图1  进气口噪声

进气噪声是考察汽车NVH性能的重要内容之一，利用CAE技术优化进气系统噪声的过程，在该过程中，利用Sysnoise软件精确地模拟进气系统的声场特性，可为优化设计提供改进思路，不仅能加快开发过程，而且能节约开发成本。

现在NVH（噪声、振动与舒适性）性能已经成为评价汽车品质的一个重要指标。各大整车厂都致力于通过提高汽车的NVH性能来提升其品牌价值与市场竞争力。同时，随着人们对噪声污染的不断重视，针对汽车噪声的法规也愈加严格。进气噪声作为汽车的一个重要噪声源也得到了足够的重视。而传统的设计手段已不能针对市场需求，快速反应，设计出满足要求的进气系统。运用现代的CAE技术开发进气系统势在必行。

本文阐述了一款自吸发动机进气系统噪声的优化过程。在该过程中运用CAE技术，分析了整个进气系统（包括进气歧管在内）的声场特性，发现了原进气系统在降噪方面的缺陷。通过计算分析，合理设计、布置消声单元，弥补了原进气系统在降噪方面的不足。

图2  直管进气口处的噪声

进气系统噪声源及降噪措施

1. 进气系统噪声源

发动机的进气系统是一个非常复杂的噪声源，包含各种类型的噪声，每种噪声产生的机理各不相同。因此，对进气系统噪声进行优化首先要明确各个噪声源产生的原因，并确定各个噪声源的贡献量，再有针对性地解决噪声问题。

进气系统噪声从总体上可以分为空气噪声和结构噪声两大类。空气噪声包括脉动噪声和流体噪声。脉动噪声由进气门的周期性开、闭而产生的压力起伏变化而形成，这部分噪声主要影响进气系统低频噪声特性。另外，在进气管空气柱的固有频率与周期性脉动噪声的主要频率一致时，会产生空气柱的共鸣声。此外，由于进气口和前侧板之间可能形成一个共鸣腔，因此也可能产生额外的共鸣噪声。流体噪声是气流以高速流经进气门流通截面，形成涡流，产生的高频噪声。由于进气门流通截面是不断变化的，因此这种噪声具有一定宽度的频率分布，主要频率成分在1 000Hz以上。此外，在节气门体处有时也会产生涡流噪声。

图3  进气系统的传递损失

进气系统结构辐射噪声，是由塑料壳体较小的刚度特性造成的。在内部压力波的激励下，壳体产生振动，外表面推动空气产生波动，从而辐射出噪声。这里所说的内部压力波实际上就是壳体内部的声波。

2. 发动机进气系统的降噪措施

流体噪声和结构噪声处理的方法相对比较单一，而且往往不是进气系统的主要噪声。这里主要探讨低频噪声的降噪措施。

（1）合理设计空气滤清器。根据安装空间设计空气滤清器本体。空气滤清器容积应该尽可能大，这样传递损失大且覆盖的频带宽。空滤器的进气管和出气管有时会插入到空滤器中，插入的长度对传递损失有影响，不同的插入长度都能够提高空滤器的传递损失，但插入管会带来较大的功率损失，其功率损失比减小管道截面积带来的损失还要大。

图4  进气系统在60Hz处的声压云图

（2）确定空滤器进出管的管径和长度。减小空滤器进、出管管径，增大扩张比，对降低噪声有好处，但是会增加进气系统的压力损失，降低发动机的进气量，影响发动机的性能。进气管的长度会影响到空气滤清器的有效消声频率，随着进气管长度的增加，空气滤清器有效消声频率将移向低频，因此，设计时根据需要合理确定进、出气管的长度也很重要。

（3）合理使用消声单元。常用的消声单元有赫姆霍兹共振腔、1/4波长管及1/2波长管等。赫姆霍兹消声器一般是针对低频的，1/4 波长管一般用来消除高频噪声。

图5  在进气口处添加赫姆霍兹共振腔

（4）特殊的消声措施。当发动机机舱空间不能满足布置消声单元要求时，可以考虑使用特殊的消声措施，如采用进气编织管，可以在较宽的范围内，取得消声效果。在空气滤清器模态高声压集中区域布置多孔吸声材料。

