某汽油發(fā)動機進氣系統(tǒng)噪聲分析及優(yōu)化

高東東，陳瑋，范習民

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

某汽油發(fā)動機進氣系統(tǒng)噪聲分析及優(yōu)化

高東東，陳瑋，范習民

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

為了解某汽油發(fā)動機進氣系統(tǒng)噪聲水平，文章采用 GT-ISE軟件建立了該發(fā)動機工作過程和進氣系統(tǒng)的仿真模型，并按照實驗數(shù)據(jù)驗證熱力學和聲學計算結果的準確性。然后基于驗證后的模型對進氣系統(tǒng)進行優(yōu)化設計，使總噪聲和階次噪聲均滿足目標線的要求。

進氣系統(tǒng)；GT-ISE；總噪聲；階次噪聲

CLC NO.: U464.9 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)20-12-03

前言

當前NVH(噪聲、振動與舒適性)性能已經成為評價汽車品質的一個重要指標。在汽車的噪聲組成中，進氣系統(tǒng)噪聲作為一個重要噪聲源日益引起重視，通過降低進氣系統(tǒng)的噪聲對提升乘坐舒適性和顧客滿意度起到非常重要的作用[1,2]。

汽車進氣系統(tǒng)由管道和消聲元件組成，聲音沿著管道的軸向傳播，軸向尺寸遠遠大于其他兩個方向的尺寸，因此通常可以用一維聲學來分析進排氣管中聲的傳播特性。GT-ISE建立的一維模型較為簡單，可以用于“進氣—發(fā)動機—排氣”系統(tǒng)性能的初步分析，具有較高的精確度。

本文對一款自然吸氣汽油發(fā)動機進行一維噪聲分析和實驗驗證，利用CAE分析的手段優(yōu)化進氣系統(tǒng)，使進氣口的噪聲滿足目標要求。

1 計算模型

由于 GT-ISE軟件計算噪聲是基于平面波理論進行的，對于進排氣脈沖噪聲 (由于發(fā)動機轉速的限制，一般低于1000Hz)計算有相當高的精度。本文研究對象是某1.6L排量的自然吸氣四缸汽油發(fā)動機，進氣口噪聲以氣體脈動噪聲為主，適合采用GT-ISE軟件搭建一維模型來計算。

圖1 計算模型

首先根據(jù)發(fā)動機及進氣系統(tǒng)的實際幾何尺寸和特性參數(shù)搭建GT-ISE計算模型，如圖1所示。本模型包括大氣邊界、進氣系統(tǒng)管路、節(jié)氣門、進氣歧管、進氣道、進氣門、缸體、排氣門、排氣道、排氣歧管、排氣系統(tǒng)、排氣邊界等。邊界溫度和壓力保持與實驗環(huán)境溫度和壓力相同。

2 計算模型標定

2.1 熱力學結果實驗驗證

為了驗證計算模型的正確性，必須采用實驗數(shù)據(jù)對其進行標定。即通過實驗數(shù)據(jù)修正 GT-ISE模型參數(shù)，使計算結果逼近試驗測量結果。本文依據(jù)性能臺架的實驗數(shù)據(jù)進行模型標定，如圖2～4所示，可以看出計算的流量、扭矩、功率與性能臺架數(shù)據(jù)吻合較好，但與 NVH臺架的試驗測試值在一些轉速有較大的誤差。調查發(fā)現(xiàn)，是因為 NVH臺架上的測試樣機狀態(tài)較舊，并且排氣背壓不能有效進行控制導致性能的差異。

