謝小平，李 陽，王茜影，王晨輝，張引引

前言

隨著人們對車輛舒適性要求的日益提高，車輛振動與噪聲的控制已得到深入研究。目前豪華中型客車已普遍采用渦輪增壓柴油發(fā)動機作為動力，它作為主要噪聲源，其噪聲一部分由機體向外輻射，一部分通過進、排氣管道向外傳播并輻射。目前發(fā)動機后處理裝置與排氣消聲器的研究使進入排氣管道的噪聲得到有效改善，然而發(fā)動機進氣噪聲與渦輪增壓氣動噪聲通過進氣管道和空氣濾清器(簡稱“空濾器”)向進氣口傳播并輻射，該部分噪聲卻沒有得到更好的改進[1]。發(fā)動機和渦輪增壓器的噪聲具有寬頻特性，且柴油發(fā)動機仍然是主要噪聲源。雖然空濾器具有一定的消聲性能，但在其設計過程中主要關注濾清效率、流動阻力和使用壽命等[2]，未能根據渦輪增壓柴油車的噪聲特性設計，因此在某些頻段不能達到較好的消聲效果，從而影響進氣口輻射噪聲和車內噪聲水平。

為有效降低噪聲，首先須確定噪聲源和噪聲頻段。文獻[3]中通過測試3擋滿負荷勻加速工況下壓氣機殼體振動頻譜和車內噪聲頻譜，確定2.6～3.0kHz頻段噪聲為壓氣機噪聲；文獻[4]中針對大型客車采用偏相干技術進行了整車振動源識別的試驗研究。然而國內對聲模態(tài)、頻譜分析和偏相干技術相結合進行噪聲源識別的研究較少。

評價復雜系統(tǒng)聲學特性的指標有很多種，其中傳遞損失(transmission loss，TL)是一種常用的評價指標。TL表明聲音經過消聲元件后聲音能量的衰減，即入射聲功率級和透射聲功率級的差值。TL可通過數值求解和試驗兩種手段獲得[5]，有限元法已被廣泛應用于數值求解計算和分析各類消聲器的聲學性能；試驗獲取的TL較為準確，但它對試驗的設備和條件要求較高，尤其對進氣系統(tǒng)這樣的復雜結構，通過試驗的方法獲取TL較為困難，進而使得傳統(tǒng)的通過對比TL實驗與仿真結果來驗證模型準確性[6]的方法較難實施。

本文中對某豪華中型客車進行了聲腔模態(tài)試驗和道路試驗，分析車內聲模態(tài)特征，并對道路試驗進行偏相干分析和頻譜分析，確定了主要噪聲源和目標消聲頻段；采用有限元法對進氣系統(tǒng)進行聲學精細化建模，計算了進氣系統(tǒng)的TL，并與怠速進氣口噪聲頻譜相結合，驗證了有限元模型的準確性；依據進氣系統(tǒng)的聲學特性和結構特征，針對性地設計了進氣消聲器；最后在實車上進行了消聲器效果的驗證，結果表明所設計的消聲器有效解決了進氣口輻射噪聲和車內噪聲問題。

1 整車試驗

試驗樣車為某豪華中型客車，由前置渦輪增壓柴油發(fā)動機驅動，車身為非承載式，懸架為空氣彈簧懸架。客車總長7.49m，最大總質量為6 600kg，額定功率為125kW，發(fā)動機怠速和最高轉速分別為750和2 600r/min。

1.1 聲腔模態(tài)試驗及分析

聲腔模態(tài)(簡稱“聲模態(tài)”)試驗在安靜、空曠的環(huán)境下進行。采用單點激勵、多點輸出的方法[7]，由LMSTest.Lab數據采集與模態(tài)分析系統(tǒng)產生猝發(fā)的隨機信號，經功率放大器放大后，進入體積聲源激勵車內聲腔，用多個自由場傳聲器同時測量車內不同位置的聲壓，利用LMS系統(tǒng)接收信號，計算輸入、輸出信號的傳遞函數，在模態(tài)坐標下對剛度、阻尼等模態(tài)參數進行擬合，最終獲得聲腔的模態(tài)頻率和振型。測試過程中，聲源放在靠近發(fā)動機的位置；傳聲器分布參考GB/T18697—2002《聲學汽車車內噪聲測量方法》，以駕駛員右耳為基準，以平均20cm為間隔在車內空腔分布。聲模態(tài)試驗過程和測點分布如圖1和圖2所示。

