一种进气消声器设计及其在拖拉机中的应用

近年来，在农用机械研发技术不断发展的过程中，驾驶员对乘坐舒适性的要求越来越高。发动机噪声是车辆的主要噪声源，是影响舒适性的重要因素，所以应从降低发动机噪声着手，实现车辆噪声的有效控制，而进气系统噪声是发动机的主要噪声源之一，因此有必要对进气系统噪声进行研究与控制[1]。

进气系统噪声是由于进气门周期性开闭，引起进气管道内高速流动的空气产生压力和密度的起伏变化，从而形成的空气动力性噪声[2]。国外对进气系统噪声的研究主要是针对管道声学特性研究了传递损失的计算和声学性能的预测，Hyoun-Jin Sim等采用了支持向量回归的方法提出了汽车进气系统降噪的优化设计方案[3]等利用机械-声学类比等方法，研究了发动机与进气系统的耦合问题，对比分析了两种不同进气系统的声学性能[4]等提出了将一维与多维仿真模型集成的方法，分析了复杂消声器结构的传递损失等声学特性[5]。国内主要针对不同结构消声器的消声特性，以及有限元分析和优化进行研究，张袁元等分析了某柴油机进气系统的噪声特性，结合传递矩阵法和有限元分析法，对进气消声器进行了声学优化[6]。刘丽媛等针对涡轮增压发动机设计了两套进气消声器，结合仿真计算与实验测量得到了各自的消声特性[7]。

本文以某拖拉机柴油发动机进气系统为研究对象。对该进气系统进行噪声问题分析，在保证发动机性能的前提下，依据声学理论设计提出一种消声器结构，并基于声学有限元法进行仿真分析。经过试验验证，该消声器能够使进气口噪声明显降低，为进气系统的降噪和优化提供了参考依据。

1 进气系统噪声问题分析

1.1 噪声问题描述

某型号拖拉机存在较严重的噪声问题，参照国标、欧标对整车原状态下的进气口及驾驶员的耳旁进行声学测量，在高一档最高转速工况下，测得距离发动机进气罩10 cm处的声压级为112 dB(A)；驾驶员左、右耳耳旁噪声达到92.8 dB(A)和93.1 dB(A)，远高于国标要求的噪声限值89 dB(A)；测得的驾驶员左、右耳耳旁噪声频谱如图1所示。

图1 高一档最高转速时驾驶员耳旁噪声频谱图

分析频谱图可知，噪声能量主要集中在400 Hz～800 Hz的较宽频率段内，该频段的能量占到了总能量的88%，并且在470 Hz、600 Hz和720 Hz频率处出现噪声峰值。因此，在不改变空气滤清器的前提下，必须要针对此频率段的噪声进行消声器的理论设计和试验验证，以达到国标和欧标的要求。

1.2 性能评价指标

车辆对消声器的要求是在允许的安装空间内，拥有足够的消声量且不影响车辆发动机的功率输出。消声器的主要性能评价指标包括声学性能评价指标，如插入损失和传递损失；气体动力性指标，如功率损失比和压力损失；同时应当结构可靠、安装方便[8]。

插入损失是指安装消声器前后，在某一测量点测量到的声功率级之差，主要反映整个系统在安装消声器前后的声学特性变化及实际消声效果，在现场测量中被广泛使用，其计算公式为[9]

式中LW1、W1为空管时在某测点所测到的声功率级和声功率，LW2、W2为安装消声器后在同一测点所测到的声功率级和声功率。

传递损失是指出口无反射端时，消声器进口处和出口处的声功率级之差，可以表示为[9]

式中LWi、Wi为消声器进口处的声功率级和声功率，LWt、Wt为消声器出口处的声功率级和声功率。传递损失反映了消声器自身的固有属性，不受声源和出口阻抗的影响，是消声器研究中最常用的性能指标，但实际测量较困难，常利用软件进行仿真计算。

功率损失比表示标定工况下空管和带消声器两种状态下发动机功率的差值与空管状态下发动机功率比值的百分比，压力损失是指稳定气流通过消声器时所造成的进口与出口两端面之间的压力降[10]。

1.3 选型与设计

考虑尽量不增加进气压力损失的前提，初步决定采用直通穿孔管结构[11]的抗性消声器，其几何形状示意图如图2所示。

图2 直通穿孔管结构

该结构结合了简单扩张式和共振式结构的特点，消声原理是穿过小孔的空气柱与空腔形成共振系统，当声波频率与空腔的共振频率接近时，空气柱振动速度很大，克服摩擦阻力消耗的声能也最大，因此在共振频率附近有较大消声量。该结构主要参数为穿孔直径和穿孔率，压力损失小，具有较强的频率选择性。

考虑到进气噪声的能量主要集中在宽频带，因此可以将直通穿孔管结构看做一种共振消声单元，将多个该单元串联连接，并针对主要研究频段恰当选取不同的结构参数，则该串联结构既具有直通穿孔管压力损失小的特点，又兼备宽频消声的特点。

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