发动机进气系统消声量试验与仿真分析

　　摘 要：以某非增压发动机的进气系统为研究对象，简介进气系统的主要声学设计方法，并对变更前后的进气系统消声量进行试验，采用声学有限元法进行仿真分析。试验和仿真结果表明，两套进气系统的消声量水平总体相当，仿真分析可以反映出不同频率段的差异和趋势，且与试验结果是相似的；在中低频率范围，仿真与试验的峰值频率对应较好。

　　关键词：进气系统；消声量；试验与仿真分析

　　中图分类号：U463.1 文献标识码：A 文章编号：1005-2550（2019）04-0072-04

　　Abstract： The rearch was studied on an intake system of a non-supercharged engine. The main acoustic design method of intake system was introduced. The noise reduction test was proceed before and after modification， and the acoustic finite element method was used for simulation analysis. Experiments and simulation results indicated that， noise reduction level of both intake systems was generally equal. Simulation analysis can reflect the differences and trends of different frequency bands， and the results are similar to the test results. In the middle and low frequency range， the peak frequency of simulation and experiment corresponds well.

　　Key Words： Engine intake system； Noise Reduction； Test and Simulation Analysis

　　1 引言

　　發动机噪声作为汽车的主要噪声源之一，直接影响汽车整车噪声水平和乘坐舒适性，降低发动机噪声是改善汽车振动噪声的重要途径。进气系统的噪声是发动机最主要的噪声源之一，进气系统的噪声主要是指进气口处的噪声，这个噪声源离车厢的距离很近，所以对车内噪声贡献非常大。对非增压发动机，进气系统噪声源主要包括周期性压力脉动噪声、管道气柱共振噪声、涡流噪声及气缸的赫姆霍兹共振噪声等。噪声沿进气口向外传播，一大部分从进气口向外辐射，另一部分引起管道振动成为壁面辐射噪声[1]。进气管道和空气滤清器对声波传递有着直接的影响，对整体进气系统声学特性的研究具有重要意义。

　　消声量定义为消声器进口和出口处的声压级之差，与管口辐射特性有关，是一种重要的声学性能评价指标[2]。对非增压发动机，进气系统是由进气管、空气滤清器、稳压腔和进气管等组成。本文对某非增压发动机的进气系统变更前后的消声量进行试验，并采用声学有限元法进行仿真分析，对比试验与仿真的差距，可以寻找改进噪声特性的途径，改进仿真分析方法。

　　2 发动机进气系统声学设计

　　发动机进气系统的声学设计，应在保证发动机的可靠性（如雨、雪等不能进入）和控制进气系统流阻的基础上，尽量降低进气口噪声。降低进气口噪声的要求和进气系统流阻的控制常常是互相矛盾的，在设计中应注意平衡这对矛盾。

　　消声器是进气系统最常用的消声单元。主动消声器由于成本高，在汽车上应用很少；运用广泛的是被动消声器，它可分为阻性消声器、抗性消声器、阻抗复合式消声器、微穿孔板消声器等。阻性消声器是一种吸收型消声器，利用声波在多孔吸声材料中传播时，将一部分声能转化为热能，从而达到消声的目的，进气系统中空气滤清器的滤芯是良好的多孔吸声材料。阻性消声器一般具有良好的中高频消声性能，对低频消声性能较差。抗性消声器与阻性消声器不同，它不使用吸声材料，依靠管道截面的突变或旁接共振腔等方法，在声传播过程中引起阻抗的改变，产生声能的反射、干涉，从而达到消声的目的。抗性消声器消声的频率范围较窄，且集中在中低频段，但相比阻性消声器，流阻大幅降低，且经济实用。常用的抗性消声器有扩张式、共振腔式、干涉式、穿孔板式等。抗性消声器的传递损失计算方法，可参见相关文献资料[1]，[2]，在此不再赘述。

　　进气系统的消声容积对进气系统噪声有重要影响。一般来说，消声容积越大越好，对四缸和六缸发动机，通常消声元件容积达到10～15L。空气滤清器由于体积较大，是进气系统最大的扩张消声器，一般要求其容积满足发动机排量的3～6倍。

　　发动机进气系统的声学设计，应根据发动机进气口的噪声频谱进行，在薄弱环节设计相应的共振腔。对非增压发动机，首先应该消减进气阀周期性启闭产生的基频噪声及其各次谐波噪声，一般来说，4缸发动机中2、4、6、8阶噪声是进气系统的主要噪声源[3]。

　　本文中设计的发动机排量为1.4L，空滤器主体容积为6.1L，两个大谐振腔容积分别为2.6L和2.0L，加上各波长管、小谐振腔及管道体积，进气系统总容积为15.7L。根据发动机进气口噪声频谱，设计了共振频率为80Hz、150Hz、260Hz等多个赫姆霍兹共振腔，共振频率为700Hz、1000Hz、1700Hz等多个1/4波长管。

　　3 发动机进气系统消声量试验

　　3.1 试验条件及试验方法

　　本文中进气系统的消声量试验在简易半消声室中进行，试验设备包括LMS多通道分析系统，声源及麦克风等。麦克风布置如图1所示。在声学入口处的引入管靠近进氣系统处布置麦克风安装孔，孔中心距离进气系统声学入口100mm；在声学出口处布置两种不同位置的麦克风，第一种为近场测试，麦克风位置在声学出口附近，如图1-（a）所示；第二种为远场测试，麦克风位置在声学出口上方45度200mm位置处，如图1-（b）所示。

