某礦車進氣系統噪聲的控制研究與分析

楊 劍

（合肥工業大學 噪聲與振動研究所，合肥230009）

受國內某大型工程機械生產企業的委托，對某款礦用載重自卸汽車開展噪聲控制工程治理工作。根據標準QC/T 203－1995《礦用自卸汽車駕駛室噪聲－測量方法及限值》，首先開展對項目車型駕駛室的噪聲振動水平摸底測試，并與相同噸位及功率的進口標桿車進行對比，結果顯示：駕駛室噪聲超過85 dB（A），未達到標準規定的限值水平。對駕駛室噪聲測試結果分析，發現進氣噪聲為主要貢獻聲源之一，對發動機進氣系統進行降噪改進。

1 噪聲源識別

1.1 進氣噪聲的測量

試驗場地及環境要求：試驗路面的路段應為空曠的硬路面，其表面結構必須盡可能平坦，如水泥路面，路面要求干燥清潔且無石塊等雜物。在無風或者微風的晴朗天氣，最適宜安排噪聲振動試驗。具體來說，空氣溫度應在－5℃～+35℃范圍內，離地面高1.2 m處的風速最高不得超過5 m/s。根據聲學原理，測試過程中要求背景噪聲和儀器內部電噪聲至少低于所研究目標點聲級10 dB。

車輛條件要求：在試驗開始前，要檢查發動機的所有運行條件（如燃料、潤滑油等）是否都符合生產廠家的規定。發動機在測量開始前還要怠速穩定運行10分鐘左右以保證其在正常的工作溫度范圍內。車輛載荷根據標準QC/T 203－1995，要求礦用載重自卸汽車在測試時必須是空載，即除駕駛員、測量人員和測試裝備外，不得有其它載荷。

測點選擇要求：根據一般經驗，振動測點的選擇應該符合擇近原則、方向原則、界面原則，即測點的位置與振源的位置最靠近、與振動傳播的方向一致、與振源之間盡量為同一連續介質組成的整體，界面應該盡可能的少。傳聲器的布置，主要是就近原則，并且盡量避震和避免高溫。

對礦用載重自卸汽車駕駛室內噪聲的采集和分析中，由于車內聲壓級與測量位置有明顯的關系，因此，選擇了最能夠代表駕駛員耳旁的測點位置。根據本次試驗的要求，噪聲測點分別為駕駛員左右耳、進排氣和風扇，振動測點分別為駕駛室座椅、駕駛室懸置及發動機懸置，并同時利用激光轉速儀與反光貼片提取其轉速信號。試驗時，還參照了標準GB/T 18697-2002《聲學 汽車車內噪聲測量方法》［1］以及GB/T 14365-93《聲學 機動車輛定置噪聲測量方法》［2］。

在進氣口處布置傳聲器，布置位置如圖1所示，駕駛員左右耳傳聲器布置如圖2所示。

圖3、圖4噪聲頻譜曲線顯示，發動機常用轉速1 500~2 000 r/min時進氣噪聲幅值主要集中在500 Hz以下的低頻，表明該進氣系統消聲器對低頻噪聲消聲效果較低。該礦車進氣系統的空氣進入系統由兩個空氣濾清器與一個集氣箱 （擴張腔）通過管道連接組成，要對濾清器及集氣箱分別進行傳遞損失測試分析，以確定是哪個消聲器件在低頻消聲時失效。

1.2 進氣噪聲主要幅值頻率分析

獲得進氣系統空氣入口處噪聲頻譜后，需要與駕駛室內駕駛員右耳處噪聲頻譜進行對比分析，以駕駛員右耳處噪聲聲壓值為標準，來確定進氣系統噪聲對駕駛室噪聲聲壓的貢獻，找出主要貢獻頻率，針對該頻率段進行改進設計。

