基于傳聲損失的汽車進氣系統(tǒng)仿真分析與改進

邢陽++楊浩++鄭悅

摘 要：基于以聲學(xué)有限元法為基礎(chǔ)，建立了汽車進氣系統(tǒng)聲學(xué)仿真平臺，通過改變赫姆霍茲消聲器導(dǎo)管長度和管徑截面積等參數(shù)，對進氣系統(tǒng)進行結(jié)構(gòu)改進。首先，結(jié)合進氣噪聲理論，以某款經(jīng)過試驗分析得出某特定頻率對車內(nèi)車外噪聲貢獻明顯的進氣系統(tǒng)為例，通過理論公式的指導(dǎo)改變相應(yīng)的參數(shù)，對進氣系統(tǒng)進行結(jié)構(gòu)改進，再對改進后的系統(tǒng)進行傳聲損失計算與分析。研究結(jié)果表明，理論公式能有效指導(dǎo)進氣系統(tǒng)的設(shè)計與結(jié)構(gòu)改進，結(jié)合傳聲損失仿真的驗證，能為進氣系統(tǒng)噪聲優(yōu)化提供一種可靠實用的途徑。

關(guān)鍵詞：進氣系統(tǒng)；傳聲損失；聲學(xué)有限元；赫姆霍茲消聲器

中圖分類號：U461.99 文獻標識碼：A

Simulation Analysis and Improvement for a Vehicle Intake System Based 0n on Transmission Loss

Xing Yang1，2，Yang Hao1，2，Zheng Yue3

（1. China Automotive Engineering Research Institute Co. Ltd，Chongqing 401122，China；2. State Key Laboratory of Vehicle NVH and Safety Technology，Chongqing 401122，China；3. Chongqing University，College of Automotive Engineering，Chongqing University，Chongqing 400044，China）

Abstract：Based on acoustic finite element method，an acoustic simulation platform is set up for automobile air intake system. By changing the length of Helmholtz muffler pipe， the diameter cross-sectional area and the other parameters，the intake system is improved. First，combined with the intake noise theory ，a vehicle intake system is exemplified，which is already proved that a specific frequency contribute significantly to the pass-by and interior noise through the method of noise identification. By changing corresponding parameters，the intake system is improved， which is based on the guidance of the theoretical formula. Then， transmission loss of the improved intake system is calculated and analyzed. The results show that theoretical formula can not only effectively guide the design and structure improvement of the intake system， but also can provide a reliable and practical way for the optimization of noise of intake system， which is based on the sound transmission loss simulation.

Key words：intake system； transmission loss； acoustic finite element method； Helmholtz muffler

隨著人們生活品質(zhì)的不斷提高，車輛NVH性能優(yōu)劣已經(jīng)成為消費者是否購買某車型的重要因素。經(jīng)研究發(fā)現(xiàn)，汽車進氣系統(tǒng)噪聲是車輛最主要的噪聲源之一，同時這個噪聲源離車廂非常近，對車內(nèi)噪聲影響尤其明顯[1-，2]。因此，汽車進氣系統(tǒng)的NVH設(shè)計與優(yōu)化是在車輛NVH性能開發(fā)過程中必不可少的重要設(shè)計指標[3]。

進氣系統(tǒng)是車輛中一個非常重要的部件，對汽車進氣系統(tǒng)的噪聲產(chǎn)生機理以及噪聲控制措施進行系統(tǒng)研究具有重要意義[4]。影響進氣系統(tǒng)消聲性能的因素比較多，包括擴張消聲器（空氣濾清器）和旁支消聲器（赫姆霍茲消聲器和1/4波長管）的匹配，各消聲元件的容積，各管道的截面積與長度等[5-7]。本文將以某款經(jīng)過試驗分析得出某特定頻率對車內(nèi)車外噪聲貢獻明顯的進氣系統(tǒng)為例，建立進氣系統(tǒng)聲學(xué)有限元模型，進行傳聲損失分析，。并針對目標頻率，，通過改變赫姆霍茲消聲器導(dǎo)管的長度和管徑等，使進氣系統(tǒng)達到目標消聲頻帶要求，從而改善車內(nèi)噪聲與通過噪聲，同時，赫姆霍茲消聲器的壓力損失都非常小[8]，改變它的相關(guān)參數(shù)，基本不會影響發(fā)動機性能。

