耦合空壓機通路的商用車進氣噪聲仿真分析

【摘要】為了對商用車的進氣管口噪聲進行預測，提出了空壓機通路一維仿真模型建立方法，建立空壓機-發動機耦合仿真模型，在主要階次噪聲頻率點處對噪聲頻率和噪聲幅值進行準確預測，同時對來自空壓機和發動機的階次噪聲進行識別。利用耦合模型研究了空壓機通路的噪聲特點以及在該通路上的降噪措施與效果。結果表明，空壓機噪聲有著典型的脈沖噪聲特點，在處理該種類型的噪聲時，不同種類消聲器的布置順序會對最終的消聲效果產生明顯影響。

主題詞：進氣噪聲 空壓機 一維模型 耦合仿真

中圖分類號：U464.141 " 文獻標志碼：A " DOI： 10.19620/j.cnki.1000-3703.20230487

Simulation and Analysis of Induction Noise in Commercial Vehicles Coupled with Air Compressor

Li Guojun1， Cai Yaoyu2， Chen Shuming2， Zhao Yongnan2， Qin Duo1

（1. Commercial Vehicle Development Institute， FAW Jiefang Truck Co.， Ltd.， Changchun 130011; 2. Jilin University，

Changchun 130022）

【Abstract】In order to predict the induction noise of commercial vehicles， a new 1-D simulation model of air compressor is proposed. The Compressor-Engine coupling simulation model can predict the frequency and amplitude of the noise at the main order accurately， and can both recognize the order noise from the air compressor and the engine in the meantime. The characteristic of compressor noise and the noise reduction method of compressor path are studied by this coupling model. The results show that the noise of the compressor has typical pulse noise characteristic. When dealing with this type of noise， the arrangement sequence of different types of mufflers will have a significant impact on the noise reduction effect.

Key words： Induction Noise， Air Compressor， 1-D Model， Coupling Simulation

【引用格式】 李國軍， 蔡燿宇， 陳書明， 等. 耦合空壓機通路的商用車進氣噪聲仿真分析[J]. 汽車技術， 2024（9）： 32-37.

LI G J， CAI Y Y， CHEN S M， et al. Simulation and Analysis of Induction Noise in Commercial Vehicles Coupled with Air Compressor[J]. Automobile Technology， 2024（9）： 32-37.

1 前言

進氣噪聲是商用車的主要噪聲之一。對于商用車而言，進氣系統通過3種途徑向外傳遞噪聲。一是由于進氣門周期性開合在進氣管路中所產生的氣壓波動，經進氣管口直接向外界傳遞噪聲[1]；二是進氣系統部件，如進氣道、空濾器的壁面受到激勵發生振動而產生輻射噪聲；三是進氣道與車體壁面相連的部分產生結構傳遞噪聲。其中，通過進氣管口傳遞至外界的噪聲貢獻量最大[2]。根據氣壓波動的來源，可以將這種進氣門周期開合噪聲分為2類：發動機脈動噪聲和空壓機脈動噪聲。重型商用車需要存儲和使用大量的高壓空氣，因此其空壓機往往功率較大且啟動頻繁，有時空壓機脈動噪聲甚至超過發動機脈動噪聲成為主要的進氣管口噪聲來源。

一維仿真是對動力系統進行仿真分析的重要手段之一。但對進氣系統噪聲進行一維仿真的研究較少，缺少針對空壓機噪聲的一維仿真研究。因此，本文以能夠實現商用車進氣管口噪聲的精確預測為目的，提出了一種新的空壓機通路一維仿真模型建立方法，并與發動機通路模型進行耦合仿真。通過與實車實測數據對比，驗證了建模與仿真方法的準確性。繼而利用空壓機-發動機通路耦合模型，對空壓機的噪聲特點進行了分析，以此為基礎對空壓機通路進行了降噪方案設計，并探究了消聲器插入順序對降噪效果的影響。

2 發動機通路模型搭建

發動機通路模型是一種典型的用于分析進氣管口噪聲的一維仿真模型，包括進氣管路、空濾器和發動機3個主要部分。

2.1 進氣管路模型

首先在三維建模軟件中對進氣管路數模進行簡化處理，處理前、后的對比效果如圖1所示。處理時應將不規則截面的管路進行等效規則化處理，并去除過小的細節特征。之后使用GT-Power軟件中的GEM3D模塊對簡化后的進氣管路數模進行預處理以及一維離散化。離散化時設定的離散長度應當為氣缸直徑的0.4倍，針對本文研究對象，離散長度設定為30～40 mm，從而可以在仿真精度和仿真速度之間取得平衡。

