劉勇強 左承基 黎幸榮

合肥工業(yè)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(chǎn)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(zhì)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(fā)動機排氣噪聲對降低發(fā)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(fā)動機排氣噪聲一般都是采用計算機模擬仿真與實驗相結(jié)合的方式,采用計算機仿真技術(shù)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(jù)。實驗與仿真相結(jié)合可以提高模型精度,提高模型預測的可信度。在發(fā)動機進排氣噪聲模擬仿真方面,GTPower軟件發(fā)揮著重要的作用[1-6]。

本文研究的發(fā)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(tǒng)稱為背景噪聲)后得到的發(fā)動機排氣噪聲,下文提到的排氣噪聲均指發(fā)動機的純排氣噪聲。研究對象是某汽車公司生產(chǎn)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(fā)動機排氣噪聲進行測量,最后對計算結(jié)果和實驗數(shù)據(jù)進行對比和分析,獲得了較為理想的結(jié)果。

1 仿真模型建立

利用GT-Power軟件對發(fā)動機進行建模分析時,首先需要對發(fā)動機進行分析并收集相關(guān)數(shù)據(jù)和信息,將復雜的實際發(fā)動機分解成若干個子系統(tǒng),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(guān)數(shù)據(jù)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(jié)果,并通過實驗來調(diào)整模型參數(shù),優(yōu)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(fā)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(tǒng)模型、排氣系統(tǒng)模型和燃燒模型。由于發(fā)動機進排氣系統(tǒng)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(tǒng)和消聲器以外的排氣系統(tǒng)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(shù)據(jù),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(fā)動機模型建立后,在進行噪聲預測之前,必須通過發(fā)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(diào)整模型參數(shù),優(yōu)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(tǒng)模型、排氣系統(tǒng)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(shù)據(jù),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(jié)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(jié)果和實驗結(jié)果基本一致。通過對仿真和試驗結(jié)果的對比計算可知,誤差都在5%以內(nèi),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(fā)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(fā)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(nèi)壁使用多孔松散材料,同時罩內(nèi)壁與設備之間留有較大的空間,以免發(fā)生耦合共振,隔聲罩結(jié)構(gòu)如圖3所示。根據(jù)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(shù)據(jù)和仿真計算結(jié)果的對比

2.2 實驗裝置及測量結(jié)果

實驗用發(fā)動機為四缸四沖程水冷式電噴汽油機,具體參數(shù)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(jié)構(gòu)示意圖

表1 發(fā)動機參數(shù)

測量方案如圖4所示,將傳聲器置于隔聲罩內(nèi),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(fā)動機工況均為外特性工況。測量時,將發(fā)動機油門開到最大,分別將轉(zhuǎn)速穩(wěn)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(fā)動機的性能參數(shù),其中5500r/min為額定功率轉(zhuǎn)速,3500r/min為最大扭矩轉(zhuǎn)速。噪聲測量過程如下:首先測量噪聲的A計權(quán)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(quán)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(wěn)定熱狀態(tài)。測量結(jié)果如圖5所示。圖5中,AP表示的是噪聲的A計權(quán)聲壓級。

圖5 排氣噪聲測量結(jié)果

3 仿真計算與實驗數(shù)據(jù)對比分析

在相同工況下獲得的不同轉(zhuǎn)速下排氣噪聲倍頻程頻譜及A計權(quán)聲壓級的仿真計算結(jié)果和實驗結(jié)果如圖6、圖7所示。噪聲倍頻程頻譜的仿真結(jié)果與實驗結(jié)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(nèi),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(fā)現(xiàn),隔聲罩在中心頻率為31.5Hz的頻帶內(nèi)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(chǎn)生了共振。A計權(quán)聲壓級仿真結(jié)果和實驗結(jié)果較一致,噪聲強度隨轉(zhuǎn)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(chǎn)生的再生噪聲均對測量結(jié)果有一定的影響。GT-Power沒有考慮復雜的內(nèi)部三維聲場結(jié)構(gòu),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(shù)據(jù)產(chǎn)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(nèi)的噪聲則無法進行計算,不過從本文的噪聲測量實驗結(jié)果可以看出(圖5),中心頻率為8000Hz頻帶內(nèi)的噪聲對整體噪聲強度貢獻較小。

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

4 排氣噪聲規(guī)律分析

當發(fā)動機轉(zhuǎn)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(fā)動機在低轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速下的基頻分別為50Hz和83Hz,都在中心頻率為63Hz的頻段內(nèi),因而這兩個轉(zhuǎn)速下噪聲峰值會出現(xiàn)在63Hz中心頻率處,如圖6所示。氣柱共振噪聲通常出現(xiàn)在1000Hz以下的頻段內(nèi)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(zhuǎn)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(quán)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(zhuǎn)速為1500r/min時發(fā)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(chǎn)生共振,導致 1500r/min的噪聲峰值高于2500r/min的噪聲峰值。

從發(fā)動機排氣噪聲仿真結(jié)果和實驗結(jié)果來看,轉(zhuǎn)速為1500～2500r/min時,排氣噪聲均較小,然后隨著轉(zhuǎn)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(fā)動機的排氣噪聲控制時,應首先減小發(fā)動機高速時的排氣噪聲。

5 結(jié)論

(1)本文基于GT-Power軟件建立的發(fā)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(fā)動機排氣噪聲進行預測分析。

(2)發(fā)動機在低轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速下的噪聲峰值出現(xiàn)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(fā)動機轉(zhuǎn)速的升高,發(fā)動機排氣噪聲峰值向中高頻轉(zhuǎn)移,中高頻噪聲所占比例也加大,使得發(fā)動機排氣噪聲強度增加。因此,在進行發(fā)動機的排氣噪聲控制時,應首先減小發(fā)動機高速時的排氣噪聲。

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