进气系统噪声与振动分析与设计Word格式.doc
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附近的一些小部件会安装在进气系统上。
4．降低噪声与减小功率损失的平衡
如果发动机不与进气系统连接，那么进气控制阀门处的气压就是大气压。
可是当发动机接上一个进气系统后，进气阀门处的气压增高。
这个压力与大气压之间的差值称为背压，我们将在下一章详细介绍背压问题。
背压增高，空气在进气系统中运动将消耗一部分能量，即消耗发动机的能量。
如果进气管道截面积越大，空气流通就越顺畅，那么功率损失就越小。
中高档次汽车的进气功率的损失一般在2%到4%之间。
发动机在运动的时候，在进气口处产生巨大的噪声。
除了安装消音元件来消除噪声外，我们希望进气管道截面积小，这样噪声就更低。
所以减小进气系统的功率损失与降低进气口噪声对进气管道截面积的要求是相互矛盾的。
在设计中就必须平衡这对矛盾。
除了噪声与功率损失外，在设计进气系统时还要考虑振动、防水防雪等问题。
图4.2列出了这些问题。
图4.2进气系统设计时主要考虑的问题
第二节 进气系统的噪声问题
进气系统的噪声是汽车最主要的噪声源之一。
其噪声主要是指进气口处的噪声。
这个噪声源离车厢的距离很近，所以对车内噪声贡献非常大。
同时，进气口噪声也是汽车最主要的通过噪声源。
另外，如果空气过滤器和消音元件的刚度不足，就会引起很大的辐射噪声。
本节主要介绍进气口噪声。
进气系统消声元件包括扩张消音器和旁支消音器。
空气过滤器除了过滤空气外，还起到扩张消音器的功能。
旁支消音器包括赫尔姆兹消音器和四分之一波长管。
进气系统声学设计的第一个问题是消音容积。
消音容积一般是指空气过滤器和赫尔姆兹消音器的容积之和。
一般来说，消音容积越大越好。
对扩张消音器来说，其容积越大，传递损失可以调节的频带也就越宽，传递损失也可能增加。
对赫尔姆兹消音器，容积越大，可调节的频率越低。
对四缸和六缸发动机来说，通常消音元件的容积要求达到10到15升。
可是进气系统在发动机罩下面，旁边安装著许多其他部件，10到15升的消音容积空间往往很难保证。
在汽车设计初期，就必须留出足够的消音容积。
表4.1列出了一些汽车进气系统的消音容积。
表4.1 一些汽车进气系统的消音容积
制造厂家
汽车品牌
发动机汽缸
发动机容积（升）
总的消音容积（升）
丰田
LexusLS400（92）
V8
4.6L
16.4L
福特
LincolnVIII
14.1L
LexusGS300（93）
V6
3.0L
11.7L
FordTaurus（92）
11.3L
尼桑
NissanInfinitiJ30（93）
8.9L
FordContour（95）
I4
2.0L
17.87L
本田
HondaAccordEX（94）
2.2L
17.49L
ToyotaCorolla（93）
1.8L
11.2L
FordEscort（94）
1.9L
7.2L
声学设计的第二个考虑是管道的截面积。
管道的截面积越小，对扩张消音器来说，扩张比就越大，因此传递损失就越大，消音效果就越好。
但是管道的截面积如果太小，当气体流速过高的时候，一方面是气体摩擦噪声加大，另一方面是进气系统中的能量损失也增加。
为了平衡消音与减少摩擦噪声和能量损失，通常的方法是采用扩张管（如图3.3所示）。
声学设计的第三个考虑是进气管位子的选择。
进气管口的位子选择要考虑四个因素：
第一因素是从噪声源的角度考虑。
发动机的燃烧噪声和气体在管道中运动产生摩擦噪声在进气口处向外辐射，即可以说进气口是进气系统的“噪声源头”。
