基于Sysnoise的汽车进气消声器声学性能分析及结构研究

李金库，陈英君，宋世忠，张玉华，庞 然

(1.黑龙江工程学院 汽车与交通工程学院,黑龙江 哈尔滨 150050;2.佳木斯市公路管理处，黑龙江 佳木斯 154002；3.佳木斯市郊区政府，黑龙江 佳木斯 154002)

基于Sysnoise的汽车进气消声器声学性能分析及结构研究

李金库1，陈英君1，宋世忠2，张玉华3，庞 然1

(1.黑龙江工程学院 汽车与交通工程学院,黑龙江 哈尔滨 150050;2.佳木斯市公路管理处，黑龙江 佳木斯 154002；3.佳木斯市郊区政府，黑龙江 佳木斯 154002)

以声学软件Sysnoise为平台，综合运用有声学限元法及小波包分析理论，对基本消声单元的声学性能进行数值仿真分析；定性地描述Helmholts谐振腔的体积、主管尺寸等不同结构参数对消声器性能，即谐振频率和消声量的影响。根据仿真分析、噪声试验和发动机的实际空间来设计消声器，并最终确定消声器的结构，为降低汽车进气噪声打下良好的基础。

Sysnoise 软件；声学性能；汽车进气消声器；结构设计；噪声识别

车外噪声的控制最重要的是对发动机噪声的控制，发动机是汽车的主要噪声源，因此,降低发动机的噪声是降低整车噪声的主要措施。大量的研究资料表明，通常发动机的噪声与整车噪声的声压级差在15～17 dB(A)，而小型车发动机进气噪声占总噪声能量的比例接近22%,如图1所示[1]。

图1 乘用车通过噪声贡献比

1 进气噪声测量及小波分析

1.1 进气噪声测量

应用频率分析方法，将测得的噪声时域信号进行快速傅里叶变换(FFT)[2-3]。频谱分析表明，在进气管附近，6 000 r/min转速范围内的噪声频谱在1 000 Hz以内的低频段内存在峰值区域，且噪声超过74 dB的频率范围集中在125～370 Hz。根据这个频率区间设计进气消声器，达到降噪声的目的。试验测得的进气噪声在5 500 r/min时最大，为86.3 dB(A)。

图2为进气噪声频谱图。图3、图4所示分别为发动机加速达到40 km/h时进气噪声时域、频域信号。表1为进气噪声实验数据。

图2 发动机5 500 r/min时的进气噪声频谱

40 km/h加速图3 发动机进气噪声时域信号

40 km/h加速图4 发动机进气噪声频域信号

1.2 小波分析

小波分析技术可取代部分传统的频谱分析，可以用不同的“尺度”或“分辨率”观测信号，偏于处理非平稳随机信号，在时间域和频率域上均有良好的局部细化特征[4]。

表1 发动机转速与噪声关系实验数据

连续小波变换定义公式

式中：γ，x(t′)和f分别是小波、信号和频率。基于Matlab的小波分析程序如下：

load leleccum;

s=leleccum;

wpt=wpdec(s,3,'sym1');

plot(wpt)

c22=wpcoef(wpt,[2,2]);

subplot(211);plot(s);title('原始信号','fontsize',12);

subplot(211);plot(s);title('原始信号','fontsize',12);

subplot(212);plot(c22);title('节点[2,2]的小波包分解学术','fontsize',12)。

图5、图6为进气噪声的小波包分解及其分析结果。

图5 发动机进气噪声的小波包分解

经过3次分解，共分成8个频段，其中s表示原始信号，8段信号分别表示为[3,0],[3,1]，[3,2]，[3,3]，[3,4]，[3,5]，[3,6]，[3,7]。

图6 发动机进气噪声原始信号与节点小波包分解

经过分解后，信号基本处于平稳状态。

2 进气谐振器的声学性能分析

2.1 谐振频率的计算

如图7、图8所示，单个消声器可以看作是由一个小孔和一个空腔组成的弹性振动系统。当外来声波传播到颈口Sc～Lc处时，在大气压力的作用下，空气簇和活塞一样作往复运动，并不断地与孔壁产生摩擦。经过一段时间后，内部的声能逐渐转变为热能而耗散；如果外界的声波频率与消声器“弹性系统”的固有频率吻合时，共振现象即刻发生。在共振频率点及其附近区域内，空气簇的振动速度达到峰值，于是消耗的声能多，消声量也达到最大值。

