某輕型客車加速工況進氣噪聲品質優化研究

【摘要】針對某輕型客車發動機轉速2 000～3 000 r/min范圍內加速過程中存在類似“咆哮”聲的異響問題，首先，采用濾波和主觀評價相結合的方法確認異響的主要來源為發動機7～21階次輻射噪聲；然后，基于“源-路徑-響應”模型，在臺架上利用發動機倒拖方法分析可知，噪聲產生的主要原因為發動機氣缸活塞往復運動吸、排氣過程產生的壓力脈動，并采用聲源覆蓋法等方式識別出噪聲輻射來自中冷器出氣管。最后，通過優化中冷器出氣管結構提高管壁的隔聲能力，驗證結果表明，問題發動機轉速區間加速過程車內清晰度指數平均提高了5百分點，聲品質得到明顯改善。

關鍵詞：聲品質 清晰度指數 進氣系統 中冷器出氣管 輻射噪聲

中圖分類號：TH534" "文獻標志碼：A" "DOI： 10.20104/j.cnki.1674-6546.20240333

Research on the Optimization of Intake Noise Quality of A Light Bus

in Acceleration

Luo Wen1，2， Zhong Chengping1，2， Chen Qingshuang1，2， Lin Shengzhen1，2， Chen Cilong1，2

（1. Jiangling Auto Co.， Ltd.， Nanchang 330001; 2. Jiangxi Vehicle Noise and Vibration Key Laboratory， Nanchang 330001）

【Abstract】In response to the problem of “roaring” abnormal noise in acceleration of a light bus from 2 000～3 000 r/min， a combination of filtering and subjective evaluation is used to confirm that the main source of the noise is the engine’s 7th to 21st order radiation noise at first. Then， based on the “source-path-response” model， the engine reverse towing method is used on the test bench to analyze that the noise is mainly generated by pressure pulsation of the engine cylinder piston in the reciprocating suction and exhaust phase， and technical means such as sound source coverage method are used to identify that the noise radiation emitting from the intercooler outlet pipe. Finally， by optimizing the intercooler outlet pipe’s structure， the pipe wall’s sound insulation is improved. The verification results show that the average articulation index in the problematic area of the vehicle is increased by 5 percentage points， and the sound quality is significantly improved.

Key words： Sound quality， Articulation index， Intake system， Intercooler outlet pipe， Radiation noise

【引用格式】 羅文， 鐘秤平， 陳清爽， 等. 某輕型客車加速工況進氣噪聲品質優化研究[J]. 汽車工程師， 2025（1）： 20-25.

LUO W， ZHONG C P， CHEN Q S， et al. Research on the Optimization of Intake Noise Quality of A Light Bus in Acceleration[J]. Automotive Engineer， 2025（1）： 20-25.

1 前言

汽車聲品質關注人對聲音特性的主觀感受，除聲音響度外，還包括聲音的質感、舒適度等多個維度。

輕型客車的車內噪聲以動力系統噪聲為主，包括發動機、進氣、排氣、傳動系統噪聲等，其中進氣系統噪聲對于整車車內噪聲的聲品質優化非常重要。Suzuki等[1]通過優化進氣管形狀，有效解決了因進氣歧管駐波導致的車內加速轟鳴聲問題，顯著提升了整車車內聲品質。Matthew[2]開發了一種根據轉速和負荷變化的聲音增益MAP，并通過設計進氣發聲裝置，有效改善了車內運動感噪聲，極大地提高了汽車的聲學品質。羅軒[3]基于對配氣機構的NVH性能分析，解決了配氣機構的異響問題。李凱[4]結合仿真分析和試驗，通過進氣系統優化降低了進氣管口噪聲，改善了整車車內聲品質。劉志恩等[5]通過優化進氣管口噪聲，獲得了車內動力感聲品質。Wang等[6]利用小波神經網絡，建立了可以預測車內穩態噪聲和非穩態噪聲聲品質的主客觀關系模型。周全等[7]通過噪聲診斷確定了“咕嚕”聲異響來源于曲軸扭振，并通過增大扭轉動力吸振器（Torsional Vibration Damper，TVD）慣量環的質量消除了該異響，提升了汽車聲品質。

本文主要針對某輕型客車加速過程中車內“咆哮”異響的相關問題，運用“源-路徑-響應”的分析方法，采用清晰度指數作為聲品質客觀評價指標，以等級評分法作為聲品質主觀評價方法，結合發動機臺架試驗和整車試驗，以及同平臺的基礎車對比試驗，識別“咆哮”異響的噪聲來源和輻射來源，并通過優化輻射來源改善車內清晰度指數。

