尹振華,蘇小平,施佳輝,王 燕

(南京工業(yè)大學(xué) 機(jī)械與動力工程學(xué)院,南京 211816)

隨著汽車工業(yè)百年來的發(fā)展,NVH(噪聲、振動與舒適性)性能已經(jīng)成為汽車舒適性評價的一個重要指標(biāo)．進(jìn)氣系統(tǒng)是汽車中一個非常重要的部件,對汽車的NVH性能有重要影響,因此研究分析進(jìn)氣系統(tǒng)的噪聲,對改善汽車舒適性具有重要意義[1]．

根據(jù)大學(xué)生方程式汽車大賽(FSAE)規(guī)定,為了比賽的安全性需要限制發(fā)動機(jī)的功率,賽車進(jìn)氣系統(tǒng)設(shè)計時必須在進(jìn)氣口使用直徑為20 mm的限流閥．這樣不但增加了進(jìn)氣系統(tǒng)設(shè)計難度,也增大了進(jìn)氣噪聲[2]．文中基于計算流體力學(xué)與聲學(xué)相關(guān)理論,首先根據(jù)發(fā)動機(jī)參數(shù),建立二維四缸發(fā)動機(jī)進(jìn)排氣系統(tǒng)模型,分析6 000 r/min工況下的進(jìn)氣情況,并將該結(jié)果作為瞬態(tài)流體分析的初始條件．采用計算流體力學(xué)軟件分析發(fā)動機(jī)在該工況下進(jìn)氣歧管內(nèi)部氣體流動與壓力分布情況．分析得到此時歧管內(nèi)氣體流動不均,局部湍動能較大,易產(chǎn)生氣動噪聲．通過瞬態(tài)流體計算結(jié)果與聲學(xué)軟件LMS Virtual Lab Acoustics耦合計算,分析得到進(jìn)氣歧管表面聲壓級分布云圖．再通過建立外場監(jiān)測點(diǎn),計算出監(jiān)測點(diǎn)處聲壓頻譜曲線．根據(jù)現(xiàn)代工程中對進(jìn)氣岐管常用的改進(jìn)方法,通過改進(jìn)進(jìn)氣管長度和諧振腔容積確定3個改進(jìn)方案,改進(jìn)后該進(jìn)氣歧管進(jìn)氣噪聲得到了降低,這說明該方案可有效降低進(jìn)氣歧管的氣動噪聲．最后將改進(jìn)后歧管再進(jìn)行動力學(xué)性能分析,改進(jìn)后噪聲符合大賽規(guī)定要求．

1 數(shù)學(xué)模型建立

在使用CFD計算時要受到守恒定律的支配．基本的定律包括:質(zhì)量、動量和能量三大守恒定律[3]．質(zhì)量守恒方程又稱連續(xù)性方程,即物質(zhì)發(fā)生反應(yīng)后的質(zhì)量總和與反應(yīng)之前相同,其公式表述為:

(1)

動量守恒方程:

(2)

能量守恒方程:

(3)

基于流體計算得到速度與壓力,應(yīng)用經(jīng)典Lightill公式計算聲源強(qiáng)度[4],其控制方程為:

(4)

式中，Tij為Lightill張量．

Curle噪聲源模型是邊界層噪聲源模型,其針對的噪聲源為偶極子聲源,其控制方程為:

(5)

2 發(fā)動機(jī)進(jìn)排氣系統(tǒng)建模

GT-Power軟件建立的發(fā)動機(jī)進(jìn)排氣系統(tǒng)是利用一維氣體動力學(xué)原理,采用Wiebe燃燒函數(shù)模型和準(zhǔn)三維的湍流火焰模型[5]．GT-Power軟件建立發(fā)動機(jī)與進(jìn)排氣系統(tǒng)模型時,發(fā)動機(jī)相關(guān)的性能參數(shù)與進(jìn)排氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1,建立每個模塊,然后按照實際安裝順序連接各模塊,運(yùn)行發(fā)動機(jī)模型．

表1 CBR600型發(fā)動機(jī)主要參數(shù)Table 1 Basic parameters of CBR600 engine

根據(jù)上表發(fā)動機(jī)性能參數(shù),建立發(fā)動機(jī)進(jìn)排氣系統(tǒng)二維模型,如圖1．其結(jié)構(gòu)從左到右依次為:空氣濾清器-節(jié)氣門-限流閥-穩(wěn)壓腔-進(jìn)氣歧管-噴油器-發(fā)動機(jī)-排氣歧管-排氣管-外界環(huán)境．根據(jù)實際工況設(shè)定初始參數(shù)運(yùn)行分析．

