汽車急加速進氣噪聲的試驗測試與分析*

劉志恩，黃 濤，邵炯煬，鄭卿卿，杜松澤，李秋悅，屈少舉，劉 浩

（1.武漢理工大學，現(xiàn)代汽車零部件技術湖北省重點試驗室，武漢 430070； 2.東風汽車公司技術中心，武漢 430070）

前言

為讓乘客體驗汽車加速過程中動力十足的感覺，車內噪聲需要具有動力感聲品質。進氣噪聲作為發(fā)動機噪聲的主要來源之一，對汽車車內噪聲水平和聲品質有著重要的影響［1-3］，可以借助進氣噪聲能量增強車內噪聲的動力感。因此，需要對進氣噪聲進行測試以評估所研究車型進氣噪聲水平，及其對車內噪聲品質的關聯(lián)性。

傳統(tǒng)的進氣噪聲測試主要在發(fā)動機臺架上進行，其測試方法一般有兩種［4-5］：（1）通過聲學管道將進氣噪聲引入半消聲室中進行測量［6］；（2）使用鉛板將發(fā)動機整體包裹，隔絕發(fā)動機本體輻射噪聲后在發(fā)動機半消聲室直接進行測量［7］。這兩種測量方法主要用于單純的降低進氣噪聲聲壓級的研究中，通過測試發(fā)動機進氣噪聲大小以確定進氣噪聲降低方案，可滿足傳統(tǒng)的汽車NVH設計要求。但這種測試方法，在汽車車內聲品質研究中，有明顯不足，無法反映進氣噪聲對車內聲品質的影響，尤其是對于急加速變工況下進氣噪聲與車內噪聲的關聯(lián)性問題。因此必須在整車半消聲室NVH底盤測功機上進行。

在整車半消聲室進行進氣噪聲測試，需要屏蔽的噪聲源比較多，排氣噪聲、輪胎噪聲、發(fā)動機本體輻射噪聲等都需要進行隔離。如何有效隔離這些噪聲源，使其對進氣噪聲的影響最小，直接影響測試結果的準確性。國內尚沒有見到在整車底盤測功機上測試進氣噪聲的報道，國外汽車公司雖然有類似成功案例，但他們是通過對發(fā)動機進行鉛板包裹后，再安裝到汽車上［8］，對線束導致的縫隙處理十分繁瑣，整個試驗周期非常長，工作量大，且降低了發(fā)動機本體輻射噪聲向車內的傳遞，影響了車內噪聲水平，對分析進氣噪聲對車內噪聲品質的關聯(lián)性有一定影響。

為滿足企業(yè)希望通過對進氣噪聲的控制實現(xiàn)車內具有動力感的聲品質的要求，本文中提出了一種在整車半消聲室中進行汽車進氣噪聲的測試方法，通過一些措施屏蔽排氣噪聲、發(fā)動機本體輻射噪聲和輪胎噪聲，獲得了相對純凈的進氣噪聲頻譜和階次分布，并確定了進氣噪聲與車內噪聲時變非穩(wěn)態(tài)噪聲信號的關聯(lián)性，其研究對汽車聲品質設計具有重要意義。

1 進氣噪聲試驗測試

1.1 試驗測試臺架

本試驗在襄樊國家汽車檢測中心NVH整車半消聲室內進行，配備有汽車NVH底盤測功機。整車NVH半消聲室背景噪聲為25.6 dB，試驗測試臺架基本布置如圖1所示。

研究車型為一款配備有1.6T增壓直列4缸汽油機的轎車，前輪驅動。汽車前輪布置在轉鼓臺架上，后輪固定。汽車排氣管尾部連接一個直徑比較大的排氣消聲管道，將排氣噪聲穿過地面直接引出半消聲室。當需要屏蔽進氣噪聲時，將進氣噪聲通過進氣消聲管道引出半消聲室。

圖1 基準方案噪聲測試示意圖

在進行基準方案測試時，汽車內部布置3個噪聲測試點，傳聲器M1設置在發(fā)動機艙內，離進氣系統(tǒng)進氣口100 mm；傳聲器M2處于發(fā)動機艙內，離節(jié)氣門100 mm；傳聲器M3布置在車內前排駕駛員位置處。傳聲器頭部均安裝風罩，以減小風噪的影響。具體布置位置見圖2。

