发动机进气系统的进气需求，故所设计的消声器取消声源侧(即靠近空滤器侧)的插入管，可采用图2(c)所示的出口插入式消声器结构。考虑到发动机后舱的实际空间布置情况(如图3所示)，将消声器模型改变为如图2(d)所示的单侧插入式结构，采用90°转角空腔结构以最大程度地利用空间。

图3 发动机后舱布置图

图2(d)类型消声器的传递损失计算如下：

=20lg|·sin·tan|

(1)

式中：为扩张比，=，为空腔截面积，为噪声出口管截面积；=2π，为声波频率，为声速340 m/s；为声波在空腔中所经过路径长度；为出口管插入长度。

根据图3所示的发动机后舱布置图确定安装空间，再结合消声器模型结构进行建模，模型截面图如图4所示。其中，消声器主体空腔边界尺寸为长=300 mm、宽=200 mm、高=280 mm，出口管直径=100 mm，插入长度暂定为150 mm，声波在空腔内经过路径长度近似为330 mm，计算可得==0.056 m，=π(/2)≈0.007 854 m，≈7.13，≈19.2 dB。空腔出口处插入管外部长度根据其与消声器的连接方式确定，本文为卡箍连接，长度为50 mm。

图4 消声机构截面图

2 仿真分析及验证

2.1 仿真分析

利用某声学仿真软件计算该消声器的传递损失，并生成传递损失曲线。

2.1.1 边界条件设置

根据图4所示的模型设定空腔边界条件，有关参数见表1，结构管壁、壁面均设为硬声场边界。

表1 边界条件参数

2.1.2 仿真分析

根据建好的三维模型(如图4所示)建立声学模型并导入声学仿真软件进行网格划分。声学网格单元尺寸应不大于最大波长的1/6，最大波长=/，为最大分析频率，应大于目标频率416 Hz，暂定为600 Hz，即≤/6 =/(6)=340 m/s÷(6×600 Hz)≈94 mm。

由于模型的整体尺寸较小，因此网格尺寸设置为10 mm，求解步长设为5 Hz。根据目标频率416 Hz设定求解频率范围为300～600 Hz。消声器声学网格模型如图5所示。

图5 消声器声学网格模型

插入长度=150 mm的初始模型对应的传递损失的仿真结果如图6中“无孔管150 mm”曲线所示。可以看出，声传递损失峰值在520 Hz附近，而目标频率416 Hz附近的传递损失只有19 dB左右(与式(1)的理论计算值相近)。将模型中的值改为180 mm再次进行仿真计算,其声传递损失如图6中“无孔管180 mm”曲线所示。可以看出，插入长度增大后传递损失峰值向左偏移，即对应的频率变小，目标频率416 Hz附近的传递损失增加。

图6 传递损失仿真结果对比

继续增大值进行声传递损失的仿真分析，结果如图6中相应曲线所示。考虑到插入长度过长会增大生产难度，也会增大进气阻力，最终确定该消声器值为185 mm。为尽量减小消声器对进气系统带来的附加阻力，在插入管上增加多排直径4 mm的圆孔，仿真结果显示，插入带孔管消声效果较差。最终确定该消声器采用管壁不带小孔、插入长度为185 mm的插入管，其在目标频率416 Hz处的声传递损失仿真值约为27 dB，与式(1)理论计算值28.9相近。

2.2 试验验证

将上述消声器实物进行装车测试，消声器安装前后车辆发动机舱进气管连接状态如图7所示。测试采用西门子数采设备，整个测试过程参照JB/T 5081—2008《中小功率排气消声器》实施，测试噪声与背景噪声声压级之差在10 dB(A)以上，测点位置的风速尽量不超过1 m/s。测试时的环境噪声为67.55 dB(A)，测试仪探头与地面距离1.7 m，与进气口之间距离为0.3 m，和进气口气流的轴向方向角度为45°，环境条件及测试符合标准要求。试验测试在发动机正常发电状态下进行，发动机转速为1 560 r/min。

(a) 未加装消声装置

(b) 加装消声装置

采集安装消声器前后车辆进气口处的噪声声压进行对比，结果如图8所示。可以看出，安装前述消声器后416 Hz频率处的声压下降明显，声传递损失约为25 dB，与理论计算结果(28.5 dB)和仿真结果(27 dB)相近。安装消声器后，原来的异常脉动声基本消失，噪声整体声压级由92.5 dB(A)降为81.5 dB(A)，下降量达到11 dB(A)。

图8 加装消声器前后噪声声压对比

3 结束语

针对某增程式电动客车进气口噪声大的问题，分析了成因并采取了相应的改进措施。结果表明，改进后的降噪效果较好，改善了周围环境，提升了乘车舒适性。