空氣濾清器對車輛進氣噪聲的影響分析及性能優化

史杰唐善政盧曦吳承澔

（1.上海理工大學；2.上海汽車集團股份有限公司商用車技術中心）

空氣濾清器對車輛進氣噪聲的影響分析及性能優化

史杰1唐善政2盧曦1吳承澔2

（1.上海理工大學；2.上海汽車集團股份有限公司商用車技術中心）

針對某款輕型客車進氣噪聲大的問題，通過試驗測定是其空氣濾清器的消聲能力不滿足要求，并確定出不符合要求的頻率范圍。在不改變空氣濾清器主管道結構的前提下，對其內部進行分割，設計出4個諧振腔。對改進后的空氣濾清器模型進行CFD仿真分析和試驗驗證，結果表明經過優化后的空氣濾清器濾芯表面流體速度的穩定性與均勻性良好，其消聲能力滿足要求。

1 前言

進氣系統對進氣噪聲有重要影響，而空氣濾清器又是進氣系統的主要零部件，因此對空氣濾清器的聲學特性進行優化是減小進氣噪聲比較方便和有效的方法。提高空氣濾清器消聲能力的普遍方法是在其主管道上連接諧振腔，這樣就需要改變發動機艙的零件布置。因此，在發動機艙空間有限的情況下，通過改變空氣濾清器本身的結構來提高其消聲能力則顯得尤為重要。

本文基于某輕型客車，通過與進氣噪聲的標準要求進行比較來考察空氣濾清器的消聲效果，在不占用發動機艙空間的前提下，通過對空氣濾清器殼體內部進行分割，設計出4個諧振腔，并進行試驗和CFD仿真分析。

2 問題提出

某輕型客車在整車NVH測試中主觀評價為噪聲過大，分析表明進氣噪聲過大是影響該車NVH性能的主要因素，而空氣濾清器的消聲性能又是影響車輛進氣噪聲的首要因素。因此，應針對空氣濾清器的消聲能力進行分析研究和性能優化，在不改變空氣濾清器主管道結構且使空氣濾清器的流阻、流速及均勻性保持在一定標準的前提下，盡可能的提高其消聲能力。

為了測得本車型空氣濾清器在各個頻率下的消聲能力，采用特定的試驗方法：為屏蔽發動機噪聲，打開發動機蓋，以鉛板和吸聲材料覆蓋于發動機艙，將空氣濾清器和進氣管取出置于吸聲材料上，用吸聲材料隔離輪胎噪聲；傳感器位置為與進氣口軸線成45°角，距離100 mm；車輛穩定在怠速運轉之后，掛入3擋后全油門加速。

圖1為汽車行業對于發動機進氣噪聲的要求。

本車型試驗結果如圖2所示。

通過圖2的試驗結果和圖1的標準進行對比，可判定總噪聲在整個轉速范圍內超過目標線，2階噪聲過高，總的問題頻率為90 Hz、200 Hz、750 Hz、1 750 Hz。

3 空氣濾清器結構優化

不改變空氣濾清器主管道的結構，對其內部進行分割，設計出4個諧振腔，分別為3個赫姆霍茲諧振腔（SBR）和1個寬頻諧振腔（BBR），其中SBR具有良好的低頻消聲功能，其共振頻率為：

式中，c為聲速；s為共振腔小孔面積；l為孔徑有效長度；V為共振腔體積。

根據圖2b確定的噪聲問題頻率，如果SBR的共振頻率fr能夠接近對應的噪聲頻率90 Hz、200 Hz、750 Hz，就能很好的消除對應的各階峰值噪聲。

其中BBR為一個吸聲型+共振腔式復合阻性消聲器，能夠很好的消除中高頻噪聲。

根據上述理論計算及考慮空氣濾清器內部空間結構，得出各個諧振腔的尺寸參數及對應的消聲頻率。各個諧振腔參數如表1所列，安裝的位置如圖3所示。

表1 消聲元件參數

3.1 優化后的噪聲試驗驗證

對加入消聲元件后的空氣濾清器再次進行整車噪聲試驗，試驗結果如圖4所示?？梢钥闯?，添加消聲元件后空氣濾清器的總噪聲在整個轉速范圍內滿足目標要求，2階噪聲下降12 dB，4階噪聲也滿足標準要求。

3.2 仿真分析

空氣濾清器不僅要降低發動機的進氣噪聲，也要保證氣體流經濾芯表面的垂直速度較小、均勻且不形成明顯渦流。因此，需要對其內部流場進行分析。

空氣濾清器內只有空氣一種氣相介質，因此數值仿真采用單相流模型，且氣流處在常溫條件下，溫度變化小，因此不考慮氣流的熱力學模型。另外，氣流在空氣濾清器內部復雜結構的影響下主要為湍流流動，因此采用湍流模型描述內部氣流流動情況。綜上所述，需要給出以下控制方程[1]。