圖1 聲模態(tài)試驗

圖2 聲模態(tài)測點分布示意圖

由LMS系統(tǒng)測試、分析獲得車內聲腔1 000Hz以內的模態(tài)頻率、模態(tài)振型和阻尼比，如表1所示。以278Hz為例進行分析，在該頻率下，車內聲腔出現(xiàn)2階縱向、2階橫向和2階豎向模態(tài)振型，那么當車外存在278Hz附近的噪聲時，該噪聲源將與車內聲腔發(fā)生共振。在其他模態(tài)頻率下，也可得出相同的結論。

1.2 道路試驗與結果分析

道路試驗在寬敞平直的瀝青路面上進行，依據對車內噪聲的主觀感受，選擇在怠速、勻速4擋50和60km/h等工況下進行測試。主要噪聲測點布置為:車內駕駛員、1排、3排和7排座椅4個測點，車外進氣口、發(fā)動機上、冷風扇和排氣口4個測點，如圖3所示。發(fā)動機曲軸處安裝光電傳感器以采集發(fā)動機轉速。測試采用美國NI公司的數據采集和處理分析系統(tǒng)，傳聲器為聲望公司的MPA466型傳聲器。

表1 聲腔模態(tài)頻率、模態(tài)振型和阻尼比

圖3 車內、外傳聲器安裝位置及固定方式

1.2.1 怠速工況下偏相干分析

在噪聲源分析過程中，由于各聲源之間存在弱相關的情況，采用偏相干函數能夠將信號中與其他信號相干的部分去掉，計算殘余信號對輸出的影響，由此可準確識別出噪聲源。

對怠速工況下各測點的噪聲數據，基于偏相干函數分別計算各聲模態(tài)頻率下，車外(進氣口、發(fā)動機上、冷風扇和排氣口)4個噪聲輸入信號對車內(駕駛員、1排、3排和7排座椅)4個噪聲輸出信號的貢獻度系數[8]Pmn(f)，其中m和n分別代表輸入和輸出信號的名稱，然后根據式(1)分別計算在各模態(tài)頻率f下每個輸入對車內4個輸出的總貢獻度系數Psumm(f)。

計算結果表明，進氣口噪聲在278Hz處對車內各點噪聲的總貢獻度系數最大。結合聲模態(tài)分析結果可以確定，降低進氣口在278Hz的單頻輻射噪聲將有助于降低怠速工況下該頻率的車內噪聲。

1.2.2 勻速工況下噪聲頻譜分析

車輛以4擋50和60km/h的勻速運行時，進氣口噪聲頻譜(A計權)在250～400Hz頻段較大，最高可達97dB，如圖4所示。

圖4 勻速進氣口噪聲頻譜(A計權)

綜合車內聲腔模態(tài)分析、怠速工況下噪聲數據的偏相干函數分析和勻速工況下進氣口噪聲頻譜分析，可以得出結論:對278Hz單頻和250～400Hz頻段的進氣口輻射噪聲須加控制，達到降低車內噪聲的目的。控制進氣口輻射噪聲首先研究進氣系統(tǒng)的噪聲特性，進而有針對性地進行消聲處理。

2 進氣系統(tǒng)聲學有限元仿真分析

2.1 系統(tǒng)描述

本文中把從渦輪增壓器的入口端至進氣口這一部分作為進氣系統(tǒng)(下同)，它包括引氣管、空濾器總成、進氣軟管1、進氣硬管和進氣軟管2，如圖5所示?？諡V器總成內部結構示意圖如圖6所示，它由空濾器殼體、導流裝置、濾芯總成和穿孔管組成，穿孔管的小孔未畫出。主要尺寸:空濾器殼體高度257mm，直徑 320mm；濾芯內徑 132mm，外徑237mm；空濾器進氣和出氣端管口直徑分別為102和90mm。

