發動機排氣噪聲的仿真預測和實驗研究

劉勇強 左承基 黎幸榮

合肥工業大學,合肥,230009

0 引言

噪聲是當今世界重要的污染源之一,隨著汽車產量和保有量的不斷增加,車輛噪聲已成為城市里最主要的噪聲污染源。汽車噪聲是一個包含各種不同性質噪聲的綜合噪聲,其中排氣噪聲對整車噪聲的貢獻較大。研究發動機排氣噪聲對降低發動機噪聲乃至汽車整車噪聲都具有重要的意義。

目前研究發動機排氣噪聲一般都是采用計算機模擬仿真與實驗相結合的方式,采用計算機仿真技術可以解決實際實驗難以解決的問題,降低成本,縮短周期,為設計提供理論依據。實驗與仿真相結合可以提高模型精度,提高模型預測的可信度。在發動機進排氣噪聲模擬仿真方面,GTPower軟件發揮著重要的作用[1-6]。

本文研究的發動機純排氣噪聲是指隔離了背景噪聲(為表述方便,將單純的排氣噪聲之外的所有噪聲統稱為背景噪聲)后得到的發動機排氣噪聲,下文提到的排氣噪聲均指發動機的純排氣噪聲。研究對象是某汽車公司生產的2.4L四缸四沖程汽油機。用GT-Power軟件建立該汽油機的整機模型,同時利用自行設計的圓柱形隔聲罩在普通實驗室的條件下對發動機排氣噪聲進行測量,最后對計算結果和實驗數據進行對比和分析,獲得了較為理想的結果。

1 仿真模型建立

利用GT-Power軟件對發動機進行建模分析時,首先需要對發動機進行分析并收集相關數據和信息,將復雜的實際發動機分解成若干個子系統,在GT-Power中建立相應的模型;在建立模型的同時,將收集到的相關數據和信息輸入到相應的模塊中;最后利用初步建立的模型進行模擬計算,求出模型的輸出結果,并通過實驗來調整模型參數,優化模型設置,從而提高模型精度。軟件仿真流程如圖1所示。

1.1 發動機整機建模

用GT-Power軟件建立的整機模型主要包括進氣系統模型、排氣系統模型和燃燒模型。由于發動機進排氣系統的復雜性,為了提高模型的精度,采用GT-Power中的子模塊Discretizer對空氣濾清器以外的進氣系統和消聲器以外的排氣系統進行建模,而空氣濾清器和消聲器則采用GT-Power中的另一個子模塊Muffler進行建模。燃燒模型采用的是GT-Power中的非預測模型EngCylCombprofile。首先,通過實驗測量得到缸壓數據,利用 GT-Power中的 Eng-HeatRel模型計算出放熱率曲線,然后再將該放熱率曲線導入燃燒模型中,由此獲得的燃燒模型較為精確。另外,由于實驗是將傳聲器放置于隔聲罩中進行噪聲測量的,所以在模型中相應地增加了一個麥克風模型。

圖1 軟件仿真流程

1.2 模型標定

發動機模型建立后,在進行噪聲預測之前,必須通過發動機臺架試驗對模型進行標定。標定的過程就是通過實驗不斷調整模型參數,優化模型設置。本文試驗工況為外特性工況,整機模型由進氣系統模型、排氣系統模型和燃燒模型組成,故選取進氣空氣流量、排氣背壓、功率、扭矩和燃油消耗率等外特性實驗數據,從進氣、排氣和燃燒三個方面對整機模型進行標定,標定的最終結果如圖2所示。

從圖2可以看出,仿真計算的進氣空氣流量、排氣背壓、功率、扭矩和燃油消耗率的結果和實驗結果基本一致。通過對仿真和試驗結果的對比計算可知,誤差都在5%以內,這說明標定后的模型具有足夠的精度,可以用于對排氣噪聲的預測。

2 排氣噪聲測量

筆得是在普通實驗室條件下進行發動機排氣噪聲的測量實驗的,為隔離背景噪聲,專門設計了一個圓柱形隔聲罩。

2.1 隔聲罩設計

隔聲罩一端封閉、一端敞開,排氣管插入的一端用隔聲材料和隔振材料封閉,以隔離發動機機體方向傳來的噪聲和振動,另一端敞開以保持排氣暢通。罩內壁使用多孔松散材料,同時罩內壁與設備之間留有較大的空間,以免發生耦合共振,隔聲罩結構如圖3所示。根據局部敞開型隔聲罩插入損失的計算方法[7],計算得到本文設計的隔聲罩的插入損失為11.2dB(A),通過隔聲罩隔聲效果評估實驗得到的隔聲罩插入損失為11.1dB(A),則隔聲罩的插入損失大于10dB(A),說明設計的隔聲罩滿足噪聲測量的要求[8],可以用于噪聲測量實驗。

圖2 臺架實驗數據和仿真計算結果的對比

2.2 實驗裝置及測量結果

實驗用發動機為四缸四沖程水冷式電噴汽油機,具體參數見表1。噪聲測量及分析設備主要有HS6288B型噪聲頻譜分析儀、CW160電渦流測功機和計算機等。

圖3 隔聲罩結構示意圖

表1 發動機參數

測量方案如圖4所示,將傳聲器置于隔聲罩內,按GB/T4759-1995的要求,傳聲器的位置距離排氣口0.5m,與排氣口成45°夾角并指向排氣口,測點距地面高度為1.5m。為保證每次測量時傳聲器位置不變而在測量點處作了標記,即圖4中的標記位置。