圖1 發(fā)動機(jī)仿真模型Fig.1 Model of intake and exhaust system of engine

經(jīng)計算，四缸發(fā)動機(jī)在6 000 r/min工況下，隨著曲軸轉(zhuǎn)角變化,四缸進(jìn)氣的質(zhì)量流量分布情況,即歧管4個出口管的實際流量,如表2．并將計算結(jié)果作為流場計算的初始條件,這樣可以較真實地模擬進(jìn)氣狀態(tài)和噪聲情況．

表2 進(jìn)氣岐管各出口管氣流量Table 2 Air flow at outlet pipe of intake manifold kg/s

3 進(jìn)氣歧管CFD模擬

3.1 有限元模型建立

將進(jìn)氣歧管CATIA模型導(dǎo)入CFD軟件中,根據(jù)表面拓?fù)浞指罘蛛x模型的流體區(qū)域與固體區(qū)域,由于只進(jìn)行流體計算,所以僅對流體區(qū)域網(wǎng)格劃分．選擇表面重構(gòu)與四面體網(wǎng)格模型,設(shè)定邊界層網(wǎng)格厚度為1 mm,并對局部進(jìn)行網(wǎng)格加密．

湍流模型常用的有直接數(shù)值模擬(DNS)、大渦數(shù)值模擬(LES)和Reynolds平均數(shù)值模擬(RANS)3種[3]．3種湍流數(shù)值模擬方法的模擬結(jié)果近似,RANS在流場細(xì)節(jié)保留情況較LES模型差,但在計算量上,穩(wěn)態(tài)流場遠(yuǎn)少于非穩(wěn)態(tài)計算．在非穩(wěn)態(tài)噪聲計算中則采用LES方法,其計算精度高,細(xì)節(jié)保留較好．由于計算量較大,占用的資源較多,需采用雙精度并行計算．

由于分析流動情況,不考慮溫度變化,因此定義質(zhì)量流量入口和壓力出口,其余為無滑移絕熱壁面邊界類型．初始條件中進(jìn)出口定壓差為2 500 Pa,環(huán)境壓力為10 000 Pa．根據(jù)GT-Power分析結(jié)果可知,二缸進(jìn)氣質(zhì)量流量最大為0.040 77 kg/s,分析瞬態(tài)流場取此時刻流動情況研究進(jìn)氣噪聲．為了瞬態(tài)流場計算快速收斂,需要先計算穩(wěn)態(tài)流場．當(dāng)穩(wěn)態(tài)計算收斂后,選擇隱式不定常計算模型進(jìn)行瞬態(tài)分析,控制方程為可壓縮N-S方程,二階壓力和迎風(fēng)耦合選擇SILMPLE算法．瞬態(tài)流場分析步長取2.78E-5s,計算時長取0.04 s,并輸出相關(guān)文件．

3.2 進(jìn)氣系統(tǒng)流動性能的評價

為比較各形狀尺寸進(jìn)氣系統(tǒng)的流通能力,一般采用無量綱阻力系數(shù)來評價[6],無量綱流體阻力系數(shù)是指某一管路上的流體阻力系數(shù)ζ，定義為該管上總壓力損失pt與進(jìn)口動壓力平均值之比:

(6)

3.3 仿真結(jié)果分析

穩(wěn)態(tài)分析收斂后,查看壓力和速度圖,如圖2．由壓力圖可知,進(jìn)氣管口限流閥處有明顯的壓力損失．諧振腔兩端平面壓力分布不均．從速度流線圖中可以看出,進(jìn)氣岐管內(nèi)流場相對較穩(wěn)定,但氣體在諧振腔兩端面處流動不穩(wěn)定,且存在渦流,易產(chǎn)生氣動噪聲,也造成出口管一與出口管四氣體流量較低．經(jīng)計算,進(jìn)氣系統(tǒng)無量綱流體阻力系數(shù)為8.9%,說明該進(jìn)氣歧管流阻較小,滿足設(shè)計要求．綜合以上分析,該進(jìn)氣岐管流動滿足了發(fā)動機(jī)的進(jìn)氣需求,但存在結(jié)構(gòu)上的不合理之處．諧振腔采用圓柱形,兩端面為平面易形成氣流死角,產(chǎn)生渦流,不利于氣體流動,易產(chǎn)生湍流噪聲．

圖2 進(jìn)氣岐管流場分布Fig.2 Steady flow field distribution of intake manifold

4 進(jìn)氣歧管聲學(xué)分析

4.1 流體與聲學(xué)耦合分析

瞬態(tài)CFD方法和聲學(xué)軟件Virtual Lab Acoustics耦合計算氣動噪聲,將瞬態(tài)計算結(jié)果作為時域聲源信號,經(jīng)快速傅里葉變換得到等效流體頻域聲源．將轉(zhuǎn)化后頻域聲源加載到聲學(xué)模型中,并計算流體聲場與聲輻射[7]．聲輻射計算是通過AML(Automatically Matched Layer)邊界層,建立監(jiān)測點(diǎn)得到該點(diǎn)的輻射噪聲頻譜[8]．