圖5 進氣系統(tǒng)

圖6 空濾器總成內部結構示意圖

2.2 濾芯吸聲系數試驗與聲阻抗計算

2.2.1 吸聲系數試驗

空濾器中濾芯為纖維材料，它對中高頻噪聲具有明顯的吸聲效果，其聲學特性由吸聲系數進行評價。

吸聲系數是指材料吸收的聲能與入射到材料上的總聲能之比，它可采用傳遞函數法在阻抗管中測得。測試原理如圖7所示，管道一端的揚聲器發(fā)出寬帶穩(wěn)態(tài)的隨機信號，在阻抗管中可被分解成入射波pi和反射波pr，在聲源與被測材料之間合適位置布置兩個壓力型傳聲器1和2，分別測量管道中的復聲壓p1和p2。s為兩傳聲器的距離，x1為第一個傳聲器到基準面(材料測試表面)的距離。入射波和反射波聲壓分別為

式中:PI為基準面上pi的幅值；k0為空氣的波數；PR為基準面上pr的幅值。兩個傳聲器處的聲壓可分別表示為

圖7 阻抗管法測試材料吸聲系數原理圖

若令Hi和Hr分別為入射波和反射波的傳遞函數，且

并有PR＝rPI(r為反射系數)，則總聲場傳遞函數H12可由p1和p2獲得

將Hi和Hr代入式(8)，可求得

反射系數可以通過測得的傳遞函數、距離s，x1和k0確定，吸聲系數α和阻抗率z可分別表示為

式中:ρ為吸聲材料中等效流體的密度，通?？捎每諝饷芏却妫籧0為空氣中的聲速。

吸聲系數依據DIN EN ISO 10534—2和DIN EN ISO 13472—2進行測試，采用德國SINUS公司的聲學材料測試、分析系統(tǒng)，如圖 8所示。測量時AFD1001阻抗管測試系統(tǒng)輸出穩(wěn)態(tài)白噪聲信號至計算機聲卡，經 TP60型功率放大器放大后，驅動AFD1000阻抗管內置的揚聲器發(fā)聲，在相應的傳感器處利用M370型壓力場傳聲器拾取聲音信號并輸入至Apolle-Box-4B型數據采集器前端的動態(tài)信號輸入通道，經AFD1001分析軟件計算材料的反射系數、吸聲系數和阻抗率。

濾芯吸聲系數測試結果如圖9所示。濾芯在全頻段均具有一定的吸聲作用，在660～4 400Hz頻段，吸聲系數均高于0.5，尤其在900～1 760Hz和3 410～4 400Hz頻段，吸聲系數達到0.8以上，因此在進行進氣系統(tǒng)聲學仿真時，濾芯的作用不能忽略。

圖8 吸聲系數測試

圖9 濾芯吸聲系數

2.2.2 濾芯聲阻抗計算原理

在進行聲學有限元仿真時，通?？蓪V芯假定為均勻、各向同性的多孔材料。根據吸聲材料的聲學理論，若多孔介質的骨架靜止時，在宏觀尺寸上，多孔介質材料可用等效流體代替[9]，其聲阻抗和復波數[10]可表示為

式中:Z0為空氣的特性阻抗；ρ0為空氣密度；R為比流阻率，一般可以通過試驗獲得，Pa·s/m2。

2.3 穿孔管聲阻抗計算

柴油發(fā)動機的空濾器中除濾芯外，往往還設有穿孔管與纖維棉組成的復合結構再次過濾空氣，這層纖維棉較薄(通常1～2mm左右)，因此在聲學計算時可只考慮穿孔管的作用。穿孔管存在大量小孔，使得有限元網格劃分的工作量巨大，且小孔處的網格需要細化，質量不易控制。在聲學有限元計算中，可通過定義穿孔管內外壁之間的傳遞導納關系來間接模擬小孔的聲學性能。本文中所研究的空濾器中，聲音由穿孔管內壁向外傳播，如圖10所示，穿孔管外直徑為120.8mm，壁厚l＝0.4mm，穿孔中心為正六邊形均勻分布，小孔半徑a＝2mm，相鄰小孔中心間距d＝6mm，穿孔管孔隙率ε＝40.3%。

