Page 151 - 《应用声学》2020年第6期

第 39 卷 第 6 期 王栋等： 轻卡进气管的结构优化及其声学性能 945

频率下，进气口的声压均得到了不同程度的降低。 465 Hz、640 Hz，所以，设计的谐振腔能够达到很好
此外，对于优化后的进气管，噪声的频率越高，声压 的降噪效果。
越低。发动机运行时，谐振腔内部空气振动，当其频 60
率与发动机的激励频率相同时就会引发共振，声能 50 Ԕᤉඡኮ
͖ӑՑᄊᤉඡኮ
量在管道内不断反射，最终会转化为热能而被消耗， 40
因此，谐振腔内部的声压就会比其他部分的声压稍 30
大，图 3 中的谐振腔 1 就出现了这种情况，声压云图 ͜᤬૯ܿ/dB 20
如图6所示。
10
图7 为优化前后进气管声压级频率响应函数曲
0
线图。声波在传递过程中分为两个部分：透射部分
0 200 400 600 800 1000
和反射部分。反射使得声压产生衰减，模拟时，输出 ᮠဋ/Hz
端定义为全吸声边界条件，因此，声音到达输出端 图 8 进气管的传递损失曲线图
时，只计算了透射部分的声波，其总体低于传递开始 Fig. 8 Diagram of transfer loss of intake pipe
时的声波声压级，所以，输出端的频率响应函数曲线 2.4 优化后的进气管噪声实验及结果分析
应该在输入端的下方，如图 7 所示。此外，在不大于
优化后的进气管噪声实验步骤与之前实验一
700 Hz 的噪声频率下，加装谐振腔进行优化的进气
致，也分为怠速工况和加速工况两种情况进行，图9
管具有更小的出口声压级。
为优化后的进气管进气口噪声测试实验现场照片。
195 ԔᤉඡኮᣥКቫ
Ԕᤉඡኮᣥѣቫ
180
͖ӑՑᤉඡኮᣥКቫ
͖ӑՑᤉඡኮᣥѣቫ
165
ܦԍጟ/dB 135
150
120
105
90
0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000
ᮠဋ/Hz

图 7 进气管声压级频率响应函数曲线对比图
Fig. 7 Comparison diagram of inlet pipe sound 图 9 优化后进气管进气口的噪声测试图
pressure level frequency response function curve
Fig. 9 Noise test diagram of the intake port of
优化前后进气管的传递损失对比如图 8 所示。 the optimized intake pipe
由图 8 可得：在 125 Hz、180 Hz、465 Hz、640 Hz 这 图 10为怠速工况下进气口测点的噪声值曲线。
4 个噪声频率下，未加装谐振腔的进气管传递损失 在怠速工况下，空调处于关闭状态 (AC-off)、开启 1
较小。该模拟计算所得噪声贡献频率与前文的实验 档 (AC-on 1)、开启 2 档 (AC-on 2) 三种状态时，进
结果一致，这表明该模拟具有可行性。进气管在加 气口的噪声值总值分别为 52.08 dB、61.38 dB 和
装谐振腔后，在4 个噪声贡献频率下，传递损失均有 61.44 dB，均满足噪声限值要求。对比原始进气管的

效增加，分别达到了 19.79 dB、22.91 dB、18.06 dB 实验数据可以发现：增加谐振腔后，噪声总值在 3 种
和 43.62 dB。从图 8 还可以看出，设计的谐振腔不 状态下降幅分别达到了 5.02 dB、5.31 dB、4.07 dB，
仅仅对于上述 4 个频率有效，在100 ∼ 695 Hz 之间， 降噪效果明显。
传递损失都有不同程度的增加，这也充分说明利用 图 11为加速工况下进气口测点的噪声值曲线。
所设计的谐振腔来降低这类低频噪声非常有效。当 由图 11可得出：发动机的转速在不高于 5500 r/min
然，由图 8 也可以看出，在高频噪声部分，谐振腔未 时，阶次噪声与噪声总值均低于声压值限值，满足要
能达到增加传递损失的效果，但是由于本文研究的 求。对照原始进气管的实验数据可以发现，增加谐
轻卡发动机的噪声主要贡献频率为125 Hz、180 Hz、 振腔后能达到降噪的作用。