圖2 基準方案噪聲測試測點布置

發(fā)動機轉速信號和傳聲測試數(shù)據(jù)通過數(shù)據(jù)線傳輸?shù)絃MS數(shù)采系統(tǒng)中，其主要測試設備見表1。

表1 進氣噪聲測試設備

進行進氣管口噪聲測試試驗時，采用如圖3所示方案來測試進氣噪聲?，F(xiàn)場實際測試發(fā)現(xiàn)，發(fā)動機本體輻射噪聲、排氣噪聲、輪胎噪聲對進氣噪聲的測試結果影響比較大，因此，需要對這些噪聲進行隔聲處理。發(fā)動機本體輻射噪聲采用鉛板覆蓋密封發(fā)動機艙的方式來實現(xiàn)；排氣噪聲采用圖1所示方案，用大口徑消聲管道直接引出整車半消聲室；輪胎噪聲則需要設計專門的隔聲罩來屏蔽。

圖3 純進氣管口噪聲測試示意圖

由于汽車發(fā)動機艙內空間有限、結構復雜、數(shù)據(jù)線纜多，采用鉛板直接完全覆蓋發(fā)動機比較困難，而且數(shù)據(jù)線纜處孔洞的密封處理也具有較大的工作量。本文中采用的方法是將進氣口通過臨近的汽車大燈位置引出車外后，再用鉛板對汽車頭部整個發(fā)動機艙進行整體覆蓋和密封。這種處理方式工作量小、縫隙處理簡單，半天可完成。為了增加隔聲效果，采用兩層薄鉛板中間夾吸音棉方式進行覆蓋，經(jīng)測算，隔聲量大于55 dB，隔聲效果好。密封方式見圖4。

輪胎噪聲的隔聲罩是一個兩面開口的長方體箱體結構，其壁面由鋼板、厚鉛板和吸音棉構成。試驗時，兩個隔聲罩緊貼車輛左右兩邊，將車輪和轉鼓都密封起來，隔聲效果非常好，隔聲量大于60 dB。

將發(fā)動機艙覆蓋鉛板和輪胎噪聲的隔聲罩的連接縫隙密封后，整個汽車頭部基本被完全包裹起來，使得發(fā)動機本體輻射噪聲、輪胎噪聲和其它的車輛底部傳動系統(tǒng)噪聲基本被隔離，現(xiàn)場測試時，測試人員的主觀感受非常明顯，汽車頭部只聽見進氣口處噪聲。同時，該隔離方案不影響發(fā)動機噪聲向車內的傳遞，對車內噪聲影響不大。

進氣管口噪聲測試試驗時，布置3個測點，位置2和3與基準試驗方案相同為M2和M3點處，位置4離引出的進氣管口距離100 mm，其測試示意圖如圖3所示M4處。

1.2 試驗工況及方案

圖4 純進氣管口噪聲測試

汽車急加速過程中，受發(fā)動機轉速和負荷變化的影響，進氣噪聲是一個瞬時變化的動態(tài)噪聲，相比于穩(wěn)態(tài)工況下其噪聲更能有效反映汽車實際行駛過程中的進氣噪聲品質。本試驗主要測試3擋全油門急加速過程的進氣噪聲，發(fā)動機轉速從1 000-5 500 r／min變化，加速時間約為 10 s，NVH底盤測功機的靜音轉鼓模擬瀝青路面的路譜。

為研究進氣噪聲對車內噪聲的影響，設置了4組試驗方案，分別獲得進氣噪聲、純進氣管口噪聲、發(fā)動機本體輻射噪聲；通過多個測試狀態(tài)對比分析，可獲得整個進氣系統(tǒng)對進氣噪聲的影響，以及進氣管口噪聲與車內聲品質的關聯(lián)性。各試驗方案的特點如表2所示。

試驗方案P1是基準測試，基于原車狀態(tài)進行發(fā)動機艙內的進氣噪聲和車內噪聲測試。方案P2是在方案P1的基礎上，取掉了節(jié)氣門前的進氣消聲元件和空濾器，以研究無進氣消聲元件情況下進氣噪聲對車內噪聲的影響。P3在P2的基礎上直接從節(jié)氣門處連接進氣消聲引管，直接將進氣噪聲引出半消聲室。

表2 進氣噪聲試驗測試方案

P4則采用圖4所示試驗方法，在節(jié)氣門處連接一小段PV管后在連接原進氣消聲系統(tǒng)和空濾器組件，使得進氣口能夠伸出車外一段距離，并將伸出車外的進氣管與隔離發(fā)動機本體輻射噪聲的鉛板覆蓋件之間的縫隙用吸音棉填實，以獲得相對純凈的原車進氣系統(tǒng)下的進氣噪聲。