2 發動機噪聲問題識別

本文以某輕型客車為研究對象，其配備2.3 L渦輪增壓直列4缸柴油發動機，動力系統布置形式為發動機縱置、后驅。項目開發過程中，該車型噪聲主觀評價結果表明，在2擋、3擋加速過程中，發動機轉速2 000～3 000 r/min范圍內時，存在類似“咆哮”的異響噪聲，車內清晰度指數較差，且熱機條件下較冷機條件下明顯，小油門加速時較大油門加速時明顯，其他樣車存在不同程度的噪聲表現，為共性問題。此外，主觀評價確認“咆哮”聲產生時，車內座椅、地板、頂棚等均無明顯的振動，以輻射噪聲為主。采集車內噪聲數據，車內噪聲總聲壓級滿足整車開發目標要求，且達到競品車水平。

清晰度指數（Articulation Index，AI）是心理聲學中的重要客觀指標，已廣泛應用于噪聲的聲品質評價。本文主要利用清晰度指數分析車內噪聲在人的標準語言頻率范圍（200～6 300 Hz）內所占的比例，清晰度指數大時車內噪聲非常“干凈”、舒適，反之會感覺車內噪聲非常嘈雜、難受。

由于發動機運轉過程中曲軸的周期性旋轉，發動機激勵存在明顯的階次特征，且其激勵頻率以發動機點火階次為主。不同階次的激勵頻率與轉速的關系為：

[f=N×i×n60×τ] （1）

式中：f為激勵頻率，N為發動機轉速，n為對應階次，τ為發動機沖程數，i為發動機氣缸數量。

圖1所示為小油門加速過程中駕駛員處的噪聲測試結果：從2 000 r/min開始，發動機第7～21階之間的奇數、偶數及半階次噪聲明顯增多。根據式（1），發動機第7～21階對應的基頻范圍大致為233～1 050 Hz，處于清晰度指數的評價范圍內。

圖2所示為配置相同型號發動機的同平臺輕型客車（基礎車）和故障車（本文研究對象）駕駛員處噪聲聲壓級測試結果。由圖2可知，兩款車型車內總聲壓級基本相等，均滿足項目開發目標。截取問題頻率233～1 050 Hz范圍內兩款車型的噪聲聲壓級，故障車比基礎車大1 dB（A）左右。如圖3所示，對比兩款車型車內清晰度指數可知，在問題轉速范圍內，故障車比基礎車低6百分點左右。

在聽音室中對比回放基礎車和故障車的聲音數據，邀請主觀評價團隊進行對比評價。該團隊由10位具有豐富主觀評價經驗的整車NVH性能工程師組成：其中男性6人、女性4人；年齡25～30歲3人、31～40歲5人、41～45歲2人，平均年齡32歲；高級工程師4人、中級工程師4人、初級工程師2人。兩個聲音均回放3次，采用等級評分法[8]對該“咆哮”聲異響進行評價。“咆哮”聲等級評分表如表1所示，兩種車型的主觀評價結果如表2所示，故障車的主觀評價分數較基礎車低2.9分，與客觀測試數據相對應。

3 發動機“咆哮”聲分析

3.1 噪聲源激勵分析

通過以上分析，該“咆哮”聲主要為7～21階之間的發動機奇數、偶數及半階次的輻射噪聲。根據“源-傳遞路徑-響應”分析方法，源頭上發動機在加速過程中發出的噪聲主要有燃燒噪聲、機械噪聲和空氣動力噪聲。其中，燃燒噪聲和機械噪聲是發動機上的零部件在激振力的作用下發生振動，通過發動機外表面向外輻射的噪聲，空氣動力噪聲是通過進、排氣系統向外輻射的噪聲[9]。傳遞路徑主要包括結構傳遞路徑和空氣傳遞路徑：結構傳遞路徑包括發動機的懸置系統、動力傳動系統、排氣系統吊耳，以及空調系統、冷卻系統等發動機附件的管路等；空氣傳遞路徑主要指發動機噪聲、進氣和排氣管口噪聲通過空氣傳播最終進入車內。