图7 赫姆霍兹消声器

图8 谐振式消声器质量-弹簧系统

当声波波长远远高于共振腔的几何尺寸，即长、宽、高最大尺寸的3倍时，消声器的固有频率由式(1)来计算。

(1)

式中：f0为共振腔消声器的固有频率，Hz；c为声速，m/s；V为共振腔(谐振器)容积，m3；Sc为穿孔截面积，m2；Lk为孔径有效长度，m。

由式(1)可以看出，消声器的谐振频率只与中间管子喉口长度、喉口截面积以及谐振器的体积有关。因此，在谋划进气谐振器的结构设计时，必然要突出这几个参数及其相互关系，这样才能降低某一频率点处的噪声峰值[5-10]。

2.2 传递损失的计算

传递损失的计算要根据声学理论中谐振器内声阻抗的关系式来确定，表示为

(2)

单个谐振器的消声量由式(3)近似计算

(3)

2.3 Sysnoise软件介绍

Sysnoise软件是比利时LMS公司的声学、振动-流体模型分析软件，对计算模型的声学响应效果非常好。应用噪声分析专业软件Sysnoise中的三维有限元分析方法可全面考虑连接管与主管以及谐振器交叉处的三维效应、谐振器结构形状对谐振频率的影响。

系统方程为

(K+iωC-ω2M)P=FA.

(4)

式中:K为刚度矩阵，C为阻尼矩阵，M为质量矩阵，P为声压向量，FA为节点上作用的与声有关的力，ω为角频率。

2.4 主管长度对谐振频率及消声量的影响

2.4.1 谐振器主管道长度的变化对其声学性能的影响

图9表示主管长度在100～250 mm时的f-TL曲线图。

图9 不同主管长度与谐振频率关系的比较

可以看出，管道直径、墙体长宽高等参数不变，主管长度的大小与谐振频率无关，并且消声量变化不大。

2.4.2 谐振腔与喉管体积比对谐振频率及消声量的影响

表2假设了主管长度及其直径不变，谐振腔与喉管体积比值的变化情况。

表2 谐振腔与喉管体积比关系

通过声学有限元分析作图，如图10所示。

图10 谐振腔和喉管不同体积比与消声量及谐振频率的关系

由图10可以发现：N14～N17的体积逐渐增大，此时最大消声量及其对应的谐振频率也随之增大，当体积比达到1∶1时消声量最大，消声频率居于中低频范围。

3 进气消声器的结构方案设计

实验测得，长安杰勋JL486Q1型国产汽车车外加速行驶噪声最大值为89 dB(A)，超过了国标M1类汽车第一阶段和第二阶段的限值要求。整理了加速噪声频谱见图11。由前述文献资料得知，发动机进气噪声占总噪声能量的比例达到22%，是导致整车车外加速噪声过高的重要原因[11]。分析该发动机进气噪声频率特性，总体考虑发动机的进气状况、动力性能等因素，设计三腔并联旁支型谐振式消声器，进行室内、室外噪声测量实验。底盘测功机上进行室内噪声测量，选择室外进行道路加速噪声评价实验。通过将仿真研究与实验进行对比，考查设计的进气消声器能否有效地降低发动机进气噪声，而不影响发动机的动力性能。

图11 长安杰勋JL486Q1汽油机加速噪声频谱

3.1 进气消声器设计的准则

峰值频率区间表明至少应设计3个谐振腔。现在的发动机内空间狭小，由3个谐振腔构成的进气消声器基本可以满足降噪要求。设计准则如下[12]：

1)消声器的体积、重量适合机舱空间布置；2)可降低125～400 Hz频率范围内大于74 dB(A)的频率点噪声；3)谐振腔材料经济耐用；4)发动机的经济性及动力性基本不受影响；5)较小的进气压力损失；6)较大的消声量。

