梁光辉，施朝坤，覃晟
（1.广西壮族自治区汽车拖拉机研究所有限公司，广西 柳州 545006；
2.东风柳州汽车有限公司商用车技术中心，广西 柳州 545000）
目前，随着国家环境噪声法规的越来越严格及汽车市场持续快速发展，汽车噪声性能逐步被客户关注。商用车进气结构一般都是布置在驾驶室后面，距离驾驶舱很近，对驾驶舒适性有重要的影响。经研究表明，进气噪声有时比内燃机本体噪声高5~10 dB（A），不仅对车外噪声有重要影响，而且在汽车低转速运行时对车内噪声也有很大程度的影响［1］。因此，对进气噪声进行研究及控制具有重要意义。
本文以某商用车进气噪声“咚咚声”问题为例，对商用车进气噪声产生的机理及控制的策略进行研究，运用整车道路噪声试验和频频分析手段，确定进气“咚咚声”根本原因，然后结合CAE仿真分析技术，制订优化方案，通过验证有效解决了该进气噪声问题，从而为改善进气系统噪声提供了一种可借鉴的工程实用方法。
1.1 进气噪声产生原理
进气噪声为传统内燃机空气动力性噪声，一般来说，进气噪声随着发动机转速的增加而变大，同时与发动机负荷有一定相关性。随着发动机转速增加或负荷率增大，进入进气系统的空气量加大，进气系统管道的涡流强度、压力脉动及噪声频率也随着增大，一般表现为周期性压力脉动噪声、涡流噪声和气柱共振噪声等。
针对商用车比较常见的压力脉动产生的噪声，其特点是存在明显的阶次特性和周期性。周期性压力脉动噪声是指在内燃机工作时，由于进气门周期性的打开与关闭，引起进气系统管道中的速度波动和空气压力变化产生的噪声。当进气门打开时，进气系统管道中产生压力脉冲，由于有空气阻尼的存在，压力脉冲会随着发动机活塞的下行而消失。当进气门关闭时，进气系统管道中也会产生一个压力脉冲，由于有空气阻尼影响，压力脉冲也会很快消失，因此在内燃机一个缸的工作循环过程中，产生2个压力脉冲，随着进气门的周期性的打开与关闭，就会产生周期性的压力脉动噪声［2］。根据周期性压力脉动噪声的产生原理，其噪声频率f0可以通过公式（1）表示：
式（1）中，n为内燃机转速，m为内燃机缸数，为内燃机冲程数，i为谐波次数。在进气噪声中，一般2~3倍的谐波成分较为明显。这种噪声一般以中低频噪声为主，通常在300 Hz以下。
1.2 商用车进气噪声优化策略
针对已开发量产车型，解决进气噪声一般采用增加消声器来实现，消声器的种类有很多种形式。根据消声器消声原理，一般分为阻性消声器、抗性消声器和阻抗复合消声器［3］，实际应用时需要根据这些进气噪声的声音特性来选择合适的消声器，总结如下。
（1）抗性消声器利用管道截面的突变导致通道内声阻抗产生突变，当声波频率与谐振腔固有频率接近时，将引起声腔共振，声能消耗，从而实现消声效果；
其优点是具有良好的低频消声性能，缺点是消声频带较窄，适用于窄带噪声和中低频噪声的控制，1/4的波长管及赫姆霍兹（Helmholtz）谐振腔为常见的此类消声器。
（2）阻性消声器为声波吸收型消声器，阻性消声器利用声波在多孔且串通的吸声材料中传播时，通过黏滞阻力和摩擦的方式将声能转化为热能消耗掉，达到消声的目的。此类消声器的优势在于能在较宽的中高频段范围内实现消声；
缺点在于容易受到环境的影响而导致其使用寿命变短，且其对低频噪声消声效果较差，目前车用空气滤清器的滤芯是最常用的阻性消声器。
（3）在实车应用时，通常要求消声器在较宽的频率范围内产生良好的消声效果，一般都采取既有阻性吸声材料又有抗性滤波元件的形式，即阻抗复合消声器，汽车的进气系统就是一个典型的阻抗复合消声器。
2.1 问题描述
根据市场客户反馈，某中型载货车原地怠速工况室内出现严重的“咚咚声”，经初步排查是该声音从进气口传出，严重影响乘客舒适性，不可接受，要求对该问题进行分析整改。
2.2 试验分析
为了准确识别造成进气管“咚咚声”的主要噪声源，针对反馈样车进行了整车NVH排查试验和频谱分析工作，试验排查方案为分别断开引起波纹管、断开发动机连接端和断开空压机胶管3个方案。主要实测数据及分析结果如下。