因此进气口应该尽量远离车厢，使得噪声源与司机和乘客之间的距离越远越好。
同时也要使得进气口声源与隔声结构的距离最远，这样隔声效果会更好。
第二个因素是避免水、雪、灰尘和杂质进入进气系统。
第三个因素是气体在进气系统中运行通畅，进入的气体温度要低，这样使得发动机燃烧效率高。
第四个因素是进气口与进气控制阀之间的空间。
因为整个进气管道和消音元件是放置在进气口和控制阀之间，因此在设计初期就要把这个空间留出来。
综合以上四个因素，进气口安放的位子通常有三种：
第一个位子是将进气口放置在发动机的前方，或者在散热器的上方或者在其前面。
如图4.3。
这个进气口位子远离车厢和隔声结构，对减少进气系统传到车厢的噪声最有利，还能保证有足够的冷空气会进入到进气系统。
但是其缺点是水、雪和空气中的灰尘杂质比较容易进入进气系统。
第二个位子是将进气口在发动机的前面或者上方，如图4.4。
这个位子与车厢的距离比第一个位子与车厢的距离近，因此噪声传入到车厢的量会大一些。
由於发动机舱室前面安装著一些部件，这些部件相当于挡板，有利于防止杂质、水和雪进入进气管。
但是由於这种结构离散热板很近，因此空气的温度偏高，因此发动机的燃烧效率会降低。
第三个位子是在侧板里面，如图4.5。
由於侧板挡住将进气口与外界隔开，因此这种结构对防止杂质、灰尘、水和雪进入进气管有好处，同时进气温度也低。
但是这种结构离车厢的距离比前面两种位子都近，因此传入到车厢的噪声会高些。
另外由於进气口和前侧板之间可能形成一个共鸣腔，这样可能产生额外的共鸣噪声。
图4.3进气管口远离发动机
图4.4进气管口在发动机的前方或者上方
图4.5进气管口在侧板附近
第三节 进气多支管的声学分析
进气多支管是连接发动机汽缸和进气管道系统的部件。
进气多支管结构包括进气分管和进气总管，如图4.6。
气体从发动机的汽缸出来后，先在分管中运行，然后汇入总管。
图4.6进气多支管
1
进气总管
2
3
5
4
d1
d2
d3
d4
d5
d6
图4.7进气分管与总管
图4.7表示气体从各个汽缸出来后汇入到进气总管。
假设各个分管的长度不一样，那么气体在每个分管中运行的时间也不一样。
气体在第i支分管中运行的时间为：
（4.1）
式中，是第i支分管的长度，c是声速
如果把这段时间转换为发动机曲轴转过的角度，则为：
（4.2）
式中，是发动机曲轴的角速度，n是转速。
这样由於支管距离的不同而引起的相对角度的差就可以计算出来。
第i支管与第一支管的相对角度为：
（4.3）
对均匀运转的发动机来说，点火时间均匀，那么每个汽缸之间运转的间隔均匀。
相临发火汽缸的曲轴角度差为：
（4.4）
式中，N是汽缸数。
是发动机一个工作循环转过的角度，四冲程一个工作循环是二周，即，。
而对于二冲程发动机，其一个工作循环只有一周，即。
是发动机曲轴的转角。
假设选择第一号汽缸为参考汽缸，其对应的曲轴转角为零，这样，第i个汽缸相对于一号汽缸的曲轴转角，为：
气体到达进气总管时，第i个汽缸传来的气体与一号气缸气体之间的相位差角由两部分组成。
第一部分是各个汽缸之间点火间隔的差角，第二部分是各个分管长度不同而引起的相位差角。
这两个差角可以用以下式子来表示：
（4.5）
以第一个汽缸为参考，第i个汽缸声音传递到进气总管的绝对转角为：
（4.6）
为第一汽缸对应的曲轴转角。
在第i个分管中任何一点的压力是由入射波声压和反射波声压组成。
以分管与汽缸交界处为起点，管道内任何一点的压力可以写成：
（4.7）
式中和分别是第i个分管中入射波和反射波声压的幅值。
m是发动机的发火阶次，分别代表半阶、一阶、二分之三阶，二阶等等。
在进气总管内，压力为各缸传到此处的压力之和，可以用以下公式来表示：
