知识点：消声器 前言 涡轮增压器应用在发动机上可以提升汽车的动力性、经济性。但也会严重影响汽车的NVH性能。废气涡轮增压器以前更多应用在柴油车上，目前汽油车也较普遍使用，特别是乘用车，这使得针对涡轮增压器NVH 性能的优化受到各大车企的重视。 废气涡轮增压器典型的工作转速范围十万到二十万转每分，压气机侧叶轮高速旋转产生的气流噪声能量主要集中在[1.5-3]kHz 频段[1],加速工况下，叶轮高速旋转至十几万转，产生的气流噪声通过进气管口辐射出来，被驾驶员感知。随着发动机转速继续上升，被掩盖在发动机噪声中。相对于非增压发动机，搭载有涡轮增压器的车型需要解决加速工况下[1.5-3]kHz 的进气气流噪声问题。
知识点：消声器
涡轮增压器应用在发动机上可以提升汽车的动力性、经济性。但也会严重影响汽车的NVH性能。废气涡轮增压器以前更多应用在柴油车上，目前汽油车也较普遍使用，特别是乘用车，这使得针对涡轮增压器NVH 性能的优化受到各大车企的重视。
废气涡轮增压器典型的工作转速范围十万到二十万转每分，压气机侧叶轮高速旋转产生的气流噪声能量主要集中在[1.5-3]kHz 频段[1],加速工况下，叶轮高速旋转至十几万转，产生的气流噪声通过进气管口辐射出来，被驾驶员感知。随着发动机转速继续上升，被掩盖在发动机噪声中。相对于非增压发动机，搭载有涡轮增压器的车型需要解决加速工况下[1.5-3]kHz 的进气气流噪声问题。
针对涡轮增压器的气流噪声问题，国内外已不乏学者对其产生原理有较深的研究[2]-[4]，从些研究论文来看，目前对涡轮增压器的气流噪声问题，更多的采用穿孔板结构的共振式消声器来抑制气流噪声。该类消声器较简单扩张腔具有结构小的优势，便于在进气系统附近布置。同时流体压力损失小，对动力性影响较小。
文献[2]设计的消声器递损失有效带宽在1800~3000Hz 范围内，但是频带内谷值较低，平均在20dB 左右，在2500Hz 附近约为17dB。主要原因在于论文中设计的消声器仅有3 个共振腔，分布在1200Hz 的带宽内仅有3 个共振频率显得稀疏，导致谷值偏低。
文献[4]设计的消声器传递损失比较理想。论文采用理论公式进行参数优化，未考虑各腔之间的相互影响，有一定的局限性。当内管径较大以至于接近平面波截止频率的极限时[5]，管内需要考虑高次波。在Virtual.Lab 中可以很好解决该问题。对于接近但未达到截止频率时，可以利用AML 属性赋予出口端。对于超过截止频率的分析时，必须考虑高次波，通过仿真设置可以方便增加（0,1）阶及其以上模态进行分析。
某带涡轮增压发动机的SUV 车型，部分油门缓加速到1800 转-2200 转之间，车内能明显感知到进气系统产生的“嘘嘘”声。车速持续上升到2500rpm 以上后，该异响声逐渐被其它噪声掩盖。
该异响“嘘嘘”声出现时，涡轮增压器已介入工作，根据涡轮增压器的技术参数知，其主要工作转速在[80000-180000]rpm，随着松油门泄气声出现而消失。初步怀疑涡轮增压器为噪声源。为验证这一猜测，将涡轮增压器泄压阀置于常开状态，经主观驾评与测试发现该异响消失，由此判定涡轮增压器为该噪声源。
初期考虑进气系统管道隔声能力差，导致涡轮增压器产生的气动噪声，经管道辐射到发动机舱，进而传入车内。因此在进气空滤器、压气机进出口管路以及进气管路上用大能隔音材料包裹后，经驾评该异响得到抑制。
考虑到增加管道隔声能力成本将会大幅增加，且受到空间布置限制等原因，最终未考虑用这种方案。结合文献[1]-[4]，最终考虑在进气系统管路上布置适当的管路消声器来抑制压气机加速时的气流噪声。并且该消声器外壁需要有一定隔声能力，否则达不到预期的消声效果。
测试主驾右耳与进气口处的噪声，如图1、图2，利用LMS 软件不断回放滤波分析，发现主驾右耳过滤[1320,3000]Hz 噪声后异响声消失。因此所设计的管路消声器在[1320,3000]Hz 应有较大的传声损失能力，应大于20dB 以上。?????????
因涡轮增压器进气端管道与出气端管道均会辐射气流噪声，因此在压气机进出口管路各设计一个管道消声器，用于抑制气流噪声。
消声器的声学性能有很多评价指标，常用的有插入损失、传递损失和末端减噪量等。由于传递损失反映消声器本身的声学传递特性，其值仅与消声器的结构和消声器内部介质性质相关，是消声器的固有属性，所以传递损失常用作消声器设计与性能评价的主要性能指标[8]。
传递损失表征声音经过消声元件后声音量的衰减程度，即入射声功率Wi 与透射声功率Wt 的差值，传递损失用TL 表示为???
