發(fā)動機進氣系統(tǒng)噪聲優(yōu)化設計（續(xù)2）

李明珠 王暉 閆立濱

（華晨汽車工程研究院NVH工程室）

2.3 進氣系統(tǒng)旁支消聲元件設計

為了更好地尋找各階次中人耳能夠聽到的較大能量峰值，將進氣口噪聲聲壓級進行A計權處理，并將其與目標線進行對比，如圖10所示。

將測試結果中各階次峰值的轉速及頻率特性進行歸納，如表1所示。從表1可以看出，基礎方案的進氣口噪聲中低頻能量主要集中于117，260，360 Hz3處。

表1 階次峰值的轉速及頻率特性Hz

2.3.1 設計消除117 Hz噪聲的赫姆霍茲消聲器

旁支消聲器是抗性消聲器。當聲波傳到旁支消聲器后，第1部分聲波被反射回主管形成反射波，第2部分聲波繼續(xù)在主管傳播形成透射波，第3部分聲波進入旁支消聲器。消聲器內某些頻率的反射聲波與主管的入射聲波相位相反，2個聲波相互抵消，形成一個聲壓的節(jié)點或者使得入射波的波幅降低。

赫姆霍茲消聲器一般是由一個具有一定容積的腔室和一根連接管組成。當聲抗為0時，系統(tǒng)達到共振。通過分析在交界處的壓力和速度邊界條件，可以得到噪聲傳遞損失。

對于117 Hz噪聲問題，選擇使用赫姆霍茲消聲器1進行消聲。結合該車型實際的發(fā)動機艙空間條件，設計該共振腔的基本參數(shù)為：腔體容積5 L；連接管口徑0.045m；連接管長度0.05m。經計算，該赫姆霍茲消聲器1消聲主頻為116.7Hz，其噪聲傳遞損失峰值為34.67dB。

2.3.2 設計消除260 Hz噪聲的赫姆霍茲消聲器

同理于2.3.1小節(jié)，對中心頻率為260 Hz的噪聲同樣選擇設計一個赫姆霍茲消聲器2，具體參數(shù)為：腔體容積1.2 L；連接管口徑0.04 m；連接管長度0.025 m。經計算，赫姆霍茲消聲器2消聲主頻為260.3 Hz，其噪聲傳遞損失峰值為45.49 dB。

2.3.3 設計消除360 Hz噪聲的1/4波長管

1/4波長管是安裝在主管道上的一個封閉的管子，如圖11所示。當聲波從主管道進入旁支管后，聲波被封閉端反射回到主管，某些頻率的聲波與主管中同樣頻率的聲波由于相位相反而相互抵消，從而達到消聲目的。

這種旁支管的頻率只取決于管道的長度。管道越長，頻率越低。不同于117 Hz和260 Hz噪聲峰值，中心頻率為360 Hz的噪聲峰值其能量分布頻率帶寬較窄，加之其中心頻率偏高，很適于使用1/4波長管對其進行消聲。所設計的1/4波長管參數(shù)為：管口徑0.04 m；管長度0.025 m。經計算，其1階消聲主頻為358 Hz，噪聲傳遞損失峰值為51.2 dB。

最后，將上述設計的赫姆霍茲消聲器1，2及1/4波長管安裝于基礎進氣方案上，如圖12所示。

對該進氣系統(tǒng)的優(yōu)化方案再次進行進氣口噪聲2擋節(jié)氣門全開測試，并將測試結果的各階次成分與原基礎方案以及目標線進行對比。

優(yōu)化方案的進氣口噪聲較基礎方案在2，4，6，8階都有極為明顯的下降，且原方案在117，260，360 Hz的峰值都得到了有效消除或衰減，如圖13所示。

進而將進氣系統(tǒng)優(yōu)化前后的駕駛室內噪聲進行對比，發(fā)現(xiàn)在2 500～4 500 r/min范圍內駕駛員位置右耳側A計權聲壓級下降明顯，如圖14所示，以此驗證了本次進氣系統(tǒng)噪聲優(yōu)化的有效性。

3 結論

文章通過對某2.4 L自然吸氣發(fā)動機車型的進氣系統(tǒng)設計開發(fā)，系統(tǒng)地提出了進氣系統(tǒng)設計手段和優(yōu)化方法。

綜合管道聲學理論在內燃機進氣系統(tǒng)上的推廣應用研究，采用四負載法，并結合傳統(tǒng)噪聲測試規(guī)范，成功地對2.4 L發(fā)動機進行了進氣聲源特性提取。再利用中低頻聲音平面波傳播模型，根據聲阻抗傳遞損失和波長相位疊加抵消原理，設計了空氣濾清器、2個赫姆霍茲消聲器及1/4波長管等消聲元件，最終將進氣口噪聲控制在預定的設計目標以下，降低了加速過程中的車內噪聲。

（續(xù)完）