圖10 穿孔管結構圖

穿孔管內表面的法向振動速度和聲壓分別為vin和pin，外表面的法向振動速度和聲壓分別為vout和pout，它們滿足如下傳遞導納關系:

式中:ω為圓頻率；η為流體動力黏度，Pa·s。根據式(15)，本例中穿孔管在各頻率下的聲阻抗計算值如表2所示。

2.4 精細化聲學有限元建模

采用三維設計軟件建立了進氣系統(tǒng)的實體模型，然后進行聲學有限元網格劃分。如圖11所示，進氣系統(tǒng)聲腔分為4個部分:A為引氣管至濾芯外表面的空腔；B為濾芯本體；C為濾芯內表面至穿孔管外表面的空腔；D為穿孔管內表面至渦輪增壓器進氣口的空腔。網格劃分過程中，以上4部分分別單獨進行劃分，A，B和C相通，交界面處共節(jié)點；C與D之間為穿孔管，不畫出實體網格，因此C與D不連通。為保證網格質量，所有網格均采用四面體網格；最高分析頻率為1 000Hz，遵循每波長6個線型單元的規(guī)則，網格的單元最大尺寸控制為50mm；最小尺寸受聲場結構限制，由于導流裝置存在較多葉片和筋板，嵌在A中間，使得A的空腔結構極為復雜，為真實地反映內部聲場，嚴格按照原始結構建立有限元模型，控制葉片與筋板附近最小尺寸為1.5mm，其余位置網格最小尺寸為3mm。

表2 穿孔管各頻率聲阻抗

圖11 進氣系統(tǒng)的聲學有限元網格

將網格導入聲學有限元軟件中進行材料屬性、邊界條件和計算頻率的設置。為A，C和D區(qū)域賦予空氣的材料屬性；至于B區(qū)域的濾芯，其等效聲速和等效密度與空氣相同，結構因子取3，濾芯的孔隙率一般可近似取0.95左右，比流阻率取R＝20kPa·s/m2；穿孔管通過定義內外表面的傳遞導納矩陣來表示，由于不同頻率下傳遞導納數值不同，故須將矩陣的每個分量建立成表格導入程序中，作為計算邊界條件。在聲源入口和出口端面分別定義單位速度邊界和全吸聲邊界。計算頻率為278Hz單頻和100～1 000Hz頻段，頻率間隔為10Hz。在聲學有限元軟件中進行聲學響應計算，得到進氣系統(tǒng)在各計算頻率下的聲壓云圖，然后提取聲源入口和出口端面的復聲壓，根據TL計算公式，可計算出進氣系統(tǒng)在各計算頻率下的TL值，并繪制成曲線(圖12)。

圖12 傳遞損失曲線與進氣口噪聲頻譜對比

2.5 模型驗證與仿真分析

怠速工況下，發(fā)動機負荷低，進氣量小，渦輪增壓器不參與工作。另外，發(fā)動機激勵源優(yōu)勢頻率主要為2階(25Hz)，遠低于最小分析頻率(100Hz)，在100～1 000Hz分析頻段內，空濾器及進氣管道對噪聲的消除起主導作用。因此怠速工況下，在100～1 000Hz頻段內，進氣系統(tǒng)消聲效果好(即TL大)的頻段，進氣口輻射噪聲會明顯降低；相反，進氣系統(tǒng)消聲效果差(即TL小)的頻段，進氣口輻射噪聲會明顯增加。根據這一原理，本文中采用以下方法進行模型驗證:對比進氣系統(tǒng)TL仿真曲線與怠速進氣口噪聲頻譜圖，若進氣系統(tǒng)TL的峰(谷)值頻率與怠速進氣口噪聲頻譜的谷(峰)值頻率一一對應，說明TL的仿真結果可靠；否則，說明仿真結果不可靠。