3.2 消声器的最终设计方案

1)进气谐振器安装位置选择。该发动机拟安装的消声器3个谐振腔均采用长方体结构，谐振器在进气通道上采用串联平卧布置。具体连接顺序为：空气滤清器出口端与谐振器进口连接，谐振器出口与节气门连接，谐振器的进出口用金属片箍扎好，使之密封连接不漏气。

2)谐振器结构尺寸确定。①经理论分析，确定谐振器与连接管即喉管的体积比控制在4∶1～78∶1的范围内；②喉管直径可分布在20～42 mm之内。随着喉管直径增大，消声器的谐振频率向高频移动。综合多方面因素分析，谐振频率要大于100 Hz，于是，喉管直径的取值不应超过24 mm；③主管长度的确定要考虑发动机的容纳空间。只要不影响发动机的散热和其他零部件的工作，长度可适当加长，经过测量，试验车长度范围可控制在200～300 mm之间；主管直径的大小与进气阻力有关，其值应接近试验车进气总管直径。因此，直径选择在45～70 mm的区间较为合适，具体取值为50 mm。

通过理论研究和仿真计算，结合发动机实际空间大小，进气谐振器的几何参数见表3。

在整个进气系统中，三腔并联的公共进气管(主管)直径R按实际尺寸50 mm匹配，长度L为290 mm。为减小中心频率为125～400 Hz的进气噪声，设计A，B，C 3个谐振腔。其三维Pro/E模型如图12所示。

进一步研究表3的结构数据，可以看出A腔体积比最大，其谐振频率最大，消声量的大小不确定。同时，又因为其腔体高度最大，使其谐振频率降低，因喉管直径不变，导致频率改变的其他因素减少。两者的共同作用使其频率落在400 Hz以内的中低频范围内；B腔介于A，C腔之间，其频率范围也在400 Hz以内的中低频范围内，只有C腔落在较高的频率范围内。三腔进气噪声对应的频率可以通过理论和实验最终确定。

表3 3个谐振腔的结构尺寸

图12 进气谐振器三维Pro/E模型

4 结束语

通过对进气噪声测量得知，发动机从1 000～6 000 r/min运行过程中，测得在5 500 r/min时进气噪声最大，达到86.3 dB(A)；对信号进行了小波包分解，原始信号基本处于平稳状态。仿真分析表明，进气谐振器的谐振腔与喉管的体积比越大，消声峰值越向低频区域移动，而体积相同时，谐振频率保持不变，谐振器消声量反而不随体积的增大而增大。主管长度不同，谐振频率不变，消声量变化不大，为弹性安装消声器提供了便利条件；根据仿真的理论和发动机的空间设计消声器，并最终确定了谐振腔的几何尺寸。该方法同样适合功率接近的其他种类的汽、柴油发动机。

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AnalysisofacousticperformanceandconstructureforautomotiveintakemufflerbasedonSysnoisesoftware

LI Jin-ku1,CHEN Ying-jun1,SONG Shi-zhong2,ZHANG Yu-hua3,PANG Ran1

(1.College of Automobile and Trafic Engineering,Heilongjiang Institute of Techonology,Harbin 150050,China；2.Jiamusi Highway Management Division；3.Suburb Government, Jiamusi 154002,China)

Based on the professional acoustic software Sysnoise for platform, the agcoustic limit element method and wavelet packet analysis theory are adopted to analyze and simulate the acoustic performance of the basic anechoic unit. It qualitatively describes the influence on muffler performance,namely, resonance frequency due to different structural parameters such as Helmholts resonator size and head size. According to the simulation analysis, noise experiment and the actual space of the engine a design is made on the muffler, ultimately determining the structure of the muffler, and laying a foundation to reduce the automobile air intake noise.

Sysnoise software;acoustic performance;auto intake silencer;structure design;noise identification

2013-06-21

黑龙江省普通高等学校青年学术骨干支持计划项目(1153G030)

李金库(1964-)，男，副教授，博士研究生，研究方向：载运工具运用工程.

X192

A

1671-4679(2014)01-0005-05

郝丽英]