摘 要：文章根据赫姆霍兹共振腔相关声学公式制作了双节同轴狭缝消声器的设计参数表格，并依据该表格设计了一款针对增压器出口whoose噪声的消声器，最后通过单体噪声测试和整车搭载的方法验证该设计消声器的有效性。另外文章也对该消声器设计方法提出了设计顺序和经验提示，为后续消声器设计提供理论经验。
关键词：增压器whoose噪声；双节同轴结构；狭缝消声器
10.16638 /j.cnki.1671-7988.2016.06.027
CLC NO.: U464.135+.2 document Code: A Article ID: 1671-7988 (2016)06-77-04
前言
目前国内家用车销售市场上，匹配增压发动机的家用车越来越多。究其根源还是目前人们对家用车燃油经济性和动力性的要求不断提高，增压发动机实现了在同排量发动机基础上增大进气量，提高了原发动机的动力输出，但与之伴随而来的就是由增压器带来的噪声问题。其中增压发动机为了追求在低速时更好的动力输出表现，越来越多的增压发动机在低速瞬时加速时出现加速噪声。EVEN等人证明了Whoose噪声产生的原因是因为增压器在瞬时加速时，其工作点过于接近临界喘振区产生[1]。该噪声通过进气通道向外辐射，尤其是通过压气机和中冷之间的管道向外辐射。Trochon通过对增压器噪声的特性论述得出增压器出口是增压发动机进气系统噪声最主要的贡献者，而增加管道壁厚或是串联消声器是有效抑制该噪声的有效方法[2]。当然，如果能从源头消除该噪声可以一劳永逸解决该噪声问题，但Teng，C.和Homco, S针对whoose的成因进行了一系列试验表明从源头破坏该噪声参数条件并不容易[3]，从国内目前发动机设计现状上来说，修改增压器尺寸来消除该噪声的成本及开发周期远超过通过抑制噪声辐射的设计方案。因此一款体积较小，布置方便的增压器压后消声器是控制增压器 whoose噪声的理想方案，本文参照竞品狭缝消声器对其设计理论进行研究，并通过模拟和试验验证该设计理论。
1、增压器whoose特性
目前汽车行业对 whoose噪声没有统一的定义和识别标准，主要依靠整车驾驶过程中依靠个人经验进行该噪声的判断[4]。这种判断方法比较主观，Anderson等人通过试验得出增压器工作点靠近喘振线时（如图1），增压器进口温度会随之提升，Soh等人在研究瞬时减速产生的whoose噪声时，使用增压器进口温度来定义增压器喘振，如试验条件允许，使用热电偶在增压器入口位置检测入口温度也是一种可行的监控手段[5][6]。
图1 增压器MAP图
驾驶过程中该噪声主要在车辆低档位从静止或低速状态油门瞬时加速，发动机1500rpm~2200rpm时发生。该工况与Teng,C.和Homco,S针对whoose的形成区间描述位置相符，发动机在低速时瞬间的大扭矩需求会导致增压器运行线接近喘振线而引发涡轮增压器内部气流紊乱而产生宽频噪声。王钦庆在对涡轮增压器噪声及控制中也论述了该噪声的特性描述及整车测量噪声频谱图[7]。
2、增压器whoose噪声的控制
对于whoose噪声，一般的控制策略如图2所示主要分为源头控制和路径控制两大类。其中源头控制又分为匹配优化和结构优化[8]，但正如前文所说，源头控制对匹配能力要求较高，而结构优化成本周期较大，介于目前供应商能力从源头控制 whoose噪声很难取得有效效果，而从噪声的传播途径进行控制（路径控制）是更为有效的控制方法。
图2 whoose噪声控制策略图
如图3所示增压器噪声传播途径，以增压器为噪声源，空滤、压前管路、压后管路、中冷器均为噪声辐射点。根据实际测量结果，增压器入口噪声主要为 4-8kHz频率范围噪声，增压器出口主要为1.5-3kHz频率范围噪声。根据上文所提 whoose噪声控制策略图，使用管道隔离方法和消声器均可以取得控制 whoose的效果，经试验证明，控制手段距离噪声源（增压器入口、出口）越近，噪声控制效果越明显，而且针对增压器出口噪声的控制手段效果明显高于增压器入口噪声的控制效果。因此针对 whoose噪声的控制主要放在增压器出口噪声的控制，而管道隔离的方法只会使噪声继续后延至中冷器，设计一款针对增压器出口噪声频率的消声器显然更能提升该噪声的控制效果。
图3 whoose噪声辐射传播途径图
3、双节同轴狭缝消声器设计
一般消声器主要分为阻性消声器、抗性消声器两种。由于阻性消声器使用消声材料存在材料碎屑掉落进入燃烧室的风险，故抗性消声器更适合在发动机进气系统上使用。抗性消声器分为扩张式消声器、共振式消声器和干涉式消声器，三种消声器的区别在此不做累述，本文参照竞品发动机所使用的双节同轴狭缝消声器的设计进行分析。