采用上述方法，將進氣系統(tǒng)TL仿真曲線與試驗測得的怠速進氣口噪聲頻譜進行對比(圖12)，表3中列出了兩曲線的峰(谷)值頻率，其中符號“↑”表示峰值頻率，“↓”表示谷值頻率。對照表中的數據顯示，TL曲線出現(xiàn)的峰(谷)值頻率與頻譜的谷(峰)值頻率對應較好，僅在530和780Hz附近分別存在5.6%和2.5%的偏差，說明進氣系統(tǒng)聲學有限元模型準確，可用于進一步的聲學分析與改進。

圖13為進氣系統(tǒng)在278和700Hz處的聲壓分布云圖，兩頻率處TL分別為12和45dB。進氣系統(tǒng)在有濾芯和無濾芯情況下TL的計算值對比如圖14所示。由圖可以看出，濾芯使得進氣系統(tǒng)TL曲線趨于平滑，且由于濾芯的吸聲作用，在200Hz以上的大部分頻段TL都有較大提高。考慮濾芯作用時，該系統(tǒng)的TL在250～400Hz頻段均在20dB以下，先降低后升高，在278Hz附近達到最小值，這導致 250～400Hz頻段內，尤其是278Hz附近，進氣口輻射噪聲較大，這與整車試驗結果相吻合，同時也為改進措施的制定提供了方向。

表3 峰(谷)值頻率對照表

圖13 進氣系統(tǒng)聲壓分布云圖

圖14 有、無濾芯進氣系統(tǒng)TL計算值

3 消聲器的設計與驗證

3.1 消聲器設計

受進氣系統(tǒng)空間限制，控制250～400Hz的噪聲，可選用多個赫姆霍茲(Helmholtz)消聲器(見圖15)，它類似于動力吸振器[12]。動力吸振器中一個附加質量和一個附加彈簧組成一個子系統(tǒng)，子系統(tǒng)的運動可消除主系統(tǒng)中某個頻率的振動。赫姆霍茲消聲器的空腔就好像是彈簧，連接管中的空氣類似于動力吸振器中的附加質量，因此即可消除某個頻率的聲波。

圖15 赫姆霍茲消聲器

赫姆霍茲消聲器的共振頻率為

傳遞損失為

式中:c為聲速；Sc和lc分別為連接管的截面積和長度；V為容器體積；Sm為主管道截面積。

根據式(16)和式(17)，設計兩個赫姆霍茲消聲器，共振頻率分別為278和320Hz，且疊加后消聲頻段覆蓋250～400Hz。受進氣系統(tǒng)布置空間的限制，將消聲器并排置于原進氣硬管上，如圖16所示。對比改進前、后進氣系統(tǒng)TL的計算結果(圖17)，改進后TL除在500Hz附近略有降低外，在100～470Hz的中低頻均有不同程度提高，且增幅在250～400Hz頻段平均達到了 24.7dB，在 278Hz附近達到了28.4dB，說明改進后的進氣系統(tǒng)在目標頻段消聲效果良好。

圖16 進氣系統(tǒng)改進

圖17 改進前、后的進氣系統(tǒng)TL對比

對改進后的進氣硬管進行模態(tài)驗證:改進后的進氣硬管1階固有頻率為181Hz，發(fā)動機最高轉速對應的基頻為43.3Hz，其2階頻率為86.6Hz，遠小于改進后進氣硬管的1階固有頻率，因此安裝消聲器后的進氣硬管不會與發(fā)動機產生共振。

3.2 道路驗證試驗

將裝有消聲器的進氣硬管安裝到進氣系統(tǒng)上，如圖18所示，測試車輛在怠速、4擋50和60km/h等工況下，進氣口和車內駕駛員右耳位置的聲壓級(A計權，下同)，結果如表4所示。由表中數據可以看出，在3種工況下，改進后進氣口測點的聲壓級分別降低了1.3，2.3和1.6dB，駕駛員右耳測點的聲壓級分別降低了2，1.5和-0.3dB(“-”表示聲壓級升高，可能是由于改進前、后兩次的測試環(huán)境或發(fā)動機轉速不一致導致)。綜合聲壓級測試結果可以得出，本文中所設計的消聲器有效降低了進氣口輻射噪聲和車內駕駛員位置的噪聲。