（4.8）
以一个六缸发动机为例来分析进气总管的压力。
假设各个分管的长度相等，各个汽缸的声压幅值相等。
这样，发动机每个汽缸出口到进气支管交汇处的距离相等，假设支管的长度为d。
相位差仅仅是由於发动机各个汽缸发火不同而引起的。
根据公式（4.4）可以得到两个汽缸之间的相位差为 （4.9）
这样第i个汽缸的相位为：
（4.10）
於是，进气总管交汇处的总压力为：
（4.11）
六缸发动机的发火阶次为3阶、6阶、9阶等等。
这些阶次可以表达为：
（4.12）
这些阶次的声压表达如下：
（4.13）
或者表达为：
（4.14）
由於及，因此，发火阶次的声压为：
（4.15）
半阶可以用统一的表达式来表示，即
（4.16）
式中，分别代表二分之一阶，二分之三阶，二分之五阶，等等。
这样，半阶的声压的表达式为：
（4.17）
上式右边第二个方括号内表达可以简化为下面如下：
（4.18）
因此，所有的半阶声压都对於零，即：
（4.19）
除了第3阶及其倍数阶和半阶外，其他整数阶次，如1阶、2阶、4阶、5阶、7阶、8阶，等等，可以分别将代入到公式（4.11）中计算。
比如第1阶的声压为：
（4.20）
由於
（4.21）
所以第1阶的声压为零，即：
（4.22）
同样，可以得到2阶、4阶、5阶、7阶、8阶等等非3阶倍数的整数阶次为零，即
（4.23）
对于等长度分管的情况，只有第3阶和其谐和阶次的声波存在，其它整阶和半阶声波都为零。
对於进气支管的分管长度不相等的情况，在进气总管处各汽缸传来的声压的相位差除了发动机汽缸发火的相位差外，还有由於分管距离的不等而引起的相位差。
其在总管处的声压可以由公式（4.154）计算。
进气支管的布置情况通常有以下三种：
1．等长度分管。
即各个分管的长度相等，如图4.8
2．中心连接分管。
即分管分成数目相等的两部分。
在每个部分内，其分管的长度相等。
两部分对称，交汇在一起，如图4.9所示。
3．尾端连接分管。
即所有的分管都接在总管上，如图4.10所示。
图4.8等长度分管
图4.9中心连接分管
图4.10尾端连接分管
[例子4.1]：
等长度分管
一个六缸发动机的进气支管长度相等，如图4.8。
前面已经分析了这种情况的声压。
除了3阶的整数倍阶次外，其他整数阶次和半阶次的合成声压都等於零。
图4.11表示一个等长度分管的六缸发动机的声压阶次图谱。
阶次
声压
6
7
8
9
10
11
12
图4.11等长分管六缸发动机在进气总管的压力阶次分布
对於其他缸数的发动机，如四缸、八缸、十缸等，如果分管长度相等，那么其在交汇处的声压特性与六缸相同，即发火阶次及其谐和阶次的声压存在，而半阶和其他阶次的声波彼此抵消。
[例子4.2]：
中心连接分管
对中心连接的情况，由於结构的对称性，半阶声波彼此抵消，可是所有的整阶声波全部保留，如一阶、二阶、三阶等等。
图4.12表示一个中心连接分管的六缸发动机的声压阶次图谱。
图4.12分管中心连接的六缸发动机在总管处的声压阶次图谱。
[例子4.3]：
尾端连接分管
对于尾端连接的情况。
由於每个分管的长度都不一样，而且不对称，所以所有的整阶次声波和半阶次声波全部保留。
图4.13表示其频谱图。
图4.13尾连接分管的六缸发动机在总管处的声压阶次图谱
进气分管的不同联系方式和长度决定了进气总管处的声压阶次的组成。
如果把进气系统与进气支管连接，那么进气口处的声压阶次与总管处的声压阶次是一样的。
阶次的不同决定了进气口处的声音质量（将在以后的章节详细介绍“声音质量”），因此进气多支管的设计对声音质量影响非常大。
等长度分管只保留了发火阶次，因此对大多数轿车来说，这是一种理想的选择。