1 進氣系統(tǒng)噪聲產(chǎn)生機理與消聲元件中心頻率

1.1進氣噪聲產(chǎn)生機理

進氣系統(tǒng)噪聲屬于空氣動力性噪聲，其主要成分包括周期性的壓力脈動噪聲，渦流噪聲，氣缸的赫姆霍茲共振噪聲和進氣管的氣柱共振噪聲等[9]，如圖1所示。首先，與發(fā)動機直接相連的進氣系統(tǒng)，在發(fā)動機活塞下行產(chǎn)生一個壓力降時，壓力降形成的脈沖波會通過進氣系統(tǒng)向進氣管口傳播，從而形成低頻的初級進氣噪聲。其次，在發(fā)動機轉(zhuǎn)速升高時，氣流速度也會相應(yīng)提高，高速氣流流經(jīng)空濾器，赫姆霍茲消聲器導(dǎo)管口和彎管等部件會產(chǎn)生渦流噪聲和湍流噪聲，并向管口傳播，形成次級進氣噪聲，此時一般為中高頻噪聲。

圖1 進氣噪聲

控制進氣噪聲的方法首先可以優(yōu)化配氣定時，凸輪型線等，但因為這兩個因素對發(fā)動機的動力性和經(jīng)濟性影響很大，對設(shè)計它們設(shè)計時，以考慮動力性與經(jīng)濟性為主。所以，進氣系統(tǒng)的噪聲控制一般都是針對消聲元件的設(shè)計與優(yōu)化。研究發(fā)現(xiàn)，一個合適的消聲元件可以使氣流噪聲降低20dB～-40dB，相應(yīng)的響度能夠降低75%-～93%[10-，11]。

1.2 消聲元件中心頻率

消聲元件包括擴張消聲器、赫姆霍茲消聲器和1/4四分之一波長管等。各消聲元件消聲時，都存在中心頻率，在此中心頻率處消聲量最大。對進氣系統(tǒng)進行設(shè)計時，可以針對噪聲大的頻段來改變消聲元件參數(shù)，使消聲元件針對特定頻率消音，從而使進氣系統(tǒng)發(fā)揮最好的消聲效果。擴張消聲器與1/4四分之一波長管消聲的中心頻率為：

。（1）

式中， 為聲速，m/s； lk為擴張器或波長管的長度，m。由此可以得出，擴張器和波長管的長度增大，能夠使消聲中心頻率降低。

赫姆霍茲消聲器的中心頻率為：

。（2）

式中， 為聲速，m/s； 為赫姆霍茲消聲器導(dǎo)管的截面積，m2； 為消聲器的容積，m3； lh為消聲器連接導(dǎo)管的長度，m。所以，通過赫姆霍茲消聲器的容積，導(dǎo)管的長度和截面積的配合設(shè)計，能夠使消聲器消聲的中心頻率為任意需要的頻率。

2 傳聲損失

傳聲損失表明聲音經(jīng)過消聲元件后聲音能量的衰減，傳聲損失用TL表示：

。 （3）

式中， Wi為入射聲功率，W； Wt為投射聲功率，W。

由式（3）和各消聲元件的特性可推導(dǎo)進氣系統(tǒng)消聲元件的傳聲損失計算公式，擴張消聲器傳聲損失（擴張消聲器兩邊的進氣管和出氣管截面面積相同）為：

。（4）

式中，m為擴張比；，Llk為擴張腔的長度，m； λ為某聲波的波長，m。

赫姆霍茲消聲器的傳聲損失：

。（5）

式中，V為消聲容器的容積，m3； lch與 Sch分別為連接管道的長度和截面積，m和m2； Sm為主管道的截面積，m2； f為赫姆霍茲消聲器的中心頻率，Hz； fr為頻率成分，Hz。

四分之一1/4波長管的傳聲損失為：

。（6）

式中， m為波長管截面積與主管截面積的比值；， Llb為1/4波長管的長度，m； λ為某聲波的波長， m。

3 進氣系統(tǒng)噪聲優(yōu)化

3.1 進氣系統(tǒng)的幾何結(jié)構(gòu)

本文的研究對象是某款需改善車內(nèi)噪聲的汽車進氣系統(tǒng)。經(jīng)噪聲源診斷試驗分析可知，該汽車的進氣噪聲對車內(nèi)噪聲貢獻較大，且頻率為66 Hz和225 Hz時的貢獻量最大。因此，該進氣系統(tǒng)聲學(xué)性能需要重新優(yōu)化以滿足噪聲要求。此進氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)主要由管道、，空濾器、，赫姆霍茲消聲器組成。幾何模型如圖2所示。