圖4 測量方案示意圖

噪聲測量時的發動機工況均為外特性工況。測量時,將發動機油門開到最大,分別將轉速穩定在 5500r/min、4500r/min、3500r/min、2500r/min和1500r/min上對排氣噪聲進行測量,同時記錄下發動機的性能參數,其中5500r/min為額定功率轉速,3500r/min為最大扭矩轉速。噪聲測量過程如下:首先測量噪聲的A計權聲壓級,然后再依次測量中心頻率分別為31.5Hz、63Hz、125Hz、250Hz、500Hz、1000Hz、2000Hz、4000Hz 和8000Hz的倍頻程的A計權聲壓級,每個倍頻程的測量定時均為1min,測量時汽油機處于穩定熱狀態。測量結果如圖5所示。圖5中,AP表示的是噪聲的A計權聲壓級。

圖5 排氣噪聲測量結果

3 仿真計算與實驗數據對比分析

在相同工況下獲得的不同轉速下排氣噪聲倍頻程頻譜及A計權聲壓級的仿真計算結果和實驗結果如圖6、圖7所示。噪聲倍頻程頻譜的仿真結果與實驗結果比較一致,只在很少幾個頻段上有較大的差別,而且基本上都集中在中心頻率為31.5Hz的頻帶內,該頻段的實驗值明顯大于仿真計算值。在對隔聲罩隔聲效果的測試中發現,隔聲罩在中心頻率為31.5Hz的頻帶內的隔聲量很小,幾乎為零,沒有消聲效果(圖8),其原因是隔聲罩和聲波在該頻段部分產生了共振。A計權聲壓級仿真結果和實驗結果較一致,噪聲強度隨轉速的變化趨勢一致。在噪聲測量實驗中,附近障礙物對聲波的反射及隔聲罩中由于氣流運動產生的再生噪聲均對測量結果有一定的影響。GT-Power沒有考慮復雜的內部三維聲場結構,其本身的計算精度存在一定的缺陷,這也是導致計算值與實驗數據產生誤差的原因之一。另外,由于GT-Power軟件本身的局限性,仿真模型只能計算到中心頻率為4000Hz的頻帶,對于中心頻率為8000Hz頻帶內的噪聲則無法進行計算,不過從本文的噪聲測量實驗結果可以看出(圖5),中心頻率為8000Hz頻帶內的噪聲對整體噪聲強度貢獻較小。

通過仿真計算結果和實驗結果,我們可以得出結論:本文基于GT-Power軟件所建立的發動機整機模型具有足夠的精度,可以用來對發動機排氣噪聲進行預測分析。

4 排氣噪聲規律分析

當發動機轉速較低時,基頻噪聲頻率較低,此時氣流流速也較低,摩擦噪聲、紊流噪聲、噴注噪聲及沖擊噪聲等都較小,因此發動機在低轉速時的排氣噪聲主要為基頻噪聲和氣柱共振噪聲,高頻噪聲的強度較小[9]。1500r/min和2500r/min這兩個轉速下的基頻分別為50Hz和83Hz,都在中心頻率為63Hz的頻段內,因而這兩個轉速下噪聲峰值會出現在63Hz中心頻率處,如圖6所示。氣柱共振噪聲通常出現在1000Hz以下的頻段內其頻率 fl只取決于排氣管長度及排氣管中的聲速,即

圖6 不同轉速下排氣噪聲倍頻程頻譜仿真和實驗對比

圖7 排氣噪聲A計權聲壓級仿真和實驗對比

圖8 隔聲罩插入損失倍頻程頻譜

式中,l為氣柱長度,m;c為排氣管中聲速,m/s。

實驗中轉速為1500r/min時發動機的氣柱共振噪聲頻率 fl=16.9(2N-1)Hz。當 N=2時,氣柱共振頻率為50.7Hz,與1500r/min的基頻產生共振,導致 1500r/min的噪聲峰值高于2500r/min的噪聲峰值。

從發動機排氣噪聲仿真結果和實驗結果來看,轉速為1500～2500r/min時,排氣噪聲均較小,然后隨著轉速的上升噪聲明顯增大,125Hz以上頻率的中高頻噪聲在排氣噪聲中所占的比例明顯增大。因此,在進行發動機的排氣噪聲控制時,應首先減小發動機高速時的排氣噪聲。

5 結論

(1)本文基于GT-Power軟件建立的發動機整機模型在排氣噪聲預測方面具有足夠的精度,可以用來對發動機排氣噪聲進行預測分析。

(2)發動機在低轉速時的排氣噪聲主要為基頻噪聲和氣柱共振噪聲,1500r/min和2500r/min這兩個轉速下的噪聲峰值出現在63Hz低頻段處,而且1500r/min時的噪聲峰值大于2500 r/min時的噪聲峰值。

(3)隨著發動機轉速的升高,發動機排氣噪聲峰值向中高頻轉移,中高頻噪聲所占比例也加大,使得發動機排氣噪聲強度增加。因此,在進行發動機的排氣噪聲控制時,應首先減小發動機高速時的排氣噪聲。

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