　　将进气系统上与声学无关的孔隙和连接处包裹隔声材料，关闭消声室中不必要的设施以减小环境噪声，打开白噪声声源，同时开启数据采集设备，设置相关参数后开始测试进气系统的消声量。测试频率范围0～8192Hz，采样间隔2Hz，试验进行三次并取平均值。由于这是一台自然吸气发动机的进气系统，故数据分析时重点关注2500Hz以内中低频范围内的消声量。

　　3.2 试验数据处理及分析

　　由于客户边界变更，进气系统模型略有调整，分别记为进气系统A和进气系统B，如图2所示，为两套进气系统的快速成型件。两套进气系统的设计基本相同，三个调整后有区别的位置，已在图中标出。试验对比两套进气系统的近场和远场的消声量。进气系统A、B的近场和远场消声量对比分别如图3所示。

　　由图3中的试验结果可以看出，进气系统A、B的消声量总体差别不大，局部有区别。在280～350Hz频率范围内，进气系统A的消声量高于进气系统B；在570～750Hz和950～1100Hz频率范围内，进气系统B的消声量总体高于进气系统A。两套进气系统的消声量水平差距不大，是否满足要求，仍应根据整车进气口噪声频谱确定。

　　4 发动机进气系统仿真分析

　　4.1 进气系统有限元仿真分析

　　声学中的数值仿真方法一般有三种：分别是基于波动方程的有限元和边界元方法，基于几何声学的声线或声锥跟踪法，以及基于统计能量分析的统计能量法。当所求解问题的最小波长小于求解区域的尺度的时候，可采用有限元法或边界元法。对于有界空间中声学仿真问题，有限元法比边界元法具有更高的计算精度和求解稳定性[4]。

　　声学有限元法首先把计算的声场离散成一定数量的小声场，每个小声场之间通过一定数量的节点首尾连接。其内部的声场由属于节点上的声压确定，获得小声场的近似声压函数，再将每个小声场整合，运用边界条件，最后用线性代数的方法计算出每个节点的声压，从而求解出整个声场。

　　本文利用声学计算软件LMS Virtual.Lab，对两套进气系统的消声量进行仿真分析。首先将模型离散化，注意为测量远场噪声，应提前在出口处设置半球面，如图4所示。

　　由于空气滤清器不仅是一个扩张式消声器，内部的滤芯也是良好的吸声材料，故空气滤清器是阻抗复合型消声器，需要设置描述多孔材料的参数。影响多孔材料吸声性能的主要参数如下[5]：

　　（1）流阻率它是在稳态气流状态下，单位厚度材料中的压力差与气流线速度之比，单位为Pa.s/m2

　　（2）孔隙率它是穿透材料内部自由空间孔隙的体积与材料总体积的比值来确定，一般在70%以上，多数达90%。

　　（3）结构因子它是在理论上处理材料间隙的杂乱排列而对毛细管沿厚度方向排列的模型所作的一项修正，一般在2～10之间。材料结构的改变会导致这些参数的变化，从而改变材料的吸声特性。

　　声学有限元仿真分析，设置模型入口为单位速度激励，出口为无反射阻抗，并设置空气滤清器滤芯为多孔材料。仿真分析时设置滤芯流阻率为5000Pa.s/m2，孔隙率97%，结构因子2.5。仿真分析结果如图5所示。

　　由仿真分析结果，进气系统A、B在500～800Hz频率范围内消声量有一定差别，这与试验结果在570～750Hz频率范围内，进气系统B的消声量总体高于A的结论是相似的；在330Hz附近，进气系统A的消声量略高于进气系统B，但相比试验中的差异较小；其他在试验中有区别的频率段未在仿真中有明显表现。

　　4.2 仿真与试验结果对比

　　如图6所示，根据试验和仿真结果，分别对进气系统A和进气系统B的近场消声量结果进行对比。

　　由图6中可以看出，在1500Hz频率范围内，有限元法仿真计算结果与试验结果的各峰值频率比较吻合，但部分频率的幅值有差异；在高于此频率段，各峰值频率有一定偏移，很难吻合。分析差异原因，主要有以下几个方面：

　　（1）试验声源为白噪声，仿真设置为单位速度激励，但消声量的计算与声源的阻抗是有关系的；

　　（2）试验的数据采集步长为2Hz，仿真计算取10Hz，故一些频谱特性未能采集到；

　　（3）仿真对滤芯的描述与实际有差异，滤芯的多孔介质参数在不同频率段应是不同的。

　　5 结论

　　本文对某非增压发动机的进气系统变更前后的消声量进行试验，并采用声学有限元法对其进行仿真分析，结果表明两套进气系统的消声量水平总体相当；仿真可以反映出一些频率段的差异，且与试验结果是相似的；在中低频率段（1500Hz内），仿真与试验的峰值频率对应较好。对滤芯的声学特性参数可以进行进一步的研究，以得到更精确的分析结果。

　　参考文献：

　　[1]庞剑，谌刚，何华. 汽车噪声与振动：理论与应用[M].北京：北京理工大学出版社，2008.

　　[2]郭荣. 车用涡轮增压进气系统消声器声学理论及应用[M].上海：同济大学出版社，2017.

　　[3]张志华，王桂林，刘迟. 乘用车进气系统NVH&CFD开发案例[J].内燃机与配件，2010，2：4～13.

　　[4]王晶，刘美莲，冯涛. 消声器传递特性的有限元分析方法[J].北京工商大学学报，2005，7.

　　[5]汤志鸿，彭鸿. 汽车进气系统传递损失分析及优化研究[C].SAE-C2009P110：43～46.

　　王珺 袁建军 刘一杰