為保證試驗測試結果準確，每種試驗方案測試3次，如果3次測得的數(shù)據(jù)曲線基本重合，即誤差小于5%，則認為測試的結果有效，選擇誤差最小的曲線進行分析。如果存在誤差較大的曲線，則需要再增加一組數(shù)據(jù)。試驗測試時，監(jiān)控發(fā)動機的冷卻水溫度和潤滑油溫度，保證每次方案測試開始時，發(fā)動機具有相同的工作狀態(tài)。

2 數(shù)據(jù)分析

經(jīng)過測試，獲得了汽車急加速工況下4種方案的進氣口噪聲、發(fā)動機艙內噪聲和車內噪聲。圖5給出了方案P1，P3和P4的測試結果。該圖顯示了噪聲頻率和聲壓級隨發(fā)動機轉速變化而變化的關系，其中幾條具有明顯線性變化的直線即為發(fā)動機的階次噪聲，其大小與發(fā)動機的點火階次有關［9-10］。對于四缸發(fā)動機，其主要點火階次是2，4，6和8階，相對于半階次噪聲1.5，2.5，3.5等其聲壓級較大，是主要階次噪聲，且對進氣噪聲品質影響較大。因此，本文中主要考慮進氣噪聲中2，4，6，8主階次噪聲的變化。

2.1 進氣噪聲測試試驗方案有效性分析

圖5（a）顯示了方案P1和P4在進氣口位置測得的噪聲瀑布圖，與P1方案除了階次噪聲外還存在大量其他噪聲不同的是，P4測得的進氣口噪聲相對比較純凈，在320 Hz以下頻段，除了主階次噪聲和半階次噪聲外，其他頻率噪聲值都很低。至于在350-600 Hz頻段出現(xiàn)的寬頻帶噪聲，對比P1數(shù)據(jù)并結合圖5（b）中P3數(shù)據(jù)分析認為，該部分噪聲除了由于進氣管道和空濾器中氣柱共振產(chǎn)生的氣流噪聲外，還存在空濾器殼體表面振動引起進氣系統(tǒng)中氣流振動導致的進氣口寬頻噪聲，其亦是進氣噪聲的一部分。通過對空濾器殼體進行有限元模態(tài)仿真計算，獲得其1階至6階的固有頻率分別為407.9，425.4，461.7，492.1，510.8和 556.9 Hz，即表明在350-600 Hz頻率范圍內出現(xiàn)的寬頻帶噪聲是由空濾器殼體表面振動引起的。

圖5 各方案噪聲瀑布圖

測試和分析數(shù)據(jù)說明本文中設計的進氣噪聲測試方案合理，基本屏蔽了發(fā)動機本體輻射噪聲、排氣噪聲、輪胎噪聲，獲得了相對純凈的進氣噪聲。

2.2 進氣噪聲測試數(shù)據(jù)對比分析

根據(jù)設計的P1，P3和P4方案，假設P1方案測點M2獲得的聲壓級為Lm2p1，反映的是原車狀態(tài)下發(fā)動機艙內節(jié)氣門位置處的噪聲值，由進氣口噪聲傳遞到M2處的噪聲Lm2i1，發(fā)動機本體噪聲輻射到M2處的噪聲Lm2e1，以及其他部件如輪胎噪聲等傳遞到M2位置處的噪聲Lm2o1構成，根據(jù)聲級運算法則，有

同理可以獲得P3方案M2測點的噪聲構成，其反映的是無進氣消聲元件和空濾器結構，通過進氣消聲管道直接引走進氣口噪聲后節(jié)氣門位置處的噪聲 Lm2p3，則有

由于進氣噪聲被進氣消聲管道直接引出半消聲室，其傳遞到M2位置處的噪聲Lm2i3幾乎為0，因此，假設Lm2i3≈0；忽略進氣管長度變化對發(fā)動機本體噪聲Lm2e3和其他部件噪聲Lm2o3的影響，則有

一般來說，發(fā)動機進氣管長度變化會影響進氣效率，導致發(fā)動機功率和轉矩變化，從而影響輻射噪聲。在本試驗中考慮了這一點，所采用的進氣消聲管道較長，但其直徑較大，使得進氣壓力損失與原進氣管道相差不大，因此對發(fā)動機功率和轉矩影響不大。但進氣管長度變化會影響進氣波動效應，從而在個別轉速下影響發(fā)動機的功率和轉矩。因此，對于大部分轉速下，忽略進氣管長度變化對發(fā)動機本體噪聲Lm2e3和其他部件噪聲Lm2o3的影響的假設是合理的。

