乘用車進氣系統前期設計

羅宏錦　胡德勇　李銳

摘 要：本文介紹乘用車進氣系統常用的布置方式及進氣系統理論模型的計算，為進氣系統前期設計提供依據。

關鍵詞：進氣系統 計算 布置設計 聲學設計 消音容積 壓力損失 噪聲

The Prophase Design of Air Intake System for Passenger Car

Luo Hongjin Hu Deyong Li Rui

Abstract：The normal lay-out of air intake system in passenger vehicles and the calculate model air intake system are introduced in this paper， providing theoretical basis for prophase design of air intake system.

Key words：air intake system， calculation， lay-out and design， acoustic design， sound volume， pressure loss， noise

1 前言

進氣系統作為發動機空氣管理系統，在設計開發過程中應考慮以下因素：首先，發動機氣缸中燃料需要同適當比例空氣混合才能完全燃燒，通常1kg的汽油所需空氣約為1418kg。發動機的進氣量受多種因素制約， 如果進氣管路阻力過大會導致發動機進氣量不足，影響發動機的動力性、經濟性和排放指標;其次，進氣系統應盡量避免水、雪、灰塵和雜質進入系統內，否則容易加大發動機磨損，影響發動機壽命;再次，進氣系統噪聲是整車噪聲主要貢獻之一，還需保證進氣口與節流閥體之間具備足夠的空間消聲元件從而達到控制噪聲作用。

因此進氣系統的設計需從整車布置綜合考慮，找出一種比較理想的方案，使進氣系統能為發動機提供潔凈且充足的空氣，確保發動機性能的正常發揮以及可靠性，同時能達到消音降噪的作用，提升整車噪聲水平及舒適性。

2 計算模型

2.1 按吸氣量計算

以寶駿車型為例，其匹配的是四沖程四缸1.5L汽油發動機，該機型基本參數如下：

缸徑D=74.7mm;行程H=84.7mm;額定功率Pe=82KW（ne=5800r/min）;汽缸數i=4。

忽略充氣效率和進氣阻力的影響，該發動機理論進氣量可按以下方式求出：

根據四沖程發動機作功原理，曲軸每轉兩周，發動機每缸各做功一次，吸氣一次，則在額定功率下，發動機各缸做功次數j= ne/2：

單個汽缸的理論進氣量 Vi=jπ（D/2）2H

設定發動機發出功率為額定功率，則單位時間里發動機理論充氣量V =iVi=ijπ（D/2）2H=4×5800/2×π×（74.7/2）2×84.7×10-9=4.304（m3/min）

由于發動機燃燒時實際所需空氣要遠大于理論空氣量，因此，該發動機實際消耗空氣量要遠大于4.303m3/min。

2.2 按照燃燒化學特性計算

汽油的主要成分是碳（C）、氫（H）元素，假設其他雜質忽略不計，設1kg的汽油中含C、H、O的重量成分各為gc、gh（kg），則： gc+gh=1kg

假定汽油油中C、H完全燃燒，其化學方程式分別是：C+O2=CO2;H2+1/2O2= H2O。

碳（C）、氫（H）和氧（O）的原子量分別為C=12，H=1，O=16，根據上式可知，1mol碳完全燃燒需要1mol氧氣，即12g碳原子完全燃燒需要16×2=32g氧原子;1mol氫完全燃燒需要1/2mol氧氣，即1×2g氫原子完全燃燒需要1/2×16×2=16g氧原子。

因此燃燒1kg汽油，理論上所需的氧氣量為：

O2min=32/12gc+16/2gh（kg）

即O2min=8/3gc+8gh（kg）

而在標準大氣壓1.101×105Pa，汽油中碳元素的質量成分為84.2%，氫元素的質量成分為15.8%，空氣中氧的相對質量成分為23.2%，因此理論上完全燃燒1kg汽油所需空氣量為：