双节同轴狭缝消是共振消声器的一种，其根据赫姆霍兹共振腔工作原理，基于在管道通过一个小孔与管道外的一个固定容积的封闭空腔相通的结构，由管壁小孔的空气柱类似活塞具备一定声质量；封闭空腔类似空气弹簧具有一定声顺，二者组成的共振系统可以将穿至该结构径口的声波产生振动来将一部分声能转换成热能消耗来实现消声效果(如图4)。
图4 共振消声器原理图
此结构消声器的针对频率为f的声波消声量LTL可使用公式1进行计算：
式中 S——气流通道的截面积
V——空腔体积
G——传导率
fr——为共振吸收频率
公式中传导率G和共振吸收频率fr的计算方法在抗性消声器相关教材中可以查询到，提别需要指出的是，该公式为一般通用公式，不同形状的共振式消声器的传导率G的计算方法是不同的，在西北工业大学《振动与噪声控制技术》中明确给出了针对不同形状开孔的共振消声器 G值得计算方法，而其中孔的形状为方形时，称为狭缝共振器，其传导率计算方法为：
式中 a——条缝长度
b——条缝宽度
h——条缝的深度
le——条缝深度的修正量。
根据已有公式使用Excel表格制作参数设计表格并生产消声量曲线如图5。
图5 狭缝消声器Excel参数设计表格截图
根据图中计算结果可以发现，狭缝共振消声器所针对共振吸收频率fr临近范围频率的噪声有不错的消声量，但消声频宽远小于增压器出口噪声频宽，通过增加共振吸收频率 fr的共振腔数量可以增加消声器频宽，在忽略两个相近共振腔耦合的基础上（结构设计上尽量避免不同共振腔有相近的狭缝开口），就可以得到如图6的消声频宽设计（共振吸收频率分别为 1912Hz和2628Hz），为尽量减小消声器体积，采用同轴腔设计就可以得到如图7所示双节同轴狭缝消声器。
图6 双节狭缝共振腔理论设计值
图7 双节同轴狭缝消声器半剖图
在设计过程中保持其他设计参数不变修改某一参数所得出设计规律是不科学的，其设计顺序更多要从其基本公式(赫姆霍兹共振腔)入手。
（1）首先在设计过程中要明确主要消音频率范围和消声量，根据消声频宽选择合适的消声器节数（也可增加相同尺寸消声腔来提高消声量），明确后首先可以确定K值范围；
（2）确定消声器 K值后可以根据公式粗略估计出共振腔（同轴腔部分）体积V和传导率G；
（3）根据已有参数完成其余表格中消声器结构参数设计（如壁厚，孔径，开口尺寸，数量等）。
（4）对消声器上下限截止频率进行校验，避免高频失效。
由于目前对发动机总体设计要求结构紧凑利于整机布置，因此在设计过程中应优先确定外观尺寸，在可以利用的尺寸空间内进行设计；其次由于消声器会产生一定压损，所以消声器内径应不小于原管路内径，设计压损应尽量接近所替代原管路压损值，不对进气系统增加负担；最后狭缝孔的数量及形状（改为圆孔或其他形状）设计应考虑未来产品制造工艺是否可行以及结构可靠性。
在设计过程中有两点值得讨论：
（1）共振腔开口数量增加时，其G值可使用多个开口的G值和，但前提是各开口间不存在干涉，而干涉时计算方法需自行推导；
（2）由于共振式消声器存在高频失效问题（截止频率上限），其次在使用设计表格过程中也发现，共振吸收频率 fr在 7000Hz以上的消声器同轴腔会变的非常窄，其消声量也不理想，远不如使用其他结构消声器，因此增压器进口whoose噪声（4-8kHz）应使用组合结构消声器，利用扩张式和共振式的复合结构消声器（也可使用阻性消声器，但需慎重选择消声材料）。
4、设计验证及使用范围讨论
使用已有双节同轴狭缝消声器3D数模可以使用Virtual Lab进行声学仿真模拟该结构消声器消声频率及消声量，也可以使用专用测量设备测试该消声器消声频率范围及消声量。试验测量结果如图8，主要消声频率范围为2000-2500Hz，其消声量约为 15dB左右，该测量频率范围结果与最初理论计算值共振吸收频率1912Hz和2628Hz频率点基本吻合，但该消声器设计消声量与实测值存在差异，首先在共振吸收频率fr点没有消声的峰值，这主要和共振腔共振吸收频率fr点有效范围非常窄有关，另外与测量设备原理（取值方法）及测量误差有关。
图8 双节同轴狭缝消声器测量结果
将该消声器临近增压器出口安装，在司机右耳、增压器近场进行整车驾驶测量，无消声器时 whoose噪声测量结果和安装双节同轴狭缝消声器测量结果如图9和图10所示，当车辆2000rpm时明显有一条宽频噪声在图9圈框中，而在增加消声器图10中该噪声已不明显；实际驾驶主观感受，安装双节同轴狭缝消声器后 whoose噪声仍轻微存在，但已明显不易被察觉。
图9 无消声器测量结果
图10 安装双节同轴狭缝消声器测量结果
尽管该消声器在单体消声测量中消声量较理论设计值偏小但通过整车搭载试验结果仍可证明双节同轴狭缝消声器对增压器出口 whoose噪声效果明显。因此目前所使用的双节同轴狭缝消声器设计表格是具有实用意义的。