方案P4通過屏蔽發(fā)動機本體輻射噪聲、輪胎噪聲和排氣噪聲等獲得相對純凈進氣口噪聲Lm4p4。假設 Lm4p4=Lm2i1，根據(jù)式（1）～式（3），則應有

根據(jù)測試結果，提取了在 1 500，2 000，3 000，4 000和5 000 r／min下方案P3節(jié)氣門M2處的聲壓級Lm2p3，方案P4進氣口M4的噪聲Lm4p4，方案P1節(jié)氣門M2處的噪聲Lm2p1，并計算了Lm4p4＋Lm2p3聲壓級的和，見表3，發(fā)現(xiàn)式（4）基本成立，誤差皆小于5%。在發(fā)動機轉速為3 000 r／min時，最小誤差為0.4%，即認為方案P1節(jié)氣門處的噪聲為方案P3發(fā)動機本體輻射噪聲和方案P4純進氣口噪聲的疊加。

表3 各測點的聲壓級 dB（A）

圖6顯示了P1，P3，P4方案在相應測點的噪聲值，圖6中“×”點表示聲壓級Lm2p3＋Lm4p4的值。通過進氣噪聲測試數(shù)據(jù)的對比分析，進一步證明測試獲得的進氣口噪聲比較純凈，試驗方法合理。

圖6 方案P1，P3，P4對應噪聲聲壓級圖

2.3 進氣系統(tǒng)對進氣噪聲的影響分析

圖7 各方案噪聲聲壓級對比圖

由圖7（a）可知，由于方案P2拆除了進氣系統(tǒng)中消聲元件和空濾器，進氣噪聲沒有經(jīng)過衰減，以及發(fā)動機增加振動成分通過結構傳遞路徑進入車內，其在發(fā)動機艙內的進氣噪聲總聲壓級比基準方案P1整個轉速范圍內平均高出9.6 dB。由圖7（b）可知，進氣噪聲在1 500-4 000 r／min轉速范圍對車內噪聲貢獻量較大，方案P2車內噪聲聲壓級在轉速范圍內顯著高于方案P1，平均高出9.3 dB，尤其是在3 500 r／min時，最高值達到14.2 dB。在研究車輛加速工況下車內動力感聲品質時，重點關注轉速1 500-4 000 r／min范圍內的車內噪聲特性［11］，而此轉速范圍內，正好是進氣噪聲對車內噪聲的影響最大的區(qū)域，因此，認為進氣噪聲是實現(xiàn)車內動力感聲品質的重要貢獻量。

方案P3在方案P2基礎上，將進氣口噪聲引出半消聲室，即認為發(fā)動機艙內幾乎沒有進氣口噪聲。由圖7（a）可知，方案P3節(jié)氣門處的總聲壓級相比于方案 P2，在 1 500 r／min轉速以上時平均降低19.2 dB，該結果一方面說明進氣噪聲對發(fā)動機艙內噪聲的貢獻量同樣較大，另一方面指出了該研究車型中進氣系統(tǒng)的理論最大消聲量只能到19.2 dB。對比分析方案P1與P3可知，方案P3相比于方案P1在整個轉速范圍進氣噪聲平均降低8.9 dB，即整個進氣系統(tǒng)的實際消聲量為10.3 dB，離理論最大消聲量還有一定優(yōu)化空間。

由如上數(shù)據(jù)分析可知，進氣噪聲將會是車內動力感聲品質的重要貢獻量，其對車內噪聲的影響可以達到14.2 dB，因此不需要額外增加進氣發(fā)聲裝置，只需要合理的設計進氣消聲器，減小影響動力感聲品質的相關階次和頻率上噪聲的消聲量，即可使車內獲得所需的動力感聲品質。

2.4 進氣口噪聲與車內聲品質的關聯(lián)性

在車內聲品質評價研究中，常用聲品質的客觀心理聲學參量建立評價模型，預測人們對聲品質的主觀偏好性，即通過客觀參量來表示車內聲品質的優(yōu)劣［12］。針對車內動力感聲品質的客觀參量目前還在研究中，本文中選定4個具有典型代表性的聲品質客觀參量，即聲音粗糙度、尖銳度、響度、語音清晰度［13］，探討進氣口噪聲與車內前排聲品質的關聯(lián)性。試驗方案P4獲得相對純凈的進氣口噪聲，可認為是原車狀態(tài)下的純凈的進氣口噪聲，方案P1獲得原車狀態(tài)下的車內前排聲音，對兩個聲音樣本的聲品質客觀參量進行關聯(lián)性分析。