4.2 聲學(xué)有限元前處理

將流體域的二維網(wǎng)格模型導(dǎo)入Virtual Lab中,通過網(wǎng)格劃分工具重新劃分聲學(xué)網(wǎng)格．定義流體材料密度為1.225 kg/m3,常溫下聲速為340 m/s．將網(wǎng)格賦予材料屬性,并定義聲學(xué)包絡(luò)網(wǎng)格,將邊界條件施加在包絡(luò)網(wǎng)格上,將瞬態(tài)流體計算結(jié)果轉(zhuǎn)換為CGNS文件,導(dǎo)入聲學(xué)計算軟件中作為聲源項,經(jīng)過快速傅里葉變換為頻域聲源．通過建立AML邊界層可以計算外場噪聲情況,根據(jù)規(guī)定,在距進(jìn)氣管口100 mm處建立監(jiān)測點(diǎn)．采用并行計算,提高計算速度．

4.3 聲學(xué)結(jié)果分析

經(jīng)過耦合分析得到進(jìn)氣岐管在各頻率下的噪聲分布情況,由于進(jìn)氣噪聲主要是低頻的,這與分析結(jié)果是一致的,因此主要取其低頻噪聲峰值頻段研究．圖3為不同頻率f表面主要噪聲分布．當(dāng)f為61、81 Hz時進(jìn)氣岐管表面的聲壓級最大,尤其是在進(jìn)氣管限流閥處．由于此處流動速度大,壓力損失大,所以該處最容易產(chǎn)生低頻噪聲．瞬態(tài)分析了出口質(zhì)量流量最大的出口管二,最大流量時刻的流動情況,在圖3中岐管出口管二處噪聲明顯．分析頻率范圍為0～2 000 Hz,但從101 Hz開始,隨著頻率增加,噪聲開始降低．根據(jù)以上結(jié)果,進(jìn)氣系統(tǒng)主要噪聲源是低頻噪聲．

圖3 進(jìn)氣岐管噪聲分布Fig.3 Noise distribution of intake manifold

根據(jù)FSAE賽車設(shè)計規(guī)定,空擋運(yùn)行時噪聲最大為100 dB(A)．其他速度時噪音等級上限為110 dB(A)[8]．外場噪聲是通過建立IO監(jiān)測點(diǎn),監(jiān)測點(diǎn)是在距離進(jìn)氣口100 mm處監(jiān)測點(diǎn)測量進(jìn)氣噪聲,得到該點(diǎn)出聲壓級頻譜,如圖4．最大噪聲聲壓級LP峰值在0～200 Hz,印證了之前的表面聲壓級分析觀點(diǎn),進(jìn)氣噪聲的主要噪聲源是低頻噪聲．在發(fā)動機(jī)分析工況運(yùn)轉(zhuǎn)中,監(jiān)測點(diǎn)測量進(jìn)氣噪聲最大為113.61 dB(A)(6 000 r/min),所以此時進(jìn)氣噪聲不滿足大賽規(guī)定要求．

圖4 IO監(jiān)測點(diǎn)聲壓級圖(A計權(quán))Fig.4 IO monitoring point sound pressure spectrum (A weight)

5 結(jié)構(gòu)優(yōu)化改進(jìn)與評價

5.1 改進(jìn)方案確定

現(xiàn)代工程中對進(jìn)氣歧管常用的改進(jìn)方法有,改變進(jìn)氣管直徑、長度、錐度,調(diào)整諧振腔容積,進(jìn)氣管曲率等[9]．根據(jù)流場與聲場分析,諧振腔為圓柱形,兩端面為平面,易形成氣流死角,不利于氣體流動．因此改進(jìn)諧振腔容積是在圓柱體兩端加上半球體的形狀,可改善氣體流動分布．對該進(jìn)氣岐管的結(jié)構(gòu)進(jìn)行若干改進(jìn)優(yōu)化,分別對進(jìn)氣管長度和諧振腔容積做適當(dāng)?shù)恼{(diào)整,從而確定3個改進(jìn)方案,如表3．

表3 結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案Table 3 Improvement scheme of intake manifold structure

根據(jù)具體改進(jìn)參數(shù)創(chuàng)建3個不同結(jié)構(gòu)的進(jìn)氣岐管的流體區(qū)域模型,如圖5．

圖5 岐管結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案Fig.5 Improved structure of intake manifold

5.2 改進(jìn)前后噪聲分析

將改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)方案分別通過耦合分析流程進(jìn)行噪聲分析,得到噪聲分布聲壓級圖,如圖6．