而尾端连接保留了半阶成分，因此这种设计是运动车的理想选择。
第四节 空气过滤器（扩张消音器）的声学分析
空气过滤器的功能有两个：
过滤空气和消除进气口的噪声。
空气过滤器相当于一个扩张消音器，其容积大小和尺寸决定了传递损失和中心频率。
过滤器的容积一般要求达到发动机容积的三倍以上，就能达到良好的消音效果。
现在市面上比较好的汽车，其过滤器的容积基本上在5升到10升之间。
一般来说，容积越大，消音效果就越好。
在前面一节中，介绍了影响传递损失的因素有两个：
扩张比m和过滤器的长度L。
在设计进气系统的管道和过滤器时，有时候，进入管和输出管会插入到过滤器之中，如图4.14所示。
这对这种情况，插入的长度对传递损失有影响，传递损失可以用以下公式来表达：
（4.24）
式中，是进入管在过滤器中的长度，是输出管在过滤器中的长度。
如果和都为零的时候，公式（4.24）就变成公式（3.19）。
图4.14过滤器中的插入管道
第三节已经介绍过扩张比和扩张器长度对传递损失的影响。
我们总是希望扩张比越大越好。
有两种办法提高扩张比，一是减小管道的尺寸，二是增加过滤器的截面积。
减小管道尺寸会使得功率损失增加，而增加过滤器的截面积又受到安装空间的限制。
将进入管和输出管插入到过滤器中也可以提高过滤器的传递损失。
假设只考虑进入管插入，即，这时的传递损失简化为：
（4.25）
图4.15进气管插入到过滤器中和没有插入的传递损失比较
图4.15表示进入管插入长度为120mm和管道没有插入的传递损失比较。
在这个例子中，过滤器的长度为250mm，直径为200mm。
管道插入后，传递损失增加，而且在某个频率处出现了一个峰值。
当
（4.26）
公式（4.25171）中传递损失达到最大值，对应的频率为：
（4.27）
即：
（4.28）
插入长度正好是波长的四分之一。
也就是说进入管插入到过滤器中后，就相当于在系统中加入了一个四分之一波长管。
利用这个插入管，就可以调节某些频率下的传递损失。
图4.16表示插入长度分别为40mm,60mm,80mm,100mm,120mm,140mm,160mm和180mm时的传递损失，不同的插入长度都使得传递损失增加，其四分之一波长管对应的传递损失峰值频率随插入长度变化，对应的频率可以由公式（4.27）计算。
图4.16不同长度插入管对应的传递损失
插入管大大地提高了插入损失，但是过滤器内有过滤网，这样插入长度往往受到限制。
另一方面，插入管会带来较大的功率损失，其损失值比减小管道直径带来的损失还要大。
所以是否采用这种插入管，要权衡传递损失和功率损失。
第五节 旁支消音器声学分析
进气系统的共振消音器有赫尔姆兹消音器和四分之一波长管。
这两种消音器的目的都是消除窄频带的噪声，但是赫尔姆兹消音器的消音频带比四分之一波长管要宽，所以赫尔姆兹消音器比四分之一波长管显得更重要。
赫尔姆兹消音器一般是用来消除低频噪声，而四分之一波长管用来消除高频噪声。
如果要用四分之一波长管来消除低频噪声，那么波长管必须做得很长，但是太长的管道很难安装。
共振消音器应该安放在系统声模态的反结点。
如果把消音器安放在结点处，将达不到消音效果。
空气过滤器一般来说是声模态结点，因此不能将共振消音器安装在空气过滤器上。
在前面一节中，已经介绍了对赫尔姆兹消音器传递损失及其共振频率的影响因素。
在进气系统中，低频噪声成分往往非常大，而控制低频要采用赫尔姆兹消音器。
所以在汽车设计初期，要尽可能地给进气系统留出较大空间，以便安装赫尔姆兹消音器。
根据经验统计，赫尔姆兹消音器有效调整范围为：
频率（Hz）x体积（升）>
300。