圖18 裝有消聲器的進氣系統(tǒng)

表4 進氣系統(tǒng)改進前、后各工況下聲壓級對比dB(A)

4 結論

本文中針對某豪華中型客車進氣口輻射噪聲和車內駕駛員位置噪聲水平較高的問題，系統(tǒng)地、有針對地提出了一整套噪聲溯源追根、仿真改進、試驗驗證的方法和流程。

(1)根據聲模態(tài)試驗結果和針對怠速工況下的偏相干分析結果，確定了進氣口對車內噪聲貢獻最大的頻率特征，結合勻速工況下進氣口噪聲頻譜特征，最終確定了需對進氣系統(tǒng)針對278Hz和250～400Hz頻段進行改進。

(2)空濾器的濾芯在中高頻具有良好的吸聲效果，本例中在660Hz以上，濾芯吸聲系數達到0.5以上，因此濾芯在聲學仿真中不能忽略。結合濾芯和穿孔管的聲學特性，有限元方法建立了進氣系統(tǒng)精細化聲學模型，獲得了進氣系統(tǒng)聲壓云圖和TL曲線。

(3)采用對比進氣系統(tǒng)TL曲線的峰(谷)值頻率與怠速進氣口噪聲頻譜的谷(峰)值頻率的方法驗證了進氣系統(tǒng)有限元模型的準確性。當分析頻率避開發(fā)動機主要峰值頻率時，采用噪聲頻譜與有限元軟件相結合獲取復雜系統(tǒng)TL的方法是可行的。

(4)針對目標頻段設計了雙Helmholtz消聲器并集成到進氣硬管上，使其模態(tài)避開發(fā)動機的2階固有頻率。改進后的進氣系統(tǒng)在250～400Hz頻段，尤其是278Hz處，TL顯著提高，結合道路驗證試驗的聲壓級測試結果可以得出，本文中所設計的消聲器有效地降低了進氣口輻射噪聲和車內噪聲。

[1] 劉麗媛.增壓器噪聲控制與進氣消聲器設計研究[D].哈爾濱:哈爾濱工程大學，2010.

[2] 朱廉潔，季振林.汽車發(fā)動機空氣濾清器消聲特性研究[J].汽車工程，2008，30(3):260-263.

[3] 李恒，郝志勇.渦輪增壓器進氣口消聲器設計與性能評估[J].汽車工程，2015，37(4):435-439.

[4] 王建鋒，張維峰，李平.基于偏相干分析的大型客車振動源識別試驗研究[J].汽車技術，2014(2):36-39.

[5] 侯鎖軍，杜艷霞.基于整車噪聲控制的消聲器分析與改進[J].汽車工程，2013，35(10):944-948.

[6] 袁守利，辛超，劉志恩，等.汽車排氣消聲器三維聲場分析[J].噪聲與振動控制，2014，34(1):113-117.

[7] 鄧丹丹.基于聲模態(tài)的客車車內噪聲有源控制仿真研究[D].重慶:重慶大學，2015.

[8] 練宏俊，盧耀祖，陳衛(wèi)，等.基于偏相干分析法的裝載機司機室噪聲源識別[J].同濟大學學報(自然科學版)，2001，29(11):1313-1316.

[9] 畢嶸.汽車進排氣消聲器性能的數值仿真研究[D].合肥:合肥工業(yè)大學，2007.

[10] NICE M，GODFREY D.Measurement of characteristic impedance and propagation constant for trim packages[C].Proceedings of the First International AutoSEA Users Conference， San Diego，USA:[s.n.]，2000.

[11] HOU K.Measurement and modeling of micro-perforated panels[J].Dissertations ＆ Theses-Gradworks，2009.

[12] 龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動理論與應用[M].北京:北京理工大學出版社，2006.