質量守恒方程：

式中，ρ為密度；t為時間；ui為速度矢量；xi為位移矢量。

動量守恒方程：

式中，P為流體壓力；u為液體粘度；S為廣義源項；i和j為張量指標，取值范圍為1，2，3。

湍動能k方程和湍流耗散率ε方程：

式中，σk、σε分別為k、ε方程湍流普朗特數，σk=1.0，σε=1.3；C1ε、C2ε為經驗常數，一般取C1ε=1.44，C2ε= 1.92；Gk為由于平均速度梯度引起的湍動能的產生項。

以上各控制方程可以寫成以下通用形式：

式中，φ為通用變量，可代表溫度、速度求解變量；Γ為廣義擴散系數；當φ取不同值時式（6）就可以表達為質量守恒方程、動量守恒方程、湍流動能方程和湍動耗散率方程。對上述控制方程采用有限體積法進行求解計算。壓力項和速度項之間的耦合關系采用SIM?PLE算法。

運用CFD軟件進行流體特性的分析，圖5為空氣濾清器的網格劃分模型，采用非結構化的四面體結構進行網格劃分，介質為空氣，按照實際情況進行參數設置：大氣壓強為101.325 kPa，空氣密度為1.225 kg/m3，溫度T= 300 K，空氣粘度為1.7894×10-5N·s/m2，進氣口M為速度入口，出氣口N為壓力出口。

濾芯在數值模擬過程中采用多孔介質處理，根據Darcy定律[2]，流體流經濾芯產生的壓力可用式（7）表示：

由式（7）可知，多孔介質的壓力損失ΔP分兩部分，一部分是粘性項，與氣體密度ρ成反比，與質量m、粘度μ、速度v成正比；另一部分是慣性項，與速度v的平方成正比[3]。

3.3 仿真結果

優化后和原設計的空氣濾清器內各個殼段內的壓力損失對比如圖6所示?？梢钥闯觯瑑灮蟮目諝鉃V清器內部流阻為1.69 kPa，雖比優化前增加0.18 kPa，但仍滿足流阻小于8 kPa的要求。

優化前、后空氣濾清器內流體速度分布如圖7所示?？梢钥闯?，優化前濾芯表面流體垂直速度小于8 m/s，均勻性良好；優化后的濾芯表面流體垂直速度小于10 m/s，均勻性較好。從圖8流線分布圖可以看出，空氣濾清器內部流場穩定，沒有明顯渦流。

3.4 試驗驗證

對優化后的空氣濾清器進行流體特性試驗，試驗在KLT-3600型空氣濾清器綜合性能試驗臺上進行。試驗表明，該空濾系統在額定流量520 m3/h下的原始阻力為1.8 kPa，空氣濾清器內部流場穩定，沒有大的渦流，整體流速較低，最大流速9.2 m/s，濾芯表面的速度均勻性較好，滿足目標要求；在額定流量520 m3/h、原始阻力基礎上增加2 kPa時的容塵量為382.7 g，滿足ISO-12103-A4在該條件下容塵量不小于220 g的要求。

4 結束語

在不改變空氣濾清器主管道的前提下，利用赫姆霍茲諧振腔參數化設計模型和復合式阻性消聲元件的運用，在其內部加入消聲元件以降低進氣噪聲，并通過噪聲試驗證明了設計的有效性。建立空氣濾清器的CFD仿真模型，證明了優化后的空氣濾清器對氣體流場影響較小，并用試驗證了明優化的有效性。

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11 方丹群.空氣動力性噪聲和消聲器.北京：科學出版社，1978.

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（責任編輯晨 曦）

修改稿收到日期為2014年8月1日。

The Impact Analysis and Performance Optimization of Air Filter on Vehicle intake Noise

Shi Jie1,Tang Shanzheng2,Lu Xi1,Wu Chenghao2
（1.Shanghai Science&Technology University;2.SAIC Commercial Vehicle Technical Center）

For a light bus with excessive high intake noise,test is carried out which shows that the silencing capacity of the air filter cannot meet the requirement and determines the range of non-conformity frequency.Four resonators are designed by incising the air filter without changing structure of the main pipes of the air filter.CFD simulation and experiments are carried out to the optimized air filter model.The results show good stability and uniformity of fluid through the surface of filter paper,and the silencing capacity meet requirement.

Light bus,Intake noise,Air cleaner,Resonator

輕型客車 進氣噪聲 空氣濾清器 諧振腔

U464.134+4

A

1000-3703（2015）04-0010-04