3.1.1 噪聲源確認

為了確認噪聲源的種類，先進行發動機消聲室臺架試驗，如圖4所示。在發動機臺架上模擬小油門加速工況，主觀上可以識別到“咆哮”聲的特征。通過以下步驟確定“咆哮”聲的聲源類別：

a. 模擬整車小油門加速工況正常起動發動機，此時采集到的聲音包括燃燒噪聲、機械噪聲和空氣動力噪聲，結果如圖5a所示。

b. 利用測功機倒拖發動機運行，模擬整車小油門加速工況，此時發動機不噴油，缸內無燃燒，即無燃燒噪聲。主要噪聲類別有機械噪聲，以及由于活塞往復運動吸、排氣產生的空氣動力噪聲，測試結果如圖5b所示。

c. 對進、排氣管路全部進行聲學包裹，然后進行發動機倒拖試驗，此時僅有發動機零部件運轉產生的機械噪聲，測試結果如圖5c所示。

對比圖5a和圖5b可知，發動機倒拖后“咆哮”聲特征依然存在，由此說明發動機燃燒噪聲非“咆哮”聲聲源類別。對比圖5b和圖5c可知，進、排氣管路聲學包裹后，“咆哮”聲特征優化明顯。因此可知，發動機機械噪聲非“咆哮”聲的聲源類別，進、排氣空氣動力噪聲為“咆哮”聲聲源類別。

3.1.2 噪聲源理論分析

通過以上分析，可知咆哮聲的主要源頭為空氣動力噪聲。空氣動力噪聲是由于發動機在工作時通過進氣系統、排氣系統吸、排氣而引起的氣體壓力波動產生的噪聲。進、排氣系統管道內傳播的噪聲波長遠大于管路的直徑，因此可以認為這些噪聲以平面波的形式在進、排氣系統中傳播。根據管道聲學理論[10]，曲軸角度為θ時，進氣總管或排氣總管處的聲壓P（θ）計算公式為：

[Pθ=（PAejm（θ-ωcl1）+PBejm（θ+ωcl1））e0+（PAejm（θ-ωcl3）+PBejm（θ+ωcl3））ejmπ+（PAejm（θ-ωcl4）+PBejm（θ+ωcl4））ejm2π+（PAejm（θ-ωcl2）+PBejm（θ+ωcl2））ejm3π] （2）

式中：PA、PB為各缸管口處入射波、反射波的聲壓幅值，m為點火階次，li為第[i]個進氣歧管或排氣歧管的長度，c為聲速，ω為曲軸旋轉角速度。

當m為0.5階、1.5階、2.5階等半階次時，式（2）可寫作：

[Pθ=（PAejm（θ-ωcl1）+PBejm（θ+ωcl1））+（PAejm（θ-ωcl4）+PBejm（θ+ωcl4））] （3）

當m為1階、3階、5階等奇數階次時，式（2）可寫作：

[Pθ=（PAejm（θ-ωcl1）+PBejm（θ+ωcl1））-（PAejm（θ-ωcl3）+PBejm（θ+ωcl3））+（PAejm（θ-ωcl4）+PBejm（θ+ωcl4））-（PAejm（θ-ωcl2）+PBejm（θ+ωcl2））] （4）

當m為2階、4階、6階等偶數階次時，式（2）可寫作：

[Pθ=（PAejm（θ-ωcl1）+PBejm（θ+ωcl1））+（PAejm（θ-ωcl3）+PBejm（θ+ωcl3））+（PAejm（θ-ωcl4）+PBejm（θ+ωcl4））+（PAejm（θ-ωcl2）+PBejm（θ+ωcl2））] （5）

本文研究的進、排氣歧管均采用對稱等長結構，即滿足l1=l4≠l2=l3。分別代入式（3）～式（5），可得式（3）等于0，式（4）、式（5）不為0，即進、排氣總管處的空氣動力噪聲均包含發動機的奇數、偶數階次噪聲特征，但不包含半階次噪聲特征，而實際運行中由于管路流噪等因素的影響，仍會存在發動機半階次噪聲特征。因此圖1中除包含發動機奇數、偶數階次噪聲外，還包括發動機半階次噪聲。

3.2 傳遞路徑分析

通過臺架試驗可以確認，進、排氣空氣動力噪聲為該“咆哮”聲的噪聲源。根據理論分析可知，可通過改變發動機進、排氣歧管的形式和長度改變進、排氣噪聲特性。根據源-路徑-響應分析方法，本文將傳遞路徑分為兩級進行分析：第一級為噪聲源輻射路徑，主要是指空氣動力噪聲向外輻射的路徑；第二級為整車空氣傳遞路徑，主要指空氣動力噪聲經過第一級路徑后的輻射噪聲向車內傳遞的路徑。

3.2.1 噪聲源輻射路徑

進、排氣空氣動力噪聲為輻射噪聲，包括進氣系統輻射噪聲和排氣系統輻射噪聲。其中，進氣系統輻射噪聲包括進氣管口輻射噪聲和進氣管路管壁輻射噪聲，進氣系統管路以增壓器和中冷器為界，包括增壓器前管路（壓前管路）、增壓器和中冷器間的管路（中冷器進氣管路）、中冷器和發動機進氣歧管間的管路（中冷器出氣管路），進氣系統噪聲均可能通過這些管路向外輻射。排氣系統輻射噪聲主要包括排氣系統管口噪聲和排氣管路管壁輻射噪聲。