2.2 空濾器模型

在聲學仿真分析中，主要考慮空濾器的消聲性能，因此在對空濾器進行建模的過程中需進行2個關鍵步驟，一是對空濾器殼體的形狀進行準確簡化，二是對空濾器中的阻性濾芯材料進行準確模擬。本文直接在GEM3D模塊中使用殼模板構建空濾器殼體。但由于使用與濾芯總流阻相同的等效長管對其進行替代的做法并不能夠準確模擬濾芯材料的聲學特點[3]，因此本文使用了一種新的濾芯等效建模方法，即使用GEM3D中的wool類多孔吸聲材料對濾芯材料進行定義。定義濾芯材料時所需的參數如表1所示。

輸入GEM3D軟件的材料流阻率有其特定計算方式，可以根據軟件中材料流阻率的定義來進行計算。

2.3 發動機模型

本文的研究對象是某重型半掛牽引車上使用的一臺六缸柴油渦輪增壓發動機。按照發動機的具體參數，在GT-Power軟件中所建立并連接完成的發動機一維模型如圖2所示，主要包括中冷器、進氣歧管、氣缸總成、排氣歧管和渦輪增壓器5個部分。所建立的模型需要與發動機主要臺架試驗數據進行校準，以確保其建模精度。

3 空壓機通路模型的搭建

空壓機通常與發動機或變速器直接相連，可以為車輛提供高壓空氣用于驅動制動器或揚聲器等。商用車中常用的空壓機為活塞式空壓機，其活塞往復一次完成一個工作循環，近似于二沖程發動機的工作模式。

在GT-Power軟件中建立的活塞式空壓機一維模型如圖3所示，主要包括轉速輸入組件、曲柄連桿組件、活塞氣缸組件、輸出管路組件和出口環境組件。

活塞氣缸組件利用FluidMachineChamber模塊建立。該模塊可以模擬壓縮機腔室中的介質隨時間或曲軸角度變化情況。

曲柄連桿組件利用FluidMachineShaft模塊建立。該模塊可以描述空壓機腔室容積隨時間或曲軸角度的變化情況，同時也可以描述氣門開閉程度隨時間或曲軸角度的變化情況。空壓機腔室容積利用氣缸直徑、曲軸回轉半徑和連桿長度3個參數進行計算。定義當活塞運行到上止點時曲軸轉角為零，腔室容積計算公式為：

[V=VD+πD24L+R1-cosθ-L2-R2sin2θ] "（1）

式中：[V]為腔體容積；VD為活塞行至上止點時氣缸內體積，與活塞上止點到缸蓋的內壁的間隙有關，取活塞上止點間隙為4 mm；D為氣缸直徑；R為曲軸回轉半徑；L為連桿長度；θ為曲軸轉角。

轉速輸入組件利用SpeedBoundaryRot模塊建立，該模塊用于定義空壓機轉速，空壓機轉速通常按照某一傳動比與發動機轉速同步。輸出管路組件可以利用PipeRound模塊建立。出口環境組件可以利用EndEnvironment模塊建立，可參照實際儲氣罐的泄壓壓力將出口環境設定為恒壓條件。

對于本文研究的某六缸柴油渦輪增壓發動機，其空壓機直接作為附件安裝在發動機上，空壓機轉速與發動機轉速的比值為1.29。空壓機為并列雙缸結構，因此，對應實際的空壓機參數建立的雙缸空壓機模型如圖4所示。

將建成的空壓機模型與發動機模型、進氣管路模型和空濾器模型進行組裝，得到空壓機-發動機通路耦合仿真模型，如圖5所示。

為采集仿真得到的噪聲數據，在進氣口與入口環境之間插入麥克風組件用于采集進氣管口噪聲，在空壓機模型與發動機通路模型的接口處插入麥克風組件用于采集空壓機噪聲。在設置進氣管口噪聲采集麥克風時，麥克風相對于聲源的位置根據實車試驗時麥克風的實際位置進行設定，并假定聲音的傳播會由于駕駛室以及貨箱的阻擋而呈半球形傳播[4]。

4 仿真結果的驗證與對比

4.1 仿真精度驗證

考慮到牽引車商用車的實際運行工況，在發動機轉速為800 r/min、1 200 r/min和1 600 r/min的3種工況下對進氣噪聲進行仿真。將仿真得到的管口噪聲結果與利用實車實測的結果進行對比，所得結果如圖6～圖8所示。

