某增程式汽車空氣壓縮機降噪分析

運偉國，羅 智，俞輝強

（浙江吉利新能源商用車集團有限公司，浙江 杭州 310027）

近年來，由于國家政策的大力支持和技術的不斷進步，新能源汽車的產量和市場保有量正在快速提升。2020全球新能源汽車銷量突破300萬輛，較上一年銷量提高 41%。中國新能源汽車銷量占全世界新能源汽車總銷量的40.7%，新能源汽車全球化是汽車工業發展的必然趨勢。沒有發動機的掩蔽效應，新能源汽車動力和底盤的噪聲、振動和聲振粗糙度（Noise，Vibration and Harshness,NVH）變得更突出，如電機的隔振、電驅系統電磁噪聲、變速器問題，以及其他附件的噪聲問題等。而且電驅系統的噪音高于內燃機的噪聲頻率，更接近人耳敏感的頻率范圍，所以需要重點關注。增程式新能源汽車既有傳統動力的發動機，也有電驅系統，且發動機控制與傳統車輛截然不同，故NVH特性更為復雜。

本文僅就增程式動力車輛空氣壓縮機工作時噪聲大這一問題進行研究，旨在降低駕駛室內外噪聲，為提升車內駕乘舒適性和降低車外噪聲提供解決方案。

1 空氣壓縮機噪聲問題

某增程式汽車存在空氣壓縮機噪聲過大的問題，當增程器不工作時空氣壓縮機的噪聲異常明顯；而當增程器工作時，空氣壓縮機和增程器的聲音疊加，車內外聲音更大，令乘客難以接受。

空氣濾清器后進氣分為增程器進氣和空氣壓縮機進氣兩個分支，為解決空氣壓縮機噪聲大問題，可不考慮增程器與空氣壓縮機同時工作工況，僅針對空氣壓縮機工作時的噪聲進行優化。

先通過試驗測試記錄問題樣車車內外噪聲水平，了解問題車輛車內外的噪聲水平和頻率特征。將車輛停在空曠、平整的場地，以測試中心為原點，半徑50 m范圍內不能有大的噪聲反射物，也不能有其他干擾試驗測試結果的噪聲源。樣車定置，車輛掛空擋，駐車制動處于工作狀態。分別在車內駕駛員右耳旁、距離進氣管口10 cm位置布置麥克風。為監測進氣系統振動，同時在進氣管上布置三向加速度傳感器測量其振動量級。

連續輕踩制動踏板，以釋放儲氣筒內壓縮空氣降低儲氣筒內氣壓，待壓力降低到一定水平，空氣壓縮機工作后開始測試空氣壓縮機工作時的噪聲和振動。圖 1中虛線為本次測試樣車駕駛員右耳旁的噪聲，總聲壓級為58.4 dB(A)。圖1中實線代表競品車定置怠速工況下駕駛員右耳旁噪聲聲壓級，聲壓級為48.1 dB(A)，比本次試驗樣車低10.3 dB(A)。測試前對車外背景噪聲進行了測量，測試結果是46 dB(A)，滿足低于空氣壓縮機工作時噪聲10 dB(A)以上的要求。

圖1 駕駛員右耳旁噪聲

為進一步分析空氣壓縮機工作時的噪聲特性，確定對噪聲貢獻較大頻率成分，對所采集的時域噪聲信號進行頻譜分析獲得其頻譜特征。圖2為駕駛員右耳旁和進氣管口處的噪聲頻譜曲線。

圖2 車內外噪聲

由圖2不難看出，車內噪聲在500 Hz以下頻率范圍內出現多個峰值，對噪聲總值貢獻較大的頻率成分主要集中在100 Hz～500 Hz，此頻率成分主要來自空氣壓縮機引起的噪聲。進氣管口噪聲總值為83.4 dB(A)，40 Hz～500 Hz頻率成分對進氣管口噪聲聲壓值貢獻最大。同駕駛員右耳旁噪聲一樣，進氣口噪聲頻譜在多個頻率下均有明顯峰值，均對噪聲總值貢獻較大。

由圖 2可以看出，車內外噪聲峰值主要集中在150 Hz～500 Hz，多個頻率對噪聲總值貢獻較大。

2 仿真分析及優化

擴張腔的傳遞損失TL可通過式（1）計算得到

式中，=/，和分別代表擴張腔直徑和管道直徑，代表擴張腔長度，代表各頻率成分對應噪聲的波長。從式（1）可以看出，對于帶擴張腔的進氣管路，的值始終大于1，所以帶擴張腔進氣管路對不同頻率的噪聲均有大于 0的傳遞損失。結合圖2中的噪聲特性和式（1）中擴張腔的傳遞損失特性，故選擇通過在空氣壓縮機進氣管路上增加擴張腔的方案來降低空氣壓縮機引起的車內外噪聲大的問題。

為了確保設計的擴張腔方案能有效降低圖 2中150 Hz～500 Hz這一寬頻率范圍內的噪聲，通過仿真分析及優化，確定最佳擴張腔尺寸后再進行物理樣件的試制、搭載整車驗證。

圖3為空氣濾清器后至空氣壓縮機間進氣管路的模型的有限元模型，圖 4為初步確定的帶擴張腔管路的有限元模型。空氣壓縮機后進氣管路材料楊氏模量210 GPa，泊松比為0.3，材料密度為 7 800 kg/m。