如圖5所示，發動機轉速超過1 500 r/min后，駕駛員右耳處聲壓明顯升高最高達到了87.2 dB，超過了國家標準85 dB，發動機1 800 r/min到2 000 r/min是該礦車的常用工作轉速，此時駕駛室內噪聲值偏高，駕駛員長期在此環境下工作，會對聽力以及注意力造成很大影響，甚至危及身體健康。

為確定哪個噪聲源對駕駛員右耳處各頻率階段噪聲貢獻最大，需要對各個噪聲源測點測得噪聲頻譜與駕駛員右耳處噪聲頻譜進行相干性分析。如圖6所示，在100 Hz時，進氣口處噪聲與駕駛員右耳處噪聲相關性為0.95。由此可以認為此時駕駛員右耳處的主要聲壓是由進氣噪聲所貢獻的。

1.3 進氣系統消聲器傳遞損失實驗

對進氣系統空氣濾清器進行無氣流時傳遞損失實驗如圖7所示，傳遞損失是消聲器的消聲性能的一種重要評價量。當消聲器出口無強反射，或采用吸聲棉使出口處反射影響很小，且入口和出口的橫截面積相等時，則傳遞損失計算公式可改進為:

式中：Lp1為入射聲壓級；Lp2為透射聲壓級。

在試驗條件下，出口終端采用吸聲棉處理，消聲體進口和出口各布置測點，利用白噪聲及單頻純聲激勵。

從圖8空氣濾清器傳遞損失曲線可以看出，濾清器在110 Hz以下消聲量基本為零，這些頻率恰好對應發動機三階，也是駕駛室噪聲能量的主要頻率，是進氣系統對駕駛室噪聲能量的主要貢獻量頻率，從降低進氣系統噪聲需要對空氣濾清器進行改進，但是對空氣濾清器的改進成本較高，從經濟性及結構安裝的實用性上考慮，用戶不希望對濾清器進行改進，所以對進氣系統的降噪優化設計主要改進集氣箱的結構。

2 進氣系統的CAE分析

2.1 聲學性能分析［3］

建成進氣系統的三維幾何模型，盡量保證某型的關鍵尺寸的精準性，由于不考慮結構輻射再生噪聲，可以對幾何模型上一些小特征例如安裝孔位、加強筋等進行簡化，不會對進氣系統傳遞損失仿真分析造成影響。根據簡單擴張室消聲器理論消聲上限頻率，計算出最小波長，按照在最小波長內至少有六個網格單元的理論原則［17］劃分有限元網格，劃分后的網格模型如圖9所示。進一步研究進氣系統聲學特性及給后期消聲器的改進提供依據，運用LMS.Virtual.lab軟件中Acoustics模塊對進氣消聲器的傳遞損失進行仿真分析并與試驗結果做比較。

圖10為進氣系統聲學性能仿真分析的聲壓云圖，在100 Hz時，集氣箱的聲壓為聲模態的反節點，而且空氣濾清器聲壓也較高，表明空氣濾清器與集氣箱對頻率100 Hz的聲波消減無效。實驗測試時，進氣系統噪聲源對駕駛室噪聲能量貢獻量最大的頻率為100 Hz，仿真分析結果實驗測試結果相符，應對集氣箱的結構進行重新設計，使其對頻率為100 Hz的聲波有消減作用。

圖11為進氣系統傳遞損失仿真曲線圖，原進氣系統在80～120 Hz時的傳遞損失曲線為波谷，特別是100 Hz時，傳遞損失值接近為0。在實驗測試時，100 Hz左右的進氣系統噪聲對駕駛員左右耳的噪聲貢獻量最大，傳遞損失仿真曲線與實際測試結果在低頻區域基本相符。進氣系統聲學性能的實際測試結果與仿真分析結果在低頻階段基本相符，表明進氣系統對頻率為100 Hz的噪聲消聲效果最差，且在100 Hz時為駕駛室聲波能量的主要聲波貢獻源，因此對進氣系統的降噪性能改進方案要以頻率為100 Hz的聲波為主。