原进气系统声源识别及根源探究

为了准确识别进气系统的噪声源，同时测试了进气口噪声和空气滤清器壳体辐射噪声。对比发现进气口噪声占主要成分。从图1可以看出，总声压级线性度差，而且比设定的进气口噪声目标高出许多。2阶噪声在1 900r时存在峰值，4阶噪声在4 000r时存在峰值，6阶噪声在2 636r时存在峰值，8阶噪声在2 000r时存在峰值。除2级噪声外，其他几个峰值对应的频率基本一致(见表1)。2阶噪声在63Hz处的峰值，造成车内的共鸣声。

图6  加上赫姆霍兹共振腔后，进气系统的传递损失

为进一步分析各阶噪声峰值产生的原因，我们用直管代替进气系统测试进气口处的噪声。从图2可以看出2阶噪声在1 900转时并没有峰值存在，并且比带空气滤清器进气口处的2阶噪声小10dB(A)。所以此处峰值和声源无关，应是在传递路径中引起的。为此，我们分析了整个进气系统的传递损失。从传递损失计算结果（见图3）可以得出，整个进气系统在60Hz处存在谷点，在260Hz左右存在谷带。因此，为了改善进气系统的降噪效果，需要在这两处做改进。

图7  在出气口管上添加1/4波长管

进气系统的优化设计

1. 设计赫姆霍兹共振器

为了消除2阶噪声在63Hz处的噪声峰值，同时根据空间布置要求，设计了一个3L的赫姆霍兹共振器。设计赫姆霍兹共振腔的关键是选对安装位置，不恰当的安装位置往往起不到应有的作用。按照相关的噪声理论，赫姆霍兹共振器应布置在声压最大的区域。从图4可以看出，声压最大的区域在进气歧管上，但在这里布置赫姆霍兹消声器是不现实的，实际最优位置应在进气管的进口处（见图5）。在设计赫姆霍兹共振腔时，还要考虑到进气系统的温度与流速对当地声速的影响，流速对声速的影响较为重要。在转速低工况时，流速较慢，对声速影响相对较小。从图6可以看出，添加赫姆霍兹共振器后，在60Hz左右处的传递损失得到改善。

图8  加1/4波长管后，进气系统的传递损失

2. 添加1/4波长管

针对260Hz左右存在的谷带，设计了一个1/4波长管。与设计赫姆霍兹共振腔一样，设计1/4波长管时，首先要考虑安装位置（见图7）。其次，还要考虑流速和温度对声速的影响。这里与赫姆霍兹共振腔有区别的是，1/4波长管要在三个不同转速下都能起到降噪的作用，而且这三个转速跨度较大，2 000～4 000r/min，进气流速大致为10～21m/s。从图8可以看出，添加1/4波长管后，在260Hz左右处的传递损失得到很大改善。

图9  优化方案的两次测试结果

3. 试验验证

为了验证优化效果，我们制作了快速样件进行测试。从表2可以看出，2阶噪声在1 900r/min时的峰值从100dB(A)下降到94dB(A)；4阶噪声在4 000r/min时的峰值从102dB(A)下降到87dB(A)；6阶噪声在2 636r/min时的峰值从93dB(A)下降到73dB(A)；8阶噪声在2 000r/min时的峰值从90dB(A)下降到73dB(A)，总声压级也得到很大改善（见图9）。

总结

1. 在进气系统噪声优化时，要明确产生噪声问题的根源，有针对性地提出解决问题的方案。

2. 计算进气系统声场性质时，最好将进气歧管包含在内一起计算，从而更全面地考察进气系统的声场性质，发现进气噪声传递路径上的缺陷，提出改进措施。

3. 优化进气系统时，要清楚各个消声单元的作用和消声原理，同时也要综合考虑消声措施对发动机性能的影响，以及产生其他噪声的可能因素。

4. Sysnoise声学软件能够精确模拟进气系统的声场性质，满足设计要求，节约了开发成本，成为进气优化设计的一种重要工具。