如圖6所示，34.7 Hz處為空壓機的2階噪聲，40.1 Hz處為發動機的3階噪聲，68.9 Hz處為空壓機的4階噪聲，80.3 Hz處為發動機的6階噪聲，而103.6 Hz處則為空壓機的6階噪聲。在主要階次噪聲處，仿真值與實測值都能較好地吻合，同時仿真值也能夠反映出噪聲頻譜的整體變化趨勢。

如圖7所示，51.7 Hz處為空壓機的2階噪聲，59.9 Hz處為發動機的3階噪聲，102.8 Hz處為空壓機的4階噪聲，119.4 Hz處為發動機的6階噪聲，而154.1 Hz處為空壓機的6階噪聲。在主要階次噪聲處仿真值與實測值均能較好地吻合。

如圖8所示，68.9 Hz處為空壓機的2階噪聲，79.6 Hz處為發動機的3階噪聲，119.9 Hz處為發動機的4.5階噪聲，132.6 Hz處為發動機的5階噪聲，而136.9 Hz處為空壓機的4階噪聲，159.2 Hz處為發動機的6階噪聲。主要階次噪聲處的仿真值與實測值均能較好地吻合。

在各種仿真工況下，仿真值與實測值均有著較好的吻合效果。仿真結果能夠體現出管口噪聲頻譜的整體變化趨勢，同時在主要階次噪聲頻率點處能夠準確地對噪聲頻率和噪聲幅值進行預測，因此本文所提出的空壓機-發動機通路耦合仿真模型建立方法具有良好的有效性，具備較好的精度。

4.2 與單純發動機通路模型仿真準確度對比

在與進氣管口噪聲仿真預測相關的研究中，多使用單純的發動機通路模型。這對于乘用車或輕型商用車來說是一種較為合適的做法，但對于裝備有空壓機的重型商用車來說則會大幅降低仿真準確度。將空壓機-發動機通路耦合模型仿真結果與單純的發動機通路模型仿真結果及實車實測值進行對比，用以檢驗新的仿真模型的準確度提升效果。對比結果如圖9～圖11所示。

從圖9可以看出，在發動機轉速為800 r/min的工況下，由于空壓機通路模型的缺失，單獨的發動機通路仿真模型無法對34.7 Hz處的空壓機2階噪聲、68.9 Hz處的空壓機4階噪聲和103.6 Hz處的空壓機6階噪聲進行準確預測，僅能仿真來自于發動機的階次噪聲。

如圖10所示，在發動機轉速為1 200 r/min工況下，單獨的發動機通路仿真模型無法預測出51.7 Hz的空壓機2階噪聲、102.8 Hz處的空壓機4階噪聲和154.1 Hz處空壓機的6階噪聲，對于來自于發動機的主要階次噪聲有較明顯的預測效果。

如圖11所示，在發動機轉速為1 600 r/min工況下，單獨的發動機通路仿真模型不僅無法預測68.9 Hz處的空壓機2階噪聲、136.9 Hz處的空壓機4階噪聲，且在50～80 Hz之間有著較大的預測誤差。

相較于單獨的發動機通路仿真模型，本文提出的空壓機-發動機通路耦合模型對于重型商用車的進氣管口噪聲有著更好的預測效果，可以此為基礎進行進氣噪聲特征分析以及進氣系統降噪研究。

5 空壓機噪聲特性分析與降噪方案設計

5.1 空壓機通路的噪聲特性分析

為了研究空壓機的噪聲特性，在仿真模型的空壓機進氣入口端插入麥克風模型對空壓機的噪聲進行采集，得到的空壓機噪聲時域圖和三分之一倍頻程圖。以1 600 r/min工況為例，其噪聲時域圖和三分之一倍頻程圖分別如圖12、圖13所示。

從圖12中可以看出，空壓機進氣入口端的噪聲有典型的脈沖噪聲特點，脈沖的間隔為360°空壓機曲軸轉角。隨著每次進氣門的閉合，空壓機進氣入口端的空氣會發生劇烈震蕩，從而產生脈沖噪聲[5]。

從圖13中可以看出，在整個頻帶上空壓機噪聲都具備較高的能量，這與脈沖噪聲的特點有關，也對空壓機噪聲的處理提出了更高的要求。普通的消聲器對于寬帶噪聲處理效果較差，因此，需要針對脈沖噪聲的特點來對其進行控制。