2.2 流場特性分析［4］［5］

很多實驗表明，對于不同結構的消聲元器件，氣流速度對其聲學特性的影響是不同的。一般情況下，氣流速度v＜10 m/s時，對消聲元器件的聲學特性造成的影響很小，氣流速度v＞20 m/s時，就會對消聲元器件的聲學特性造成很大的影響，另一方面，根據Lighthill空氣動力聲學理論，氣流再生噪聲將以流速的六到八次方呈比例增加，所以需要充分考慮到管道流動氣流再生噪聲的影響。該礦車所匹配的發動機進氣口處最高氣流速度達到44 m/s，在進氣系統內部的氣流速度可以更高，對進氣系統的聲學特性會產生很大的影響，需要對其進行流場特性分析。

2.2.1速度云圖分析

對原進氣系統速度云圖分析（見圖12），可以得出，集氣箱內氣流很不均勻。流體由管道向外噴射所形成的流動稱為射流，由于縱向尺寸偏小，導致由空氣濾清器管道過來的氣流以射流狀態對集氣箱壁面產生高速的沖擊，導致集氣箱壁面振動產生輻射噪聲，且射流不能充分發散，會產生大量的渦流與回流，渦流是產生氣流再噪聲主要原因，回流會對氣體動力性造成很大阻礙，所以從流體特性分析，集氣箱縱向尺寸應該加大，以保證射流能得到充分的發散。

濾清器結構也有不足之處，在濾清器內部中心區域，氣流流速分布比較均勻，流速平穩，但在內隔板與外壁間，由于空間較小且為濾清器空氣入口直接相連區域，氣體流速偏高，會產生氣流噪聲以及使濾清器外壁面振動引起輻射噪聲，應該對濾清器入口管與外壁連接處進行改進，可以選擇切向連接，使流體流動方向改變減少正向沖擊能量。與集氣箱連接的管道有兩處彎折角度很大的轉角，會使彎角處流體速度急劇增加，增大流動阻力，會對氣動性能造成很大影響。

2.2.2湍流強度分析

流體的流動速度很小的時候為層流流動，速度逐漸增大，產生了許多渦旋，層流被破壞，這時流體流動為湍流流動。實際情況下，絕大部分的流體流動都為湍流流動，湍流流動中層與層之間有干擾，并且干擾的力度會隨著流體的流動而加大，在層與層之間存在著質量和動量的傳遞。湍流強度等于湍流脈動速度與平均速度的比值，是衡量湍流強弱的相對指標。湍流會產生湍流噪聲，還會產生不利的回流，影響流體流動。

圖13為原進氣系統湍流強度云圖，空氣濾清器中心區域湍流強度很低，在內隔板與外壁之間，靠濾清器進氣管道一側，湍流強度較高，會造成湍流噪聲，由于此處壁面較大容易受沖擊引起振動產生輻射噪聲。在濾清器與集氣箱連接的管道口處，湍流強度最高，不但會產生湍流噪聲，而且會有回流和渦流，會阻礙流體里流動，使濾清器內靜壓增大，增大壓損，影響發動機的進氣效率。此外，在于集氣箱連接的管道第一個彎轉處湍流強度也較高，會產生較大壓力損失。

3 進氣系統的改進

根據前期試驗測試與CAE分析結果，并從結構改進的難易程度與成本高低等方面考慮，確定改進方案。

保持集氣箱連接的進氣管尺寸位置不改變，改變濾清器的位置與連接方式。集氣箱可以相當于擴張腔，根據擴張腔設計原理，盡量增大擴張比m=擴張腔橫截面/進氣管道截面積，來提高傳遞損失幅值，控制集氣箱長度L來確定集氣箱的消聲頻率，選擇消聲中心頻率為100 Hz，設定長集氣箱尺寸為A=1 000 mm、寬B=1 000 mm，調整集氣箱的高度L來改變傳遞損失曲線在低頻的中心頻率，并取得良好的消聲效果，經數次嘗試分析后，當L=472 mm時，得到比較滿意的仿真分析效果。改進后進氣系統結構尺寸如圖14所示。

