在發(fā)動機上使用渦輪增壓器可以提高汽車的動力性.經濟性。但是也會嚴重影響汽車的NVH性能。此前廢氣渦輪增壓器在柴油車中的應用較多，現(xiàn)在汽油車也比較常用，尤其是乘用車，這使得各大汽車企業(yè)對渦輪增壓器的NVH性能進行了優(yōu)化。

廢氣渦輪增壓器典型的工作速度范圍為每分鐘100000-2000000轉。壓力機側葉輪高速旋轉產生的氣流噪聲能量主要集中在[1.5-3]k頻段[1]。在加速條件下，葉輪以10萬轉以上的速度高速旋轉，產生的氣流噪聲通過進氣管口輻射，并由司機感知。隨著發(fā)動機速度的不斷上升，發(fā)動機噪音被掩蓋。與非增壓發(fā)動機相比，配備渦輪增壓器的車型需要解決[1.5-3]khz的進氣氣流噪聲在加速條件下的問題。

國內外有很多學者對渦輪增壓器的產生原理進行了深入的研究[2]-[4]。從一些研究論文的角度來看，目前渦輪增壓器的氣流噪聲問題，更多的是使用穿孔板結構的共振消聲器來抑制氣流噪聲。這種消聲器比較簡單，擴張腔具有結構小、容易布置在進氣系統(tǒng)附近的優(yōu)點。同時，流體壓力損失小，對功率影響小。

文獻[2]設計方案的消聲器遞送損害有效帶寬在1800~3000Hz范疇內，可是頻帶內谷值較低，均值在20DB上下，在2500Hz上下約17DB。關鍵緣故取決于文中設計方案的消聲器僅有3個共振腔，分布于1200Hz的帶寬僅有3個共振頻率出現(xiàn)稀疏，造成谷值偏低。

文獻[4]設計方案的消聲器傳送損害較為理想化。論文采用理論公式開展參數(shù)優(yōu)化，不考慮到每個腔中間的相互影響，有一定的局限。當內管直徑較大以致于接近平面波截止頻率的極限時[5]，管內需要考慮到高次波。在virtual.lab中能夠非常好處理這一難題。針對接近但未做到截止頻率時，能夠運用AML屬性給予出口端。針對超出截止頻率的剖析時，務必考慮到高次波，根據(jù)仿真設定能夠便捷提升(0,1)階及其以上模態(tài)開展剖析。

1問題描述

對于一款帶有渦輪增壓發(fā)動機的SUV車型，部分油門在1800轉-2200轉之間緩慢加速，車輛可以明顯感知到進氣系統(tǒng)產生的噓聲。隨著速度繼續(xù)上升到2500rpm以上，其他噪音逐漸掩蓋了異常噪音。

2問題分析

2.1確定噪聲源。

當出現(xiàn)異常聲音噓噓時，渦輪增壓器已經參與工作。根據(jù)渦輪增壓器的技術參數(shù)，其主要工作速度為[8000-180000]rpm，隨著松油門氣體泄漏的聲音而消失。初懷疑渦輪增壓器是噪聲源。為了驗證這種猜測，渦輪增壓器泄壓閥處于正常開啟狀態(tài)，異常聲音在主觀駕駛評估和測試后消失，確定渦輪增壓器是噪聲源。

2.2制定解決方案。

在初始階段，考慮到進氣系統(tǒng)管道的隔聲能力較差，導致渦輪增壓器產生的氣動噪聲，通過管道輻射到發(fā)動機艙，然后傳入車內。因此，在進氣空氣過濾器.壓縮機進出口管道和進氣口管道用大能量隔音材料包裹后，經駕駛評估異響被抑制。

考慮到管道隔音能力的增加將顯著增加，并且由于空間布局的限制，這種方案終沒有被考慮在內。結合文獻[1]-[4]，終考慮在進氣系統(tǒng)管道上布置合適的管道消聲器，以抑制氣壓加速器時的氣流噪聲。此外，消聲器的外壁需要具備一定的隔音能力，否則無法達到預期的消聲效果。