圖3 空氣壓縮機原進氣管路模型

根據現有布置空間，初步確定擴張腔長度為120 mm，腔體直徑69 mm，進出氣口徑20 mm，擴張腔壁厚4 mm。擴張器的有限元模型如圖4所示，擴張腔材料楊氏模量為 193 GPa，泊松比為0.29，密度為7 930 kg/m。

圖4 空氣壓縮機進氣管路增加擴張腔后的模型

利用圖3和圖4中所示的有限元模型，利用數值仿真的方法計算這兩系統的傳遞損失，分析的頻率范圍為0 Hz～1 000 Hz。圖5為圖3和圖4兩個狀態下的聲壓分布，傳遞損失結果如圖6所示。

圖5 空氣壓縮機進氣管路聲壓分布

圖6 帶擴張腔方案傳遞損失結果

從圖 6可以看出，原空氣濾清器至空氣壓縮機進氣管路0 Hz～1 000 Hz頻率范圍內傳遞損失均接近于0，對噪聲基本沒有衰減作用。

從圖 6還可以看出，增加擴張腔后，空氣壓縮機進氣管路傳遞損失明顯提高，最大接近18 dB。但是一方面，在570 Hz傳遞損失曲線出現第一個谷值，這對于500 Hz及以上頻率范圍噪聲控制仍然存在一定的風險。因此，需要結合整車現有布置空間以及開發成本上的控制，對擴張腔尺寸作進一步優化。

進出氣口徑和擴張腔壁厚保持不變，以擴張強傳遞損失最大為目標，以擴張腔尺寸參數的為變量進行優化，最后得出最佳擴張腔尺寸是：長190 mm、腔體直徑120 mm。圖7中黑色實線為最優擴張腔模型對應的傳遞損失仿真結果。

圖7 優化后擴張腔方案傳遞損失結果

從圖7可以看出，最優擴張腔方案下，45 Hz下傳遞損失達22 dB，而且在150 Hz～500 Hz頻率范圍內具有較高的傳遞損失，平均傳遞損失高于15 dB。此外，優化方案下擴張腔傳遞損失曲線的谷值出現再900 Hz，這對于圖2中的噪聲結果影響已較小。所以可以確定該方案為能夠降低空氣壓縮機噪聲的有效方案。

3 優化方案驗證

基于優化后確定的最佳擴張腔方案制作了擴張腔樣件，如圖8所示。

圖8 擴張腔樣件

將制作好的擴張腔樣件進行裝車，并在原狀態測試環境中進行了優化方案的驗證測試。圖 9和圖10分別為擴張腔裝車后的照片以及駕駛員右耳側麥克風安裝照片。

圖9 擴張腔裝車后照片

圖10 駕駛員右耳麥克風測點

圖11中實線和虛線分別是原狀態以及最終優化后狀態下，駕駛員耳旁噪聲測試結果的頻譜特性。

圖11 駕駛員耳旁噪聲對比

經過對比分析發現，優化后駕駛員右耳旁噪聲由原來的58.4 dB(A)降低到47.1 dB(A)，降幅達11.3 dB(A)。從圖中可以明顯看出，優化方案下150 Hz～400 Hz頻率范圍噪聲水平明顯低于原狀態，與仿真結果基本一致。

圖12是進氣管口位置優化后的方案和原狀態噪聲頻譜結果比對圖。圖12中實線代原狀態進氣管口處噪聲測試結果，虛線代表優化方案下進氣管口處噪聲測試結果。最終優化狀態下進氣管口處噪聲聲壓級由原來的 83.4 dB(A)降低到72.2 dB(A)，降幅達11.2 dB(A)。優化方案下30 Hz～2 000 Hz頻率范圍噪聲水平明顯低于原狀態。

圖12 進氣管口處噪聲對比

表1為進氣豎管原狀態和最終優化狀態下振動測試結果。定義車頭指向車尾為+方向，垂直地面向上為+方向，+方向根據右手法則確定。從測試結果對比不難看出，最終優化狀態下，進氣豎管的振動較原狀態有顯著降低。三個方向振動降幅最大的是方向，降幅達75.8%。方向為垂直于進氣豎管表面的方向，所以方向是進氣豎管輻射噪聲的主要貢獻，方向振動降低能有效降低進氣豎管的輻射噪聲。

表1 進氣豎管振動測試結果

4 結論

針對空氣壓縮機進氣噪聲大的問題，結合其噪聲特性選擇在進氣管路上接入擴張腔以降低進氣噪聲。利用數值仿真技術，以提高降噪性能為目標對基礎擴張腔件進行優化，優化后的方案降噪性能明顯提高。基于優化后的虛擬模型制作了擴張腔物理樣件，并在整車上進行驗證其降噪效果，結果顯示降噪效果明顯。因此，可以做如下總結：

（1）擴張腔對于降低空氣壓縮機寬頻噪聲具有明顯效果，車內外噪聲分別能降低11.3 dB(A)和11.2 dB(A)，主觀感覺改善明顯。

（2）擴張腔優化方案在降低進氣噪聲的同時也明顯降低了進氣系統的結構振動，進氣豎管表面振動最高降幅達75.8%。

（3）該解決方案對于新能源動力中的空氣壓縮機降噪均具有參考價值。通過數值模擬能明顯提升設計和優化效率和質量。