3.1 改進方案仿真模擬分析

3.1.1聲學性能分析

對比分析傳遞損失曲線，改進后進氣系統在20~300 Hz間比改進前傳遞損失平均增大10 dB以上，可以對發動機轉速1 400~2 000 r/min的基頻噪聲進行有效降噪控制，在90 Hz時，傳遞損失曲線出現波谷，幅值為17 dB，比改進前高出7 dB，可以達到項目降噪指標。聲壓云圖顯示，在頻率100 Hz時，集氣箱內部平局聲壓為111 dB，在濾清器內部平均聲壓值適中，濾清器進氣口處平均聲壓101 dB，低于改進前，見圖15。在聲學性能方面對比，改進后的進氣系統優于改進前，見圖16。

3.1.2流場特性分析

對改進后的進氣系統速度云圖（見圖17）分析可以得出，集氣箱內氣流流速較均勻，因縱向尺寸增大，由空氣濾清器管道過來的射流得到了充分的發散，集氣箱壁面處的氣流平均速度僅有8 m/s，不會使壁面受到太大的沖擊，產生輻射噪聲，但在圖17（b）中，集氣箱的前壁面處，氣流速度偏高，應在此處采取大的圓角，可以緩沖氣流并增加集氣箱剛度。濾清器進氣管道和濾清器與集氣箱的連接管道處，氣流速度最高達到20 m/s，會產生一定的氣流再噪聲，濾清器內部大部分區域氣流速度平緩，不會產生較大氣流再生噪聲，壁面處氣流速度適中，對濾清器壁面沖擊較小。

對改進后的進氣系統湍流強度云圖 （見圖18）進行分析，空氣濾清器中心區域湍流分布均勻，在內隔板與外壁之間，靠濾清器進氣管道一側，湍流強度依舊較高，會造成湍流噪聲。在集氣箱與濾清器連接的管道口處，湍流強度最高，不但會產生湍流噪聲，而且會有回流和渦流，會阻礙流體里流動，使濾清器內靜壓增大，增大壓損，影響發動機的進氣效率。在集氣箱內部，湍流分布均勻，并無湍流強度較強區域，結構比較合理。

4 改進方案測試結果

圖19為改進后的進氣系統實際制造安裝圖。對改進后的進氣系統進行實驗測試，圖20顯示，改進后發動機轉速為2 000 r/min時，進氣口處噪聲峰值在頻率500 Hz以下進氣口處測量的聲壓值都小于改進前。測試結果對比圖21顯示，進氣口噪聲平均降低4 dB。達到項目預期降噪指標。

5 總結

本文主要針對案例車輛的進氣系統進行降噪改進，通過實驗測試對噪聲源進行識別，確定降噪中心頻率，有針對性的對進氣噪聲進行控制。用有限元法對改進前后的進氣系統進行仿真分析，并實驗測試驗證了改進方案的有效性。

改進后，定置試驗駕駛室整體噪聲水平為68.3~79.7 dB（A）；路試試驗工況下駕駛室整體噪聲水平為78.9~80.7 dB（A）；已經基本達到項目要求，見圖 22、23。

［1］GB/T 18697-2002.聲學-汽車車內噪聲測量方法［S］.

［2］GB/T 14365-93.聲學-機動車輛定置噪聲測量方法［S］.

［3］李增剛，詹福良.Virtual.Lab Acoustics聲學仿真計算高級應用實例［M］.北京：國防工業出版社，2010:49-61.

［4］馬家義，袁兆成.消聲器內部流場及其對消聲性能影響［J］，車用發動機，2007，（5）:31-34.

［5］王福軍.計算流體動力學分析-CFD軟件原理及應用［M］.北京:清華大學出版社，2004.

［6］袁翔，劉正士，畢嶸.簡單擴張式消聲器與穿孔管消聲器對比研究［J］.汽車科技，2009，（4）:18-21.