圖2 進氣系統(tǒng)幾何模型

3.2 進氣系統(tǒng)聲學(xué)有限元模型

聲學(xué)有限元模型是建立在進氣系統(tǒng)內(nèi)腔的空氣介質(zhì)上，且要空間封閉。因此，需要先對進氣系統(tǒng)幾何模型做前處理，只保留幾何模型的內(nèi)表面，并填補所有開口使整個系統(tǒng)成為一個封閉的整體。針對此封閉體以每個波長內(nèi)需含6六個或以上單元為原則劃分四面體網(wǎng)格，并注意避免金字塔網(wǎng)格的出現(xiàn)。建立好的聲學(xué)有限元模型如圖3所示。 根據(jù)計算需要確定網(wǎng)格的大小，本文只需要計算到2 000 Hz，網(wǎng)格不大于25 mm都滿足，網(wǎng)格共計節(jié)點數(shù)113 054個，單元數(shù)124 679個 。

圖3 進氣系統(tǒng)聲學(xué)有限元模型

其中計算邊界條件為，進口處施加一個單位的聲功率，出口處為自由場無反射邊界條件。材料設(shè)置為空氣，考慮流速和氣壓等的影響，其參數(shù)為密度1.15kg/m3，，聲速350 m/s。計算頻率和載荷步（載荷不步，載荷步是一個物理量名稱）需要根據(jù)關(guān)注范圍和計算機配置進行設(shè)定，本文針對的頻率都在低頻范圍，為節(jié)約計算機資源，在20Hz～-400 Hz范圍內(nèi)步長設(shè)為1 Hz，，400Hz-～1 000 Hz步長為10 Hz，1 000Hz-～2 000Hz步長為20 Hz。

3.3 原始進氣系統(tǒng)傳聲損失

由于濾紙對低頻消聲性能影響很小，本次分析關(guān)注的頻率為66 Hz和，225 Hz，因此，不用考慮濾紙的影響。分析得到該車型進氣系統(tǒng)傳聲損失曲線如圖4所示。

傳聲損失 TL/

頻率f/

圖4 進氣系統(tǒng)原始傳聲損失圖

由圖4可知見，此進氣系統(tǒng)消聲情況良好，高頻部分在加入濾紙后會有明顯提高，在100～Hz-300Hz范圍內(nèi)有兩個峰值，分別為121 Hz和261 Hz，對應(yīng)為兩個赫姆霍茲消聲器消聲的中心頻率。在66 Hz和225 Hz處的消聲量分別為13.01 dB和9.86 dB，消聲量明顯不足，從而車內(nèi)噪聲明顯。此進氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)特殊，除外部赫姆霍茲消聲器外，空濾器里還有一個，如圖5所示。

圖5 空濾器內(nèi)部赫姆霍茲消聲器

由赫姆霍茲消聲器消聲的中心頻率公式可知，消聲器容積越大，連接管截面積越小，中心頻率越小。通過對兩個消聲器的觀察與分析，外部消聲器容積明顯大于空濾器內(nèi)部消聲器，外部赫姆霍茲消聲器與內(nèi)部赫姆霍茲消聲器消聲的中心頻率應(yīng)分別為121 Hz和261 Hz。為驗證理論與仿真計算的一致性，分別去掉兩個倆消聲器做兩次計算，得出傳聲損失曲線，通過3三個曲線比較，仿真計算結(jié)果與理論公式結(jié)果一致，如圖6所示。

傳聲損失 TL/

頻率f/

圖6 三種情況傳聲損失圖

3.4 66 Hz和225 Hz消聲優(yōu)化

首先針對66 Hz處噪聲的優(yōu)化。在節(jié)約成本，改動最少的前提下，確定一個改進方向：不增加任何消聲元件，充分利用現(xiàn)有消聲元件，即改動赫姆霍茲消聲器相關(guān)參數(shù)用以降低66 Hz處的噪聲。所以，本文需要將更接近目標頻率的外部消聲器消聲中心頻率由121 Hz降低到66 Hz。加大外部赫姆霍茲消聲器容積需要從重新開模，成本較大，故本文在連接管道處下手，根據(jù)理論公式，需降低消聲中心頻率，有兩種方式可以做到：其一，減小導(dǎo)管的截面積；其二，加長導(dǎo)管的長度。如果將截面積和導(dǎo)管長度兩個參數(shù)互相結(jié)合，有三種方法，即分別改變截面積和導(dǎo)管長度，截面積和導(dǎo)管長度同時改變，本文考慮發(fā)動機艙空間限制和結(jié)構(gòu)的穩(wěn)定性，采用改變截面積和截面積與導(dǎo)管長度結(jié)合改變兩種改進方案，具體情況如下。