測試駕駛員右耳和進氣口的噪音。如圖1.2所示，使用LMS軟件連續(xù)回放濾波器分析，發(fā)現(xiàn)駕駛員右耳過濾器[1320,3000]Hz噪音消失后，異常噪音消失。因此，設計的管道消聲器應具有較大的損失能力，超過20dB？

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由于渦輪增壓器的進氣端和出氣端都有輻射氣流噪聲，因此在壓縮機的進氣管和出氣管道中設計了一個管道消聲器，用于抑制氣流噪聲。

三、消聲器設計。

3.1選擇消聲指標。

消聲器的聲學性能有許多評價指標，常用的是插入式損失。傳輸損失和末端減少噪音等。傳輸損失通常用作消聲器設計和性能評估的主要性能指標[8]，因為傳輸損失反映了消聲器本身的聲學傳輸特性，其值僅與消聲器的結構和消聲器的內部介質性質有關。

通過消聲元件，即入射聲功率Wi和透射聲功率Wt之間的差值，通過TL表示為輸送損失表征聲音？

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3.2設計消聲器參數(shù)。

在初步計算穿孔直徑為5mm左右后，可采用有限元法進行分析。本文采用聲學模擬計算為Lab，定義AML屬性為出口管處。

考慮布局室內空間的極限值，壓氣機出氣口消聲器設計方案6個共振腔，壓氣機出氣口消聲器設計方案4個共振腔，2個消聲器總體呈圓形管狀構造，見圖3和圖4。分別確定出氣口消聲器6個腔共振頻率為1550.1700.1900.22500.2800Hz。進氣口消聲器4個腔的共振頻率為1700.2000.2300.2700Hz。

穿孔板共振消聲器共振頻率根據(jù)文獻[5]計算公式如下：

其中?為孔隙率，h為腔深，l為小孔有效長度(一般比穿孔板厚度略大)。

書中提到的結構是等截面空腔，沿小孔軸分布的截面保持不變。本文采用圓形結構，沿小孔軸不斷變化。因此，公式2只能用于初步計算共振頻率。此外，小孔的有效長度修正公式為：

式中S為單個腔小孔總面積，V為單個腔體容積。

經回歸分析得出經驗公式，根據(jù)經驗公式對消聲器結構尺寸進行重新修改，重新計算，修改經驗公式參數(shù)。修改參數(shù)2-3次后，得出經驗公式穩(wěn)定，見圖5：

從模擬結果來看，雖然四個腔和六個腔都是穿孔結構的共振消聲器，但消聲頻率有不同的統(tǒng)計規(guī)律。因此，消聲頻率不能僅僅從式（2）中計算。兩個消聲器參數(shù)如表1所示，以消聲器傳輸損失為評價效果終確定，兩個消聲器設計

傳輸損失的模擬結果如圖8和圖9所示。對于20db以上的頻帶1320hz-3090hz，通過壓縮機出氣端的消聲器傳輸損失，皮帶內的平均值為74db，具有理想的消聲效果。對于頻帶1627hz-267以上的頻帶，通過壓縮機進氣口的消聲器傳輸損失超過20db，皮帶內的平均值為27db，消聲效果受空間布局的限制，略差。

由于空間尺寸的限制，渦輪增壓器進氣口的軸向尺寸受到限制，因此只設計了四個部分。因此，出氣口消聲器起著主要作用。

3.3制作和測試樣品。

在CATIA中完成數(shù)據(jù)制造，然后使用3D打印技術根據(jù)表1中的消聲器參數(shù)制造樣品。如圖6所示：

快遞件的傳輸損失曲線用阻抗管測試如圖7所示。7所示。根據(jù)圖8和圖9所示的消器傳輸損失曲線，仿真結果與阻抗管測試結果一致，模擬模型可靠。

為了考慮消聲器對進氣氣流的影響，利用StarCCM對出氣口消聲器的壓力進行了分析。流速設置為發(fā)動機6000轉時對應的14m/s的流速。壓力損失的計算結果為42Pa，可忽略進氣背壓的影響，不影響動力。流線圖如圖10所示。