La=1/0.232×（8/3gc+8gh）

=1/0.232×（8×0.842/3+8×0.158）

=15.12kg

2.3 進氣量確定

通過上述理論計算，我們對該機型進氣消耗量就有了一個設計參照依據，可先將上面所得到的兩種種數據流量取平均值（取單位時間里的空氣需求量）。

根據以上分析計算，兩種結果分別為：

V=4.304m3/min

La=15.12kg

通過單位換算，可以計算出該車型匹配的空濾器流量（平均值）：

Q=1/2（V+La）

根據該機型的萬有特性曲線，并考慮整車功率儲備情況，發動機在額定功率下燃油消耗量為14.45kg/h，即在該條件下需要60/min的時間燃燒掉1kg 的汽油，所以

Lb′=15.12/（60/14.45）

=3.654（m3/min）

所以Q=1/2（4.304+3.654）=3.979（m3/min）

2.4 管徑確定

當發動機處于工作狀態時， 空氣從管口流經進氣管道并進入空濾，由于管壁存在摩擦及管路變化形成阻礙作用， 進氣壓力和氣體流速也在不斷變化，因此需要對進氣截面進行設計和計算分析。

假定該寶駿車型在額定功率下行駛，可以粗略算出其進氣管道的最小截面積。最高檔傳動比io=0.742，后橋速比ig=3.37

根據額定功率時發動機的轉速，可以求出此時的速度Va=130.8km/h。

在環境中風速不大于2級情況下， 假設進氣溫升為0，忽略外界風速和整車造型的影響，按照相對性原理，車輛在額定功率下行駛，其進氣口處的空氣流速可以達到130.8km/h ，在空氣進入進氣管道內部后，由于進氣截面變小以及管壁阻力作用，當到達空濾器入口處時流速降低約25%。

設進氣管道最小截面積為A ，要保證空濾器當前空氣流量，需滿足條件為：A ×Vb×60≥Q。式中

A——進氣管道最小截面積，m2;

Vb——空濾器入口處空氣流速，m/s;

Q——空濾器的額定流量，m3/min。

取Vb=（1-25%）Va，按上式可得出A ≥23.9×10-4m2。

同樣地，按照上述公式，也可計算出進氣入口最小面積B為B×Va×60≥Q，即B≥17.9×10-4m2。

以上計算結果是忽略了空氣進氣內部的流動損失以及進氣溫度和壓力變化較小的情況下得出的。在實際工程應用中，進氣系統的壓降與進氣系統布置的結構和形式有很大的關聯，除了參考理論計算值外，還需根據不同車型的布置情況以及實驗數據加以適應性分析，從而得出比較合理的管道進氣截面積。

3 進氣口布置

進氣系統是由臟空氣管總成、空氣濾清器總成和干凈空氣管總成等組件組成。進氣系統的主要功用是為發動機輸送充足而穩定的潔凈冷空氣。如何將外部潔凈冷空氣導入發動機燃燒室，是保證發動機性能正常發揮的一個先決條件。根據空氣動力學原理，車輛行駛過程中空氣是貼著車子表面向后流動的。受整車前端零件的影響，空氣在車輛兩側的分布是不均勻的，進氣口應盡量布置在空氣流量大、流速高、壓力大而阻力小的區域。該區域跟整車造型密切關聯，一般來說造型不同，空氣量也不同，空濾阻力系數也不同。在前期設計時，該區域可以通過對整車做流體仿真分析得出，用于指導進氣口位置的布置。

目前乘用車上比較常用的三種進氣口布置方式如下：

第一種，進氣口布置在車輛正前方，位于進氣格柵之后散熱器之前的上方，且進氣口朝前，如圖1。該布置形式有利于吸收足量的冷空氣到進氣系統，提升進氣效率及發動機性能。進氣口遠離駕乘艙，進氣噪聲向車外傳播，利于改善整車噪聲水平。其缺點是容易將空氣中的灰塵雜質、水和雪吸入進氣系統，影響子系統及發動機性能發揮。