邀請主觀評價團隊采用等級評分法，利用發動機臺架進行進、排氣系統貢獻量分析。首先將進氣管口和排氣管口延長至試驗房間以外，咆哮聲依然存在，因此可以排除進、排氣管口輻射噪聲的影響。可以確認該問題主要由管壁輻射噪聲引起，需完成以下排查工作：

a. 去除排氣側聲學包裹；

b. 去除進氣側增壓器前管路（壓前管路）聲學包裹；

c. 去除進氣側中冷器和增壓器間的進氣管路（中冷器進氣管）聲學包裹；

d. 去除進氣側中冷器和發動機進氣口間的管路（中冷器出氣管）聲學包裹。

以上每一步完成后均恢復到初始狀態（進、排氣管路全部進行聲學包裹），方案和結果如表3所示。經以上貢獻量分析，可以確認“咆哮”聲主要經由中冷器出氣管向外輻射。

3.2.2 整車空氣傳遞路徑分析

根據發動機臺架試驗分析結果，以及實車駕駛評價確認，該“咆哮”為輻射噪聲，主要路徑為發動機進氣噪聲通過中冷器出氣管向外輻射，然后經發動機艙、車輛前圍進入車內。對于輻射噪聲，整車聲學包裹是主要解決措施。為排除整車聲學包裹的差異，依次對故障車和基礎車進行整車氣密性試驗和中冷器出氣管到整車車內的聲衰減試驗。其中，整車氣密性試驗的主要目的是確定樣車無明顯異常的漏聲孔洞。試驗結果表明，故障車氣密性與基礎車基本相當，滿足設計要求的lt;120 L/s。

隨后進行中冷器出氣管到整車車內的聲衰減試驗，主要評價整車聲學包裹性能差異，如圖6所示。具體方法如下：利用“聲源的互異性”，在車內布置聲源，在中冷器出氣管附近布置傳感器采集近場噪聲，通過測試得到聲源處噪聲和近場噪聲，兩者的差值即為整車車內聲衰減量，測試結果如圖7所示，故障車與基礎車的聲衰減量相當。

4 優化方案及驗證

通過以上分析，整車聲學包裹對“咆哮”聲影響非常小，可以從噪聲源和輻射路徑兩個方面對該問題進行優化。根據2.1.2節噪聲源理論分析，可以通過優化進氣歧管改變咆哮聲的聲學特征，但該款發動機為基礎車型和故障車型通用，更改進氣歧管成本較高、周期較長。因此，綜合分析，減小中冷器出氣管的輻射噪聲為最優方案。

本文研究的中冷器出氣管由3段組成，如圖8a所示，左、右兩端為橡膠管，左側連接中冷器，右側連接發動機進氣系統，中間為塑料管，內部安裝進氣流量計。根據相關研究[11]，同等條件下，塑料管隔聲效果優于橡膠管。因此，本文通過加長中間塑料管（相應橡膠管縮短）提高中冷器出氣管的隔聲能力，從而達到減小中冷器出氣管輻射噪聲的目的。優化后方案如圖8b所示，考慮空間布置及代價最小，左側橡膠管保持不變，中間塑料管加長，右側橡膠管適應性變更。采用該優化方案后，車內清晰度指數如圖9所示。最終狀態下車內清晰度指數達到基礎車水平，發動機轉速2 000～3 000 r/min范圍內車內清晰度指數平均提高5百分點，主觀駕駛評價結果優化明顯。增加3臺樣車進行評價，結果均為優化方案有效。

5 結束語

本文利用“源-路徑-響應”分析方法，采用發動機倒拖方法確定了咆哮聲的主要噪聲源為活塞往復運動吸、排氣產生的進氣系統空氣動力噪聲，排除了發動機燃燒噪聲和機械噪聲的影響；其次，采用聲源覆蓋法確認中冷器出氣管是“咆哮”異響的主要輻射源，排除了整車氣密性和聲學包裹路徑的影響。最后，通過提高中冷器出氣管隔聲能力，降低了“咆哮”異響的輻射聲源，使車內清晰度指數在發動機轉速2 000～3 000 r/min范圍內平均提高了5百分點。

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（責任編輯 斛 畔）

修改稿收到日期為2024年11月5日。

*基金項目：江西省南昌市重大科技攻關項目（洪科字[2023]137號）。