圖6 改進(jìn)后表面聲壓級對比Fig.6 Improved surface acoustic pressure level comparison

同時取3個方案頻率為61Hz時表面噪聲分析,將云圖比例尺調(diào)至一致．方案1中整體噪聲分布較好,但在進(jìn)氣管限流閥處的噪聲聲壓級最高,諧振腔端面局部噪聲較大．方案2中進(jìn)氣管口噪聲分布較好,但是表面聲壓級整體較高,方案3表面噪聲分布最好,但出氣口二管路聲壓級依然較高．綜合各頻率聲壓級分布,方案3的歧管表面噪聲聲壓級分布最優(yōu)．

取距進(jìn)氣口100 mm處某點(diǎn)作為聲壓級監(jiān)測點(diǎn),得到0～2 000 Hz噪聲聲壓級曲線圖,并采用A計權(quán)方式,如圖7．可以看出,在0～200 Hz各方案都存在峰值．比較4個方案,原方案噪聲峰值最大,超過了賽車設(shè)計規(guī)定．其余的3個改進(jìn)方案的最大噪聲值降到了規(guī)定值以下,其中方案2和方案3噪聲均為105 dB(A)左右．在200～1 000 Hz優(yōu)化效果較好,主要原因是改變了進(jìn)氣管內(nèi)部容積,優(yōu)化諧振腔的端面形狀,改善了氣流分布情況．綜合岐管表面聲壓級分布與外場監(jiān)測點(diǎn)聲壓級頻譜,方案3改進(jìn)降低進(jìn)氣噪聲效果最優(yōu)．

圖7 外場監(jiān)測點(diǎn)聲壓級對比(A計權(quán))Fig.7 Field monitoring of sound pressure level comparison (A weight)

5.3 改進(jìn)驗證

根據(jù)文獻(xiàn)可知,進(jìn)氣管長度和諧振腔的容積大小都對發(fā)動機(jī)動力學(xué)性能有直接的影響[10],在改進(jìn)優(yōu)化進(jìn)氣噪聲的同時,不能降低汽車動力學(xué)性能．因此,采用GT-Power對改進(jìn)后進(jìn)氣性能驗證．如圖8,分別對諧振腔容積為3.0、3.5L和進(jìn)氣管長度為240、300 mm對發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩和充氣效率進(jìn)行對比．在圖8(a)中可以看出：低速時容積大的穩(wěn)壓腔發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩大,此時對充氣效率影響不大．而高速時,需要充足的進(jìn)氣,穩(wěn)壓腔大時進(jìn)氣效率高．在圖8(b)中可知：進(jìn)氣管長度對轉(zhuǎn)矩影響較小,而進(jìn)氣管長的進(jìn)氣效率更好些．經(jīng)過對比,方案3改進(jìn)進(jìn)氣管長度和諧振腔容積可以不降低發(fā)動機(jī)的動力學(xué)性能,同時噪聲優(yōu)化到符合大賽規(guī)定要求范圍內(nèi)．經(jīng)過實車試驗,進(jìn)氣噪聲得到降低,且發(fā)動機(jī)性能也有改善,在中低速時,發(fā)動機(jī)有較好的轉(zhuǎn)矩;在中高速時,發(fā)動機(jī)充氣效率相比之前提高了約5%～10%,且運(yùn)行更加平穩(wěn)．因此,最終確定方案3為最優(yōu)方案．

圖8 結(jié)構(gòu)改進(jìn)對發(fā)動機(jī)的影響Fig.8 Influence of structural improvement on engine dynamic performance

6 結(jié)論

(1) 通過GT-Power對CBR600型方程式賽車發(fā)動機(jī)建模,模擬發(fā)動機(jī)在6 000 r/min工況下進(jìn)氣歧管進(jìn)氣情況,再將其結(jié)果作為CFD分析的初始條件;分析結(jié)果表明,原諧振腔的形貌影響氣流流動,易產(chǎn)生湍流噪聲．因此可以通過調(diào)整結(jié)構(gòu)來優(yōu)化氣體流動,以降低進(jìn)氣噪聲．

(2) 通過CFD瞬態(tài)流場分析與聲學(xué)軟件Virtual Lab Acoustics耦合分析,可以較真實地反映出氣體流動噪聲的分布與傳播．

(3) 進(jìn)氣管長度與諧振腔容積是進(jìn)氣岐管設(shè)計的重要參數(shù),對進(jìn)氣噪聲也有重要影響;文中通過改進(jìn)進(jìn)氣管長度和諧振腔容積大小,優(yōu)化岐管內(nèi)部流動．仿真分析都存在一定誤差,因此從定性的角度上,選擇合適的進(jìn)氣管長度、諧振腔容積及形貌,對于降低進(jìn)氣噪聲有重要的意義．