圖2 進氣流量

圖3 扭矩

圖4 功率

2.2 進氣口噪聲實驗驗證

半消聲室進氣口噪聲實驗布置情況如圖5所示，進氣系統(tǒng)按照整車進行布置，麥克風距離進氣口100mm，45°方向和90°方向各布置一個。

圖5 進氣口噪聲實驗布置圖

GT計算模型的麥克風按照實驗標準進行布置，距離進氣口100mm，45°方向。通過計算，進氣口各階次噪聲及總噪聲計算結果與實驗測試結果對比如下：

圖6 2階噪聲對比

圖7 4階噪聲對比

圖8 6階噪聲對比

圖9 8階噪聲對比

圖10 總噪聲對比

各階次計算噪聲曲線與測試曲線趨勢上基本吻合，幅值誤差較大的區(qū)域主要集中在低轉速和高轉速區(qū)域，誤差來源主要有如下四個方面：

（1）NVH臺架的發(fā)動機性能差異，從扭矩圖可以看出，NVH臺架的扭矩在低轉速和高轉速區(qū)域相比計算值差異較大，造成較大的噪聲誤差；

（2）實際進氣系統(tǒng)管路長度與數(shù)模有差異，特別是搭接處的橡膠軟管，重合長度較多，實際長度比數(shù)模偏小較多，造成峰值頻率偏移；

（3）測試噪聲包含機械噪聲、排氣噪聲等，而計算噪聲沒有考慮這些因素的影響；

（4）計算轉速間隔為 400rpm，遠大于測試轉速間隔，可能導致分析結果丟失部分細節(jié)特征。

總體來說，進氣系統(tǒng)管口噪聲計算值與測試值在趨勢上基本吻合，模型能夠滿足管口氣動噪聲的計算和優(yōu)化要求。

3 進氣口噪聲分析

提取進氣口的階次追蹤曲線和計算頻譜如圖 11～12所示。不難看出如下兩點：

（1）計算結果表明總噪聲超標，2、4、6、8階次噪聲超標更為明顯；

（2）2階在 2000-4800rpm內超標，頻率范圍在 67Hz-160Hz之間；4階在 4000rpm附近嚴重超標，對應頻率為267Hz；6階在3600rpm、4000rpm附近嚴重超標，對應頻率360Hz、400Hz；8階在2800rpm附近超標明顯，對應頻率為373Hz。

圖11 進氣口噪聲計算結果

圖12 進氣口噪聲計算頻譜

4 進氣口噪聲優(yōu)化

4.1 進氣系統(tǒng)優(yōu)化方案說明

根據(jù)前述分析結論，需要結合空間邊界，按照階次噪聲超標情況，針對性的設計消聲元件，以降低階次噪聲和總噪聲。優(yōu)化方案說明如下：

（1）進氣系統(tǒng)上布置5個消聲元件，包括4個Helmholtz諧振腔與1個波長管，其具體參數(shù)和消聲頻率如表1所示，布置位置如圖13所示。

（2）將進氣口至空濾殼體之間的所有臟管直徑縮小6mm。

表1 消聲器具體參數(shù)

圖13 消聲器布置位置

4.2 優(yōu)化后結果分析

優(yōu)化后分析結果如圖 14所示。可以看出，加上上述 5個消聲元件后，總噪聲、階次噪聲均滿足了目標線的要求，且總噪聲尚有一定裕度。將圖15與圖12進行對比，也可以直觀看出優(yōu)化效果。

鑒于此優(yōu)化方案消聲效果顯著，建議可以制作上述消聲元件的快速樣件，進行NVH實驗室內的消聲效果驗證。

圖14 進氣口A計權噪聲結果

圖15 進氣口噪聲計算頻譜圖

5 結論

本文應用 GT-ISE軟件對某自然吸氣汽油發(fā)動機進行了一維噪聲分析，得出如下三點結論：

（1）進氣口噪聲計算曲線與實驗曲線吻合較好，仿真模型基本能夠反映實際發(fā)動機的進氣口脈動噪聲情況。

（2）計算結果表明總噪聲超標，2、4、6、8階次噪聲超標更為明顯，測試結果也得出了相同的結論。

（3）根據(jù)噪聲超標情況提出了有效的優(yōu)化方案，使進氣口的總噪聲、階次噪聲均滿足了目標線的要求，且總噪聲尚有一定裕度。

[1] 陳友祥,歐陽彩云,王金立.基于 WAVE的某增壓汽油發(fā)動機進氣系統(tǒng)噪聲分析及優(yōu)化.汽車實用技術,2016(1)：14～16.

[2] 高東東,范習民,鄭超.某整車進氣系統(tǒng)噪聲分析及優(yōu)化.內燃機.2017(2)：8-10.

[3] 石來華,馮仁華.基于 GT-POWER模型的發(fā)動機進氣系統(tǒng)優(yōu)化.客車技術與研究,2010,32(3)：18-21.

[4] 龐劍,諶剛,何華.汽車噪聲與振動.北京：北京理工大學出版社,2006.

[5] 馬大猷.噪聲與振動控制工程手冊.北京：機械工業(yè)出版社,2002.

Acoustic Analysis and Optimization of A Gasoline Engine Intake System

Gao Dongdong, Chen Wei, Fan Ximin
( Anhui Jianghuai Automobile Group Co., Ltd., Anhui Hefei 230601 )

In order to know the noise of a gasoline engine intake system, the engine working and intake system simulation model was built by GT-ISE in this paper, and the thermodynamic and acoustic simulation results were verified accurate by experiment data. Then the design of intake system was optimized based on calibrated model, it made both total noise and order noise meet the requirement of target lines.

intake systems; GT-ISE; total noise; order noise

U464.9 文獻標識碼：A 文章編號：1671-7988 (2017)20-12-03

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.20.004

高東東，(1984-)，碩士研究生，研究方向：發(fā)動機NVH性能分析及優(yōu)化。