（1）通过初步排查：①断开引气管，室内噪声降低3.2 dB（A），主观感受“咚咚声”依然存在，说明“咚咚声”不是引气管引起，是由空压机或是发动机引起的；
②断开发动机进气管，室内噪声只降低1.1 dB（A），主观感受“咚咚声”依然存在；
③断开空压机连接管，室内噪声降低2.8 dB（A），主观感受“咚咚声”明显降低，因此可以初步判定该问题是由于空压机进气引起的（表1）。
表1 排查方案噪声性能及测评
（2）经过频谱滤波分析，影响车内主观感受的主要噪声频率为80~320 Hz，其中160 Hz峰值最高；
断开空压机连接管后，室内噪声降低2.6 dB（A），中心频率160 Hz明显降低，主观感受“咚咚声”改善明显，同时进气口噪声在该频率下也降低7.2 dB（A）（图1）。再经过阶次分析发现：该噪声成分表现为明显的阶次关系，进气口噪声阶次与室内噪声峰值完全吻合，该车型匹配空压机为单缸机，与发动机通过齿轮传动，通过阶次计算可以判断该阶次为空压机噪声阶次，从而进一步确认该声音是空压机进气阀门周期性开闭产生的压力脉动噪声，该噪声通过进气管往外传播，进而传递到驾驶室内。
图1 1/3倍频程对比
2.3 方案对策
试验结果表明，进气“咚咚声”是由于空压机产生的压力脉动噪声，通过进气管往外传播所导致，主要问题频率为80~320 Hz；
根据进气控制策略，目前最常用的赫姆霍兹（Helmholtz）谐振腔能较好地消除中低频噪声。当前行业评价消声系统的消声性能通常用传递损失这一指标［4］。根据声学理论可知，赫姆霍兹（Helmholtz）谐振腔的共振频率f0和传递损失可以用公式（2）和公式（3）计算：
根据公式（2）和公式（3）得出，谐振腔的传递损失和共振频率f0相关影响的参数为主管道截面积sp、连接管截面积sc、共振腔体积V、连接管长度l。
针对空压机目标频率，设计谐振腔几何形状和结构参数，定义谐振腔连接管直径sc=20 mm，连接管长度l=137 mm，共振腔体积为V=1.9 L，声速。
2.4 有限元验证
本文进气系统结构主要包括进气管道、空气滤清器和谐振腔，应用Virtual.lab软件声学仿真软件对进气系统进行有限元分析，建立进气系统内腔空气介质，CAE有限元模型如图2所示。
图2 CAE有限元模型示意图
假设声波在管道内以平面波的方式进行传播，定义在谐振腔入口施加单位振动速度激励，在出口处定义为无反射边界条件，计算入口和出口的声压响应分析传递损失［5］。滤芯对低频消音性能影响较小，本次分析频段为10~400 Hz，为考虑滤芯的影响，计算传递损失曲线如图3所示。
图3 传递损失仿真分析
从图3可以看出，原车进气系统在80 Hz、160 Hz和320 Hz附近传递损失最高只有25 dB，在这些频率消声能力较弱；
通过增加谐振腔后，在这3个频率下传递损失提高到39 dB，在160 Hz传递损失达到最大。
2.5 实车效果验证
基于谐振腔结构设计和CAE验证结论，对谐振腔零件进行3D打印并装车进行噪声性能验证，实车验证结果如图4所示。
如图4所示，进气系统增加谐振腔后，怠速工况下室内噪声明显降低3.3 dB（A），改善效果明显，主观感受原来的进气“咚咚声”完全消除，在原来主要噪声峰值频率80 Hz、160 Hz和320 Hz下噪声降低6~8 dB（A），通过在进气管路增加谐振腔，进气噪声问题得到彻底解决。
图4 实车验证结果
（1）本文针对进气噪声产生机理和控制策略进行探讨，并通过运用整车道路噪声试验、频谱滤波分析及阶次分析等手段对某商用车进噪声问题进行有效识别、确定问题产生的原因，在传统内燃机作为动力的商用车NVH设计具有一定的参考借鉴意义和工程应用价值。
（2）基于某商用车存在的进气噪声问题，本文通过理论分析、谐振腔方案设计和CAE仿真分析提出解决方案，并经实车效果验证，有效地解决了某商用车进气噪声问题，改善车辆整体驾乘舒适性，降低了顾客对噪声抱怨，提高产品市场竞争力。
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