经过初步计算穿孔直径在5mm 左右，可以用有限元方法进行分析。本文采用Virtual.Lab进行声学仿真计算，出口管处定义AML 属性。
考虑布置空间的限值，压气机出气口消声器设计6 个共振腔，压气机进气口消声器设计4 个共振腔，两个消声器整体呈圆形管状结构，详见图3 与图4。初步确定出气端消声器6 个腔共振频率分别为1550、1700、1900、2200、2500、2800Hz。进气端消声器4 个腔的共振频率分别为1700、2000、2300、2700Hz。
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根据文献[5]，对穿孔板共振消声器共振频率计算公式如下：
其中? 为孔隙率， h 为空腔深度， l 为小孔有效长度（一般比穿孔板厚度略大）。
书中所提结构为等截面空腔，及截面沿着小孔轴线的分布是不变的，本文为采用圆环结构，及沿着小孔轴线是不断变化的。因此式2 只能应用于初步计算共振频率。另外小孔的有效长度修正公式为：
式中S 为单个腔体小孔总面积，V 为单个腔体容积。
经回归分析，得到经验公式，根据经验公式重新修改消声器结构尺寸，再计算，并修改经验公式参数。经过2-3 次修改参数后，得到稳定的经验公式，详见图5：
从仿真的结果看，虽然4 腔与6 腔都是穿孔结构的共振式消声器，但是消音频率具有不同的统计规律。因此不能仅从式（2）简单计算出消声频率。利用消声器传递损失作为评判效果，最终确定两消声器参数如表1 所示，设计的两款消声器如图4-5 所示：
传递损失的仿真结果见图8 图9，对于压气机出气端消声器的传递损失20dB 以上的频带1320Hz-3090Hz，带内平均值为74dB，消声效果理想。对于压气机进气口消声器传递损失20dB以上的频带1627Hz-2667Hz，带内平均值为27dB，消声效果受空间布置限值，略差。
因受空间尺寸的限值，涡轮增压器进气口处消声器轴向尺寸收到限制，因此只设计了4 节。因此出气口消声器起主要作用。
根据表1 中的消声器参数，在CATIA 中完成数据制造，再利用3D 打印技术制作出样件。如图6 所示：
利用阻抗管对快件进行了传递损失曲线测试，试验如图7 所示，从图8 与图9 所示的消器传递损失曲线看，仿真结果与阻抗管测试结果吻合，仿真模型可信。
为考虑消声器对进气气流产生的影响，利用Star-CCM 分析了出气口消声器的压力，流速设置为发动机6000 转时对应的流速14m/s，压力损失计算结果为42Pa，对进气背压影响可以忽略，不影响动力性，流线图如图10 所示，从图中可以看出，流线平滑，未在小孔处形成明显的紊流。
将样件安装到问题车辆的进气系统上，将传声损失大的样件装在涡轮压气机高压侧，将另一个样件装在压气机低压侧，如图11 所示，测试进气口处噪声及驾驶员右耳噪声，结果对比如图12、图13 所示，从结果可以看出主驾右耳出的噪声频谱在[1320,3090]范围内得到了较大降低，平均有4dB 优化量。
在1320-3090Hz 频段范围内，增加消声器后相对于原始状态，主驾右耳处噪声下降约有4dB，优化效果明显。主观驾评，异响声消失。
涡轮增压器的气流噪声，是目前乘用车进气噪声的一个普遍问题。常需要设计中高频消声器解决这类问题。本文阐述了在涡轮增压器压气机进气管道、出气管道增加穿孔消声器来解决加whoosh 声。在此过程中对穿孔共振式消声器的
设计提出了一定的参考意见。
1、为了得到较宽的消声频带，在汽车进气系统应用中，穿孔消声器的串联腔体个数建议3-6 级。
2、单个腔消声频率的相对误差是各尺寸参数（如小孔直径、小孔长度以及共振腔容积）相
对误差的线性组合，因此过高的消声频率对结构尺寸精度要求也高。因此受实际制造工艺误差限制，这类消声器的消声频率不宜超过5000Hz。
3、对单个消声器腔体设计时，可按独立的原则，根据共振式消声器原理设计。
4、各腔体消声频率不必按等间距设计，应按照传声损失谷值最高的原则设计，即按前密后疏的原则设计各腔消声频率。
5、提高相邻两腔体消声频率之间的谷值，应在消声频率不变的原则下，尽可能增大腔体的容积。
6、涡轮增压发动机的whoosh 声，只在高压或者低压侧安装消声器，不能完全解决。除加消声器外，进气管道的隔声性能相对于非增压的同款发动机也应提高。
7、多腔体穿孔消声器在空间受限的情况下，设计频带内的传声损失和带宽一般是矛盾的，因此需要根据具体问题，合理考虑平衡带宽和传声损失。
相关推荐：
1、GB5226.1-2008 机械电气安全
2、GB19517-2009国家电气设备安全技术规范