利用LMS軟件分別計算方案P4進氣口噪聲和方案P1車內的聲品質客觀參量，計算結果如圖8所示。

從圖8（a）可知，整體而言，在整個急加速過程中，車內噪聲與進氣口噪聲的聲品質心理學客觀參量，隨轉速的變化趨勢均具有高度的一致性，呈正相關的規(guī)律。

圖8 方案P1和P4車內聲品質客觀參量對比

試驗方案P3完全引走了進氣口噪聲，車內噪聲主要反映了發(fā)動機本體輻射噪聲的影響；方案P2無進氣系統(tǒng)，車內噪聲體現(xiàn)了進氣口噪聲和發(fā)動機本體輻射噪聲的影響。圖9對比了方案P3與P2的車內前排噪聲品質的客觀參量，該參量值的差異性反映了進氣口噪聲對車內聲品質的影響。

圖9 方案P2與P3車內聲品質客觀參量對比

由圖 9（a）可知，進氣口噪聲主要影響了3 600 r／min轉速以上車內噪聲的粗糙度值，3 600 r／min以下時對車內噪聲粗糙度值影響較小，發(fā)動機本體輻射噪聲對其的影響占主導。

由圖9（b）可知，在全轉速范圍P2方案的車內尖銳度值比P3方案低，說明進氣口噪聲對車內尖銳度有明顯抑制作用。

由圖9（c）可知，由于進氣口噪聲聲壓級較大，在急加速過程中2 000-4 000 r／min轉速范圍內，P2方案車內響度值明顯比P3方案大許多。說明進氣口噪聲將會是車內動力感聲品質的主要貢獻源。

由圖9（d）可知，P3和P2方案的車內語音清晰度曲線基本接近，說明進氣口噪聲對車內語音清晰度的影響不大。

由以上分析可知，進氣口噪聲對車內聲品質設計具有重要的影響，其不僅對車內聲品質的重要客觀參量語音清晰度基本沒有影響，而且還能顯著降低令人煩惱的尖銳聲，對于動力感聲品質中的另一個重要客觀參量響度在急加速過程2 000-4 000 r／min有著正向作用，對粗糙度的作用也主要體現(xiàn)在3 600 r／min以后，這表明進氣噪聲將會是實現(xiàn)車內動力感聲品質一個比較優(yōu)秀的噪聲源。通過合理設計進氣消聲器，有效控制對進氣噪聲的階次分布和頻率成分的消聲量，將能實現(xiàn)車內動力感聲品質。

3 結論

本文中對汽車急加速過程中的進氣噪聲進行試驗測試研究，獲得了相對純凈的進氣噪聲特征，并分析了進氣噪聲對車內動力感聲品質的關聯(lián)性，其研究結論如下。

（1）提出了一種在整車半消聲室進氣噪聲測試方法，通過一些措施屏蔽排氣噪聲、發(fā)動機本體輻射噪聲和輪胎噪聲，獲得了相對純凈的進氣噪聲，對試驗數(shù)據(jù)的理論分析驗證了試驗測試方案的合理性。且該試驗方法保證了發(fā)動機不同轉速下的進氣噪聲與汽車變速度工況下車內噪聲變化的一致性，可用于進氣口噪聲與車內聲品質的關聯(lián)性研究。

（2）通過試驗數(shù)據(jù)分析可知，進氣噪聲是車內動力感聲品質的重要貢獻量，其對所研究車型車內噪聲的最大影響可以達到14.2 dB，因此，不需要額外增加進氣發(fā)聲裝置，只需要合理設計進氣消聲器，減小影響動力感聲品質的相關階次和頻率上噪聲的消聲量，即可獲得車內所需的動力感聲品質。

（3）通過對4個典型的聲品質客觀參量的對比分析發(fā)現(xiàn)，進氣噪聲是車內動力感聲品質實現(xiàn)中比較優(yōu)秀的噪聲源，不僅對車內語音清晰度沒有影響，還能顯著降低令人煩惱的尖銳聲，且對車內動力感聲品質的重要客觀參量響度有正向作用，這些進一步表明，通過合理設計進氣系統(tǒng)，將能獲得車內動力感聲品質。