發動機進氣系統噪聲優化設計（續1）

李明珠 王暉 閆立濱

（華晨汽車工程研究院NVH 工程室）

汽車的NVH 性能越來越受到用戶的重視，而動力總成系統在噪聲和振動方面的貢獻量極其明顯，對整車噪聲貢獻的比例超過10%。文章基于某自主品牌車型的進氣系統開發，通過管道聲學理論在內燃機進氣系統上的應用研究，利用聲源特性提取和整車消聲室測試手段，旨在降低進氣系統的進氣口噪聲，以解決汽車在加速過程中由進氣系統帶來的噪聲問題，提高乘駕舒適性。

1 進氣噪聲產生機理及結構

發動機進氣系統的噪聲主要包括：發動機活塞周期性運動和對應氣缸內壓力脈動噪聲、進出氣流渦流噪聲、氣缸的赫姆霍茲共振噪聲及歧管的氣柱共振噪聲等。

進氣系統[1]由空氣濾清器、空氣流量計、進氣壓力傳感器、節氣門體、附加空氣閥、怠速控制閥、諧振腔及進氣歧管等部件組成，如圖1所示。

2 進氣系統噪聲優化

進氣系統噪聲優化設計開發流程，如圖2所示。

2.1 進氣噪聲的目標設定

文章所涉及車型的動力總成基本參數中：動力總成布置形式為前置縱式；發動機排量為2.4 L；發動機為4 缸四沖程；氣門數為16。將該競品車型進行進氣系統噪聲測試，并將結果匯總對比，從而得到初始的進氣噪聲目標參數。制定進氣口噪聲目標線，如圖3所示。進氣系統噪聲與發動機激勵存在直接關系，故在開發中除了整體聲壓級外還注重其第2，4，6，8 階的能量控制，如圖4所示。

2.2 進氣系統基礎消聲元件設計

2.2.1 四負載法提取聲源特性

根據進氣系統構造以及噪聲激勵機理得到能量傳遞路徑為：聲源→消聲系統（聲阻抗）→進氣口。

在已知最終響應（進氣口）的目標值前提下，只要能夠獲得激勵（聲源）的特性，進而即可獲得需要設計的消聲元件的傳遞損失特性。

文章使用試驗方法對發動機節氣門體處聲源特性進行提取[2]。該噪聲源可以視為單口聲源，用直管替代進氣系統，其噪聲聲源示意圖，如圖5所示。

管子內部x=0 處的聲壓可以表示為：

式中：PL——聲源出口聲壓，Pa；

ZL——聲源所連接負載的聲阻抗，kg/(m2·s)；

Zs——聲源阻抗，kg/(m2·s)；

Ps——聲源聲壓，Pa。

假定發動機在某一特定工況，聲源特性是恒定的，不隨聲負載的不同而改變。4 根不同長度的管子作為聲源下游的聲負載，如圖6所示。

根據公式得到4 個負載的聲學方程及聲源聲阻和聲抗，即可求得聲源聲壓。

四缸發動機進氣系統階次噪聲研究中，通常取前4 階次，即 2，4，6，8 階噪聲作為研究對象。使用上述計算方法，通過分別測試與發動機相連接各管子的管口處聲壓，從而進行聲源特性提取。

測試工況為發動機在2 擋下進行節氣門全開加速，轉速范圍由1 000 r/min 升至5 000 r/min。在整個過程中分別測得 2，4，6，8 階的管口聲壓進而計算出2，4，6，8 階的聲源聲壓，取其聲壓級，整理后的聲壓級曲線，如圖7所示。

2.2.2 擴張型消聲器（空氣濾清器）的設計

通過對發動機各階次聲源聲壓級的分析，在1 500～3 500 r/min 范圍內，2 階和 4 階的激勵成分占主要貢獻量，而6 階和8 階能量自3 000 r/min 以后開始遞增。通過階次與頻率的轉化計算，得出2 階成分激振頻率范圍為50～117 Hz，4 階成分激振頻率范圍為100～233 Hz。

根據以上對聲源特性的分析，考慮將空氣濾清器作為主體擴張型消聲器設計時，盡量將其1 階的消聲主頻落在2 階低頻激勵范圍內（50～117 Hz）。

將空氣濾清器視為一個由主要腔室和兩邊與之連接的管道組成的擴張型消聲部件，其傳遞損失取決于擴張比和擴張腔室的長度。為了提高傳遞損失，擴張比越大越好。有2 種辦法提高擴張比：一是減小管道的尺寸，二是增加濾清器的截面積。而在實踐操作中，發現將進入管和輸出管插入濾清器中也可以提高空濾的傳遞損失。

參考設計車型的發動機艙空間，初步確立進氣系統基礎方案，其結構示意圖，如圖8所示。

加裝以上基礎進氣系統方案后，對進氣口噪聲進行測量，結果如圖9所示。

加裝空濾后，進氣口噪聲第2 階與第 4 階在1 500～3 500 r/min 范圍內較之聲源聲壓級有了非常明顯的下降，降幅在14～20 dB。但同時也注意到，其距離設定好的目標線尚有較大超出量，且各階次存在較多的峰值問題。

（待續）