穿孔消声器在汽车进气噪声控制中的应用

在发动机上使用涡轮增压器可以提高汽车的动力性.经济性。但是也会严重影响汽车的NVH性能。此前废气涡轮增压器在柴油车中的应用较多，现在汽油车也比较常用，尤其是乘用车，这使得各大汽车企业对涡轮增压器的NVH性能进行了优化。

废气涡轮增压器典型的工作速度范围为每分钟100000-2000000转。压力机侧叶轮高速旋转产生的气流噪声能量主要集中在[1.5-3]k频段[1]。在加速条件下，叶轮以10万转以上的速度高速旋转，产生的气流噪声通过进气管口辐射，并由司机感知。随着发动机速度的不断上升，发动机噪音被掩盖。与非增压发动机相比，配备涡轮增压器的车型需要解决[1.5-3]khz的进气气流噪声在加速条件下的问题。

国内外有很多学者对涡轮增压器的产生原理进行了深入的研究[2]-[4]。从一些研究论文的角度来看，目前涡轮增压器的气流噪声问题，更多的是使用穿孔板结构的共振消声器来抑制气流噪声。这种消声器比较简单，扩张腔具有结构小、容易布置在进气系统附近的优点。同时，流体压力损失小，对功率影响小。

文献[2]设计方案的消声器递送损害有效带宽在1800~3000Hz范畴内，可是频带内谷值较低，均值在20DB上下，在2500Hz上下约17DB。关键缘故取决于文中设计方案的消声器仅有3个共振腔，分布于1200Hz的带宽仅有3个共振频率出現稀疏，造成谷值偏低。

文献[4]设计方案的消声器传送损害较为理想化。论文采用理论公式开展参数优化，不考虑到每个腔中间的相互影响，有一定的局限。当内管直径较大以致于接近平面波截止频率的极限时[5]，管内需要考虑到高次波。在virtual.lab中能够非常好处理这一难题。针对接近但未做到截止频率时，能够运用AML属性给予出口端。针对超出截止频率的剖析时，务必考虑到高次波，根据仿真设定能够便捷提升(0,1)阶及其以上模态开展剖析。

1问题描述

对于一款带有涡轮增压发动机的SUV车型，部分油门在1800转-2200转之间缓慢加速，车辆可以明显感知到进气系统产生的嘘声。随着速度继续上升到2500rpm以上，其他噪音逐渐掩盖了异常噪音。

2问题分析

2.1确定噪声源。

当出现异常声音嘘嘘时，涡轮增压器已经参与工作。根据涡轮增压器的技术参数，其主要工作速度为[8000-180000]rpm，随着松油门气体泄漏的声音而消失。初怀疑涡轮增压器是噪声源。为了验证这种猜测，涡轮增压器泄压阀处于正常开启状态，异常声音在主观驾驶评估和测试后消失，确定涡轮增压器是噪声源。

2.2制定解决方案。

在初始阶段，考虑到进气系统管道的隔声能力较差，导致涡轮增压器产生的气动噪声，通过管道辐射到发动机舱，然后传入车内。因此，在进气空气过滤器.压缩机进出口管道和进气口管道用大能量隔音材料包裹后，经驾驶评估异响被抑制。

考虑到管道隔音能力的增加将显著增加，并且由于空间布局的限制，这种方案终没有被考虑在内。结合文献[1]-[4]，终考虑在进气系统管道上布置合适的管道消声器，以抑制气压加速器时的气流噪声。此外，消声器的外壁需要具备一定的隔音能力，否则无法达到预期的消声效果。

测试驾驶员右耳和进气口的噪音。如图1.2所示，使用LMS软件连续回放滤波器分析，发现驾驶员右耳过滤器[1320,3000]Hz噪音消失后，异常噪音消失。因此，设计的管道消声器应具有较大的损失能力，超过20dB？

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由于涡轮增压器的进气端和出气端都有辐射气流噪声，因此在压缩机的进气管和出气管道中设计了一个管道消声器，用于抑制气流噪声。

三、消声器设计。

3.1选择消声指标。

消声器的声学性能有许多评价指标，常用的是插入式损失。传输损失和末端减少噪音等。传输损失通常用作消声器设计和性能评估的主要性能指标[8]，因为传输损失反映了消声器本身的声学传输特性，其值仅与消声器的结构和消声器的内部介质性质有关。

通过消声元件，即入射声功率Wi和透射声功率Wt之间的差值，通过TL表示为输送损失表征声音？

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3.2设计消声器参数。

在初步计算穿孔直径为5mm左右后，可采用有限元法进行分析。本文采用声学模拟计算为Lab，定义AML属性为出口管处。

考虑布局室内空间的极限值，压气机出气口消声器设计方案6个共振腔，压气机出气口消声器设计方案4个共振腔，2个消声器总体呈圆形管状构造，见图3和图4。分别确定出气口消声器6个腔共振频率为1550.1700.1900.22500.2800Hz。进气口消声器4个腔的共振频率为1700.2000.2300.2700Hz。

穿孔板共振消声器共振频率根据文献[5]计算公式如下：

其中?为孔隙率，h为腔深，l为小孔有效长度(一般比穿孔板厚度略大)。

书中提到的结构是等截面空腔，沿小孔轴分布的截面保持不变。本文采用圆形结构，沿小孔轴不断变化。因此，公式2只能用于初步计算共振频率。此外，小孔的有效长度修正公式为：

式中S为单个腔小孔总面积，V为单个腔体容积。

经回归分析得出经验公式，根据经验公式对消声器结构尺寸进行重新修改，重新计算，修改经验公式参数。修改参数2-3次后，得出经验公式稳定，见图5：

从模拟结果来看，虽然四个腔和六个腔都是穿孔结构的共振消声器，但消声频率有不同的统计规律。因此，消声频率不能仅仅从式（2）中计算。两个消声器参数如表1所示，以消声器传输损失为评价效果终确定，两个消声器设计

传输损失的模拟结果如图8和图9所示。对于20db以上的频带1320hz-3090hz，通过压缩机出气端的消声器传输损失，皮带内的平均值为74db，具有理想的消声效果。对于频带1627hz-267以上的频带，通过压缩机进气口的消声器传输损失超过20db，皮带内的平均值为27db，消声效果受空间布局的限制，略差。

由于空间尺寸的限制，涡轮增压器进气口的轴向尺寸受到限制，因此只设计了四个部分。因此，出气口消声器起着主要作用。

3.3制作和测试样品。

在CATIA中完成数据制造，然后使用3D打印技术根据表1中的消声器参数制造样品。如图6所示：

快递件的传输损失曲线用阻抗管测试如图7所示。7所示。根据图8和图9所示的消器传输损失曲线，仿真结果与阻抗管测试结果一致，模拟模型可靠。

为了考虑消声器对进气气流的影响，利用StarCCM对出气口消声器的压力进行了分析。流速设置为发动机6000转时对应的14m/s的流速。压力损失的计算结果为42Pa，可忽略进气背压的影响，不影响动力。流线图如图10所示。