赫尔姆兹消音器只能消除一个频率及其附近频带的噪声。
除了传统的单个腔室结构外，也有两个腔室的赫尔姆兹消音器。
图4.17表示两个腔室在外面串连，图4.18表示两个腔室在内部串连。
两个腔室的消音器可以消除两个频率的噪声。
如果两个腔室的容积与一个腔室消音器容积一样的话，那么两个腔室消音器传递损失对应的峰值要低些。
图4.19表示一个腔室和两个腔室消音器传递损失的比较。
图4.17两个外连接腔室的赫尔姆兹消音器
图4.18两个内连接腔室的赫尔姆兹消音器
图4.19一个腔室和两个腔室赫尔姆兹消音器传递损失的比较
影响四分之一波长管的因素有其长度和截面积。
长度决定了传递损失的频率。
而其截面积与进气主管的截面积之比决定了传递损失的幅值大小。
波长管的形状对消音效果没有影响，所以四分之一波长管可以设计成弯形状。
在一个进气系统中，有时候有好几个长短不一的波长管，用来消除不同频率的噪声。
图4.20中就有三个波长管。
图4.20进气系统中的四分之一波长管
第六节 进气口噪声实例分析
进气噪声是汽车最主要的噪声源之一。
进气噪声不仅会传递到车厢内影响顾客，而且还会辐射到环境。
所以在设计进气系统时必须使得噪声既满足客户的要求也要达到政府有关法规。
一般来说，在设计进气系统时，按照下列程序来进行。
第一，搞清楚发动机的参数和振动与噪声特性，进气系统可能的安装空间。
首先只用一根管道与发动机相连接，分析或者测量进气口的噪声特点。
将此时的噪声与目标噪声比较，得到所需要的传递损失曲线。
第二，根据声音质量的要求，确定进气多支管的设计。
如果要求声音主要是发火阶次组成而半阶声音尽可能小，那么多支管采用等长度分管。
如果要求进气声音有动感，半阶声音成分大，那么多支管就设计成尾端连接分管形式。
第三，设计空气过滤器。
因为空气过滤器是进气系统必不可少的元件，除了过滤空气外，它还是一个扩张消音器。
过滤器的容积应该尽可能大，这样传递损失大而且覆盖的频带宽。
第四，根据加了空气过滤器之后的进气口噪声来确定所需要的消音器，赫尔姆兹消音器一般是针对低频率，四分之一波长管用来消除高频噪声。
最后使得噪声达到目标。
我们以一个四缸发动机为例子来设计进气声学元件。
假设进气多支管已经设计好了，是等长度分管，如图4.21所示。
首先将一根管道与发动机进气多支管相连接，如图4.22所示。
然后测量进气口的噪声，图4.23是进气口总体噪声和第2阶、第4阶的噪声图。
这张噪声图中不包括任何消音元件，其总体噪声比目标噪声高出5到20dB（L）。
总体噪声中发火阶次（第2阶）的噪声占绝对主要成分。
在5500rpm时第4阶噪声占主导成分。
图4.21四缸发动机等长度分管
发
动
机
图4.22一根管道与进气多支管连接图
频率（Hz）
第2阶噪声
进气口噪声
目标噪声
第4阶噪声
图4.23没有消音元件的进气口噪声
虽然这张图中的噪声是随著发动机而变化的，但是由於知道了第2阶噪声占主导成分和第4阶在5500rpm时的峰值接近总体噪声，因此这两个阶次噪声转速所对应的频率就知道了。
从而可以计算出各阶与总体噪声之间的分贝差值，这个差值就是消音系统要达到的插入损失。
表4.2和图4.24分别列出和画出了第2阶所要达到的插入损失。
图4.24表示第2阶所要求的插入损失主要是在两个频率达到峰值：
66．7Hz（2000rpm）和116．7Hz（3500rpm）。
在这两个频率时，插入损失值分别为11．9dB和19dB。
表4.2 第2阶插入损失
rpm
Frequency（Hz）
目标噪声（dB（L））
第2阶噪声（dB（L））
第2阶插入损失
1000
33.3
110
113
升级会员 