摘 要：文章阐述增压发动机进气系统的消声原理，并通过增压发动机进气噪声调音设计的具体案例说明不同消声器的设计及应用的基本方法。首先，利用仿真分析方法计算消声器的传递损失理论值；然后，在测试台架上对样件测试，通过声压级差来进行声学结构调整和优化；最后在实车上验证消声器在整车应用上的效果。实验表明，在进气系统设计1/4波长管可有效的消除涡轮增压器的气流啸叫噪声；多孔宽频消声器可有效地控制涡轮增压器的泄压或气流噪声。
关键词：声学；增压发动机；进气系统；增压器；1/4波长管；宽频消声器
增压器的应用使发动机在动力性、经济性以及排放等性能得到极大的提升，但由于增压器的控制、运转比较复杂，在运转中常伴有复杂的气流运动，会带来较大的气流噪声问题。目前乘用汽车较多地采用废气涡轮增压的进气增压形式，其增压器转速范围大，可高达十几万转/分，转子及旋转叶轮的高速运转会带来增压器同步噪声、次同步噪声以及气流噪声等[1]。其中气流噪声又主要表现为压气机进气噪声、压气机高压气体出口噪声，增压器旁通阀（泄压阀）噪声等。本文侧重于增压器产生的气流噪声，在介绍增压器气流噪声产生的机理和增压器自身噪声控制措施的基础上，引入发动机进气系统的消声特性概念，进而阐述发动机进气系统声学设计在增压发动机噪声控制中的应用方法。
增压器进气旁通阀噪声产生于泄压通道内的更高速的气体流动，与增压器进气和出气噪声本质上都是气流噪声，但其发生于节气门关闭后，发动机整体噪声水平降低，使得它尤为突出，是目前较难解决的噪声问题。
常见的增压器进气旁通阀有机械式和电子旁通阀两种：机械式旁通阀也有不同的种类，Honeywell 和Borgwarner两个公司增压器上采用的进气旁通阀结构基本相同，都是通过车辆制动时，节气门前负压和旁通阀后面高压气体增压一起推动旁通阀打开，属于被动控制；电子旁通阀是主动控制，车辆制动的同时通过电控单元打开旁通阀，并可以配合节气门延迟关闭，以最大限度降低压后压力水平，保护增压器避免喘振的同时，最大限度降低旁通阀处产生的气流噪声。
采用机械式或电子控制进气旁通阀设计方式，气流噪声的产生无法避免，但可以通过进排气流道的声学设计改善及优化，如IHI石川岛增压器在大众EA888发动机的应用中（见图1），压气机进气和出气流道增加谐振腔设计，可以改善部分气流噪声性能。改善进气旁通阀噪声还可以采用旁通阀外置的设计方式，就是进气旁通阀不集成在增压器，而是安装在发动机或整车其他位置，细长的连接管路提供了较大的噪声衰减，因而不易被感知，不利之处是增加额外的工程工作量成本。
图1 IHI增压器进气道谐振腔设计
增压器自身的结构设计受限于空间等限制，无法完全消除或使气流噪声降到足够低；因此，还需要在增压器进排气管路上考虑额外的消声措施，即整车的发动机进气系统声学设计优化。实际上，在综合衡量增压器和发动机进气系统设计后，不少的整车设计是通过发动机进气系统的设计优化来进行的，如通用汽车等。增压发动机进气系统，特别是以空滤器为主的低压侧进气管路，是增压器气流噪声传播的重要渠道，管路噪声传递损失是衡量其声学设计的重要参数，宽频消声器、谐振器、波长管等管路消声元件设计可有效地提升传递损失性能，进而改善增压器气流噪声在整车上的表现。
1 进气系统消声器基本原理
增压发动机进气系统（如图2），一般来说，包括以空滤器为主的低压管路、增压器、高压管路、中冷器等零件，其中对于整车上增压器气流噪声有显著的影响，主要是低压管路和增压器至中冷器的高压管路部分。低压侧管路部分与非增压发动机进气系统类似，其系统声学设计方法也是相同的[5]；高压侧管路内气流速度大、压力和温度也高，为避免额外气流阻力的产生，一般采用谐振腔式的抗性消声器设计[6]。
增压发动机进气系统声学设计，概括来说，一般工程开发中采用以下消声元件设计或其集成组合式设计：
（1）Helmholz谐振腔；
（2）1/4、1/2波长管；
图2 增压发动机进气系统示意图
（3）膨胀腔（如空滤）；
（4）宽频消声器（多个谐振腔或与穿孔管配合设计）；
（5）吸声材料的应用（多孔吸声管壁、空滤内填充吸声材料等）[7]；
（6）编织管的应用[10]。
限于篇幅，仅就工程开发案例应用的1/4波长管和穿孔管宽频消声器作介绍。
1.1 1/4波长管传递损失特性
1/4波长管是主管道上的一个封闭的管子，属于旁支消声器，如图3所示。从消声原理来讲，1/4波长管属于抗性消声器。工程应用中，1/4波长管的使用受到空间限制，长度较短，一般用于消除频率较高的噪声。
图3 1/4波长管原理图
1/4波长管的共振频率为
由式（1）可知，影响波长管消声频率的参数只有长度。
1.2多孔宽频消声器传递损失特性
多孔宽频消声器为穿孔板与空腔的结合，小孔分布比较均匀，穿孔板有一定的厚度，穿孔板连同板后的空腔，就形成许多形同连着的谐振腔，如图4所示。小孔相当于声质量，穿孔板后的空间被孔数平分成许多小空间，每个小孔占着其中一个小空间形成等效声容，所以多孔宽频消声器的消声频率与单个谐振腔的消声频率相当[4]。