5.2 空壓機通路的降噪方案設計

針對空壓機通路噪聲的脈沖特點，采用向空壓機取氣口位置處的管路上插入擴張腔式消聲器的方式來降低其噪聲。擴張腔式消聲器可以對管內壓力脈動起到穩壓效果。所插入的擴張腔式消聲器及其聲傳遞損失的仿真值如圖14所示。

所插入的擴張腔式消聲器呈方形，其入口和出口置于相鄰兩面上，出入口直徑為23 mm，且其入口端帶有內插管，內插管長度為36 mm，消聲器腔內容積為2.94 L。得益于較大的擴張比，消聲器的聲傳遞損失在較寬的頻帶內均有較高的值。將消聲器進行離散化后插入模型中進行仿真，得到的進氣管口噪聲降低效果如圖15所示。

可以看出，在空壓機通路中插入消聲器后，整個進氣系統的管口噪聲得到了顯著降低，以63 Hz、100～160 Hz和500～1 000 Hz范圍內的降低量最為明顯。由于發動機通路上沒有進行進一步的降噪處理，因此其余頻段上的噪聲無明顯降低。插入消聲器前，進氣管口噪聲A計權聲壓級的仿真值為90.9 dB，插入消聲器后，管口噪聲A計權聲壓級的仿真值為80.5 dB，差值將近10 dB。因此，擴張腔式消聲器的插入可以顯著降低進氣管口的整體噪聲水平，同時也說明了空壓機通路對進氣管口噪聲有著較大的貢獻。

為了進一步降低空壓機通路噪聲，嘗試在擴張腔式消聲器和空壓機進氣口之間插入一微穿孔管式消聲器，如圖16所示。插入后進氣管口噪聲的低頻段仿真效果如圖17所示。可以看出，在擴張腔式消聲器和空壓機進氣口之間插入微穿孔管式消聲器后，進氣管口噪聲在低頻段并無明顯變化，即消聲器的插入并沒有產生效果。

將兩種消聲器的位置進行調換，即仍然使空壓機產生的噪聲首先經過擴張腔，再經過微穿孔管式消聲器。此時進氣管口噪聲的低頻段仿真效果如圖18所示。可以看出，此時的管口噪聲頻譜變化明顯，在50～110 Hz、130～190 Hz范圍內都有著明顯的下降。

為探究造成這一現象的原因，在仿真模型中插入狀態監測器記錄系統運行過程中主要節點處的實時聲壓變化。分別在空壓機與擴張腔之間、擴張腔與微穿孔管式消聲器間和微穿孔管式消聲器與空壓機取氣口之間插入狀態監測器，插入位置以及所記錄的管內壓力數據如圖19所示。

可以看出，在經過擴張腔之前，管內壓力有著明顯的脈沖特征，在經過擴張腔后，由于擴張腔的穩壓效果，管內的壓力脈沖基本被消除。而在經過微穿孔管式消聲器的進一步處理后，管內壓力波動的幅值繼續減小，從而實現最終的消聲效果。因此，在進行降噪方案設計時，應考慮各消聲器的作用特點。

6 結束語

本文提出了一種適用于商用車的空壓機一維建模方法，以此為基礎建立空壓機-發動機一維耦合仿真模型用于對進氣管口噪聲進行準確預測。仿真值與實測值的對比結果表明，二者有著較好的吻合效果。仿真結果能夠體現出管口噪聲頻譜的整體變化趨勢，同時在主要階次噪聲頻率點處能夠準確地對噪聲頻率和噪聲幅值進行預測，因此本文所提出的空壓機-發動機通路耦合仿真模型建立方法有效，具備較好的精度。相較于單獨的發動機通路仿真模型，耦合模型對于重型商用車的進氣管口噪聲有更好的預測效果，能同時對來自空壓機和發動機的階次噪聲進行識別。同時利用耦合模型研究了空壓機通路的噪聲特點以及空壓機通路的降噪措施與效果。結果表明，空壓機進氣入口端的噪聲有典型的脈沖噪聲特點，處理該種類型的噪聲時，不同種類消聲器的布置順序會對最終的消聲效果產生明顯影響，當空壓機端首先布置擴張腔等穩壓元件，再插入微穿孔管式消聲器進行降噪時，系統整體降噪效果最優。

參 考 文 獻

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（責任編輯 王 一）

修改稿收到日期為2023年7月31日。