第二種，進氣口布置在發動機前方，位于散熱器之后，如圖2。該布置形式進氣口，由于前端有許多零件阻擋和保護作用，有利于防止空氣中的灰塵雜質、水和雪吸入進氣系統。缺點是其較第一種離駕乘艙較近，噪聲傳到駕駛艙的量較大，車內噪聲相對較差。進氣口位于發動機艙內的散熱器之后，容易吸收經散熱器之后的熱空氣以及低速工況下的艙內熱回流空氣，造成進氣溫度偏高，使進氣效率降低，影響發動機的燃燒效率。

第三種，進氣口布置在機艙兩側大燈之后的側板里面，如圖3。其優點是由于有側板將進氣口和外界及機艙隔開，有效防止空氣中雜質灰塵、雨雪和熱空氣進入進氣系統;缺點是進氣口離駕乘艙距離更近，所以噪聲更容易傳到駕乘艙使車內噪聲變大，另外，進氣口與側圍零件容易形成共鳴腔而發出共鳴聲，導致車內噪聲更大，影響整車NVH性能。

4 進氣系統NVH

進氣系統管口噪聲是汽車最主要噪聲源之一，它不僅影響整車內噪，還會影響整車通過噪聲，這些噪聲會對整車NVH品質和舒適性產生重要影響。因此整車開發前期很有必要對進氣系統做聲學設計。

進氣系統消音降噪功能主要通過設計擴張消音器和旁支消音器來實現。

消音容積是進氣系統聲學設計首要考慮因素。消音容積是指空氣濾清器總成和赫爾姆茲消音器的容積之和。通常是消音容積越大，可調頻帶越寬，傳遞損失也越大，而赫爾姆茲消音器容積越大調頻越低。當然也不是容積越大越好，容積大意味著重量大，占用空間大，成本越高。一般來說，對于四缸和六缸發動機，空濾容積要求達到4至5倍發動機排量，而赫爾姆茲消音器容積要求達到1.5至2倍的發動機排量即可。

旁支消音器包括赫爾姆茲消音器和1/4波長管。兩個消音元件通常用于消除進氣系統中窄頻帶噪聲，其中赫爾姆茲消音器用于消除低頻噪聲，而1/4波長管用于消除中高頻噪聲。

值得注意的是，空氣濾清器總成通常是聲模態結點，而共振消音器應設計在進氣系統聲模態反結點上才能起作用，因此共振消音器設計時盡量避免 。

進氣管道的截面積是聲學設計的第二要素。擴張消音器管道的截面積越小，擴張比越大，傳遞損失就越大，消音效果就越好，圖4為不同管徑下某進氣系統的傳遞損失。同樣，進氣管道截面積也并非越小越好，如果進氣管道太小，氣流通過是流速就越高，氣體與管壁摩擦力就越大，產生的氣流噪聲也就越大，另外進氣系統壓力損失也越大，進氣系統綜合性能將受到影響，圖5為不同管徑下某進氣系統的壓力損失。因此，為了平衡消音降噪和壓力損失性能，通常的方法是采用喉管改變擴張比，進氣管道流速控制在25m/s到30m/s之間。

隨著增壓發動機越來越普及，發動機聲學特性變得越來越復雜，主要表現在高頻噪聲。因此進氣系統聲學性能設計也經常用編織管和多孔管消音組件等結構。編織管通常連接在進氣管路上，而多孔消音器占用容積并不大。因此在前期設計時只需適當預留消音容積即可。消音元件具體參數的設計，通常是根據實車調音設計對應的消音單元實現消音降噪功能。

5 結論

本文主要從主機廠設計人員角度出發，對發動機進氣系統前期設計進行分析，明確在整車應用中如何對進氣系統前期結構設計計算，介紹了進氣系統常用的布置形式以及進氣系統聲學設計的基本要求，為設計人員在整車布置和開發前期提供參考依據。

參考文獻：

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