多孔消声器的频率计算公式为式（2）中，σ为穿孔板的穿孔率，l为穿孔板的有效厚度（在实际板厚l0的基础上进行修正），D为空腔深度。影响消声频率的主要参数为穿孔率、穿孔板的有效厚度、及空腔深度。
图4 多孔宽频消声器原理图
2 进气系统的消声器设计
2.1 1/4波长管设计控制增压器啸叫
某一装备涡轮增压器发动机车型，在低档位加速发动机转速在1 500 r/min～2 000 r/min时增压器有持续的‘呜呜’声。噪声产生机理为增压器进气旁通阀有一定的泄漏量，车辆在加速时气流冲击阀门产生的气流啸叫噪声。由于进气旁通阀直接与进气系统相连，进气口为噪声主要的传递路径。
进气口处的增压器气流啸叫声色谱图如图5所示，气流啸叫声表现为中心频率为800 Hz的窄频带噪声。进气口处与驾驶员右耳处的气流啸叫噪声频谱变换后曲线如图6所示，驾驶员右耳处与进气口处噪声特征一致。
图5 进气口处增压器气流啸叫声色谱图
由公式（1）可计算出消声中心频率为800 Hz的1/4波长管长度为106 mm。受布置空间的限制，波长管直径设计为26 mm，波长管布置主管路直径为80 mm，由以上参数可计算出传递损失理论曲线，如图7所示。
由于波长管的实际消声频率与理论消声频率存在误差，波长管的长度需要进行调整。根据长度理论计算值为基础来制作1/4波长管的快速样件，然后利用测量声压级差的方法来对波长管的长度进行校准。有无1/4波长管方案进气系统的声压级差对比曲线如8所示（其中由于测试台架精度问题，共振频率附近存在低谷），可以看出1/4波长管的有效消声频率范围为700 Hz～850 Hz，满足设计要求。
图6 进气口及驾驶员右耳处增压器气流啸叫频谱图
图7 1/4波长管传递损失理论计算曲线
图8 有无1/4波长管声压级差测量曲线对比
2.2多孔宽频消声器设计控制增压器泄压噪声
增压器的泄压噪声是车辆在加速过程中快速松油门瞬间，由于节气门关闭，增压器至节气门段形成高压腔体。此时发动机控制系统为防止增压器喘振，打开进气旁通阀门进行泄压保护。高压气体冲击进气旁通阀门瞬间产生气流泄压噪声，噪声主要由进气口传递至空气中。
泄压瞬间进气口处的泄压气流噪声色谱图如图9所示，由图中看出进气口处噪声能量主要集中在600 Hz～1 400 Hz频段（图10中泄压噪声的频谱曲线更为明显），所以在进气系统上设计对应频段的消声器控制噪声。
图9 原状态进气系统进气口泄压噪声色谱图
图10 原状态进气系统进气口泄压噪声频谱图
由于泄压气流噪声频段范围较宽，在进气系统上设计四个多孔宽频消声器，消声中心频率分别为650 Hz、850 Hz、1 050 Hz、1 300 Hz。多孔宽频消声器的小孔直径为6 mm～8 mm，在仿真软件中调整穿孔率及消声器容积。最终，四个多孔宽频消声器传递损失仿真曲线如图11所示。
图11 多孔宽频消声器传递损失仿真曲线
以仿真计算出的消声器结构参数为输入制作快速样件，测试其声压级差进行校准和验证。图12为进气系统设计多孔宽频消声器前后的声压级差对比曲线。从图中可以看出，增加设计多孔宽频消声器后进气系统600 Hz～1 400 Hz频段内的声压级差有了显著提升，且对应峰值频率与仿真计算结果基本一致，满足设计要求。
3 实车验证
将1/4波长管及多孔宽频消声优化方案同时装备实车进行验证。对比进气口处的增压器气流啸叫声数据，如图13所示。由图中可以看出，进气系统设计1/4波长管后，进气口处的800 Hz频带附近的噪声已基本消除。
图12 多孔宽频消声器设计前后进气系统声压级差对比
图13 1/4波长管设计前后进气口处气流啸叫噪声对比
对比进气口处增压器的泄压气流噪声数据，如图14所示。进气系统设计多孔宽频消声器后，进气口处的泄压气流噪声在600 Hz～1 400 Hz频段已无明显的能量集中。
图14 多孔宽频消声器设计前后进气口泄压噪声对比
图15为消声器优化设计前后增压器气流噪声驾驶员的主观评分表（主观评分为10分制，7分及以上为可接受水平）。其中，增压器的气流啸叫声已基本听不到（主观评分8分），泄压气流噪声主观评分有明显改善（主观评分7分），增压器气流噪声综合评分处于可接受水平（主观评分7.5分）。由此可得出结论，进气系统的消声器设计对增压器的气流噪声可进行有效的控制。
图15 增压器噪声主观评分
4结 语
涡轮增压器的气流噪声，尤其是气流泄压声是近年来比较凸显的噪声问题。在进气系统上设计宽频消声器是控制增压器气流噪声的有效手段。本文仅阐述了在进气系统低压侧设计消声器的方法及案例，在增压器后高压段进气系统设计消声器同样也可显著降低增压器噪声。另外，针对增压器压气机进、出气流道增加谐振腔设计以及泄压旁通阀外置也是改善增压器气流噪声的有效方法。