方案一，消聲器連接導(dǎo)管內(nèi)徑由50 mm改為24 mm，其它他參數(shù)均不變， 如圖7所示。

A.（a）原始導(dǎo)管內(nèi)徑 B.（b）改進管內(nèi)徑

圖7 方案一（改導(dǎo)管內(nèi)徑）

對減小導(dǎo)管內(nèi)徑后的進氣系統(tǒng)作傳聲損失計算，觀察計算結(jié)果，發(fā)現(xiàn)第一個峰值由原始的121 Hz降到了現(xiàn)在的66 Hz，正好實現(xiàn)了我們對目標頻率的優(yōu)化。同時傳聲損失量比原始系統(tǒng)有所減小，這是赫姆霍茲消聲器導(dǎo)管管徑減小所致。但消聲量已達到了28 dB，，比原始13.01 dB增加了15 dB，， 滿足消聲要求。傳聲損失曲線見圖8。

傳聲損失 TL/

頻率f/

圖8 方案一傳聲損失圖

方案二，延長赫姆霍茲消聲器連接導(dǎo)管至消聲器腔內(nèi)，延長長度103 mm，形狀為圓臺，始端內(nèi)徑不大于50 mm（原始）即可，末端內(nèi)徑18 mm。如圖9紅色部分所示。

A.（a）原始導(dǎo)管 B.（b）延長導(dǎo)管

圖9 方案二（延長導(dǎo)管）

方案二的消聲器消聲中心頻率也降低到66 Hz，且中心頻率消聲量達到了65 Hz，比原始13.01 dB增加了51.99 dB，比方案一28 dB增加了37 dB，取得了比方案一更好的消聲效果。傳聲損失圖見圖10。

傳聲損失 TL/

頻率f/

圖10 方案二傳聲損失圖

針對進氣225 Hz的噪聲問題，本文利用空濾器內(nèi)部現(xiàn)有的赫姆霍茲消聲器改進參數(shù)來實現(xiàn)。改變消聲器容積會影響空濾器容積且成本增大，此系統(tǒng)導(dǎo)管長度也不易改變，只能改變開口面積（即導(dǎo)管截面積），從而使此消聲器消聲的中心頻率由261 Hz降低到225 Hz。為保證改動盡量少，只減小消聲器開口面長度，高度不變。長度由原始的43 mm減小到20 mm，如圖11所示。

A.（a）原始開口（43mm） B.（b）減小開口（20mm）

圖11 優(yōu)化前后模型對比圖

對優(yōu)化后的模型做傳聲損失仿真，觀察計算結(jié)果，見如圖12所示。由低頻到高頻，在第二個峰值處（第一個峰值為外部赫姆霍茲消聲器作用所致）頻率為226 Hz，消聲量達到47 dB，相應(yīng)的225 Hz消聲量也達到了38 dB，比原始9.86 dB增加了28.14 dB，完全滿足消聲要求。

傳聲損失 TL/

頻率f/

圖12 優(yōu)化后傳聲損失圖

4 結(jié)論

綜上所述，本文基于進氣噪聲理論和傳聲損失仿真，探索了汽車進氣系統(tǒng)聲學(xué)設(shè)計的方向，驗證了優(yōu)化結(jié)果。通過進氣系統(tǒng)各種消聲元件的理論公式，對進氣系統(tǒng)各消聲元件的設(shè)計與優(yōu)化提供方向和理論基礎(chǔ)，完成了進氣系統(tǒng)消聲元件針對目標頻率的設(shè)計與優(yōu)化。再以傳聲損失仿真來驗證優(yōu)化后的系統(tǒng)能否滿足目標消聲頻帶的要求。

（1）本文所做的工作，為進氣系統(tǒng)的噪聲優(yōu)化起到了參考作用，并且是一種有效的進氣噪聲優(yōu)化方法，為車輛進氣系統(tǒng)消聲元件的聲學(xué)性能設(shè)計提供定量的依據(jù)，為進氣系統(tǒng)噪聲優(yōu)化提供一種可靠、實用、便捷的途徑。

（2）赫姆霍茲消聲器對低頻消聲非常有效，針對性強，在消聲器容積、腔外導(dǎo)管長度和消聲中心頻率相同的情況下，增加腔內(nèi)內(nèi)插管比減小導(dǎo)管截面積的消聲量要大。

（3）本文沒有研究消聲元件的變化對整個系統(tǒng)壓力損失的影響，可作為今后研究的內(nèi)容。

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作者簡介：

邢陽（1987-），男，四川省瀘州市人。，碩士，工程師，主要從事空氣動力學(xué)與車身結(jié)構(gòu)仿真工作。

Tel：15215151150

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