岳貴平 張義民

東北大學(xué),沈陽,110004

0 引言

發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣系統(tǒng)噪聲是車輛最主要的噪聲源之一,對(duì)車內(nèi)噪聲影響尤其顯著[1]。目前,發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)排氣系統(tǒng)噪聲仿真主要集中在一維聲學(xué)上,消聲元件的聲學(xué)模型不能參數(shù)化,并且必須具備發(fā)動(dòng)機(jī)仿真模型所需的幾何參數(shù)和物理參數(shù)[2-4]。現(xiàn)階段國內(nèi)的大多數(shù)發(fā)動(dòng)機(jī)生產(chǎn)企業(yè)還不具備自主研發(fā)能力,這些企業(yè)不能夠提供發(fā)動(dòng)機(jī)仿真模型所需的幾何參數(shù)和物理參數(shù),進(jìn)氣系統(tǒng)的聲學(xué)匹配不能順利進(jìn)行;另外,由于進(jìn)氣系統(tǒng)消聲元件的聲學(xué)模型不能參數(shù)化,發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣系統(tǒng)聲學(xué)性能的試驗(yàn)設(shè)計(jì)(design of experiments,DOE)、近似模型和優(yōu)化等分析就不能進(jìn)行,嚴(yán)重地影響了進(jìn)氣系統(tǒng)的開發(fā)周期。從實(shí)際情況出發(fā),在不具備發(fā)動(dòng)機(jī)仿真模型的情況下,如何進(jìn)行進(jìn)氣系統(tǒng)的聲學(xué)匹配?在進(jìn)氣系統(tǒng)開發(fā)階段,如何實(shí)現(xiàn)消聲元件的參數(shù)化設(shè)計(jì)?解決上述問題對(duì)現(xiàn)階段發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣系統(tǒng)聲學(xué)性能設(shè)計(jì)至關(guān)重要。

發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣系統(tǒng)聲學(xué)性能動(dòng)態(tài)優(yōu)化設(shè)計(jì),是在發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣系統(tǒng)管口噪聲動(dòng)態(tài)模擬的基礎(chǔ)上進(jìn)行的消聲元件優(yōu)化設(shè)計(jì)[5-6]。本文針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣系統(tǒng)往往需要匹配赫爾姆茲消聲器的要求,應(yīng)用噪聲仿真簡易法和赫爾姆茲消聲器的集中參數(shù)模型,在不具備發(fā)動(dòng)機(jī)仿真模型的情況下,通過進(jìn)氣系統(tǒng)管口噪聲DOE分析,利用階次峰值噪聲響應(yīng)面近似模型對(duì)赫爾姆茲消聲器的設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化,從而改善進(jìn)氣系統(tǒng)的聲學(xué)性能,使其更好地滿足車輛車內(nèi)外噪聲的要求[7-10]。

1 基本理論

1.1 管道聲學(xué)

由于發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣系統(tǒng)的軸向尺寸遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于另外兩個(gè)尺寸,聲波被認(rèn)為在管道中以平面波的形式傳播,因此通常用管道聲學(xué)來分析進(jìn)氣系統(tǒng)中聲波的傳播特性,管道聲學(xué)就是研究聲波在管道中傳播的一維聲學(xué),聲學(xué)方程如下[1]：

式中,p為管道中某點(diǎn)的聲壓;x為位置變量;c為聲波在管道中傳播的聲速;t為時(shí)間變量。

對(duì)于空氣等流體介質(zhì),聲壓為聲波在管道中傳播時(shí)介質(zhì)的壓力波動(dòng),有[6]

式中,px為管道中某點(diǎn)的壓力;peq為管道中某點(diǎn)的靜壓。

peq近似于壓力 px的平均值,即

式中,T為周期,等于發(fā)動(dòng)機(jī)的一個(gè)工作循環(huán)。

由式(2)和式(3)可知,求管道聲學(xué)方程的前提是要確定壓力p x。

1.2 赫爾姆茲消聲器

赫爾姆茲消聲器結(jié)構(gòu)簡單,消聲量高,壓力損失小,廣泛應(yīng)用于發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣噪聲控制中。赫爾姆茲消聲器是由一個(gè)消聲容器和一根連接管組成的,如圖1所示。如果赫爾姆茲消聲器的消聲容器和連接管的幾何尺寸遠(yuǎn)小于共振頻率的波長,連接管體積遠(yuǎn)小于消聲容器體積,那么消聲器就類似于動(dòng)力減振器,可以采用古典的集中參數(shù)模型來估算消聲器的傳聲損失和共振頻率：

圖1 赫爾姆茲消聲器結(jié)構(gòu)示意圖

式中,V為消聲容器的容積;Sc為連接管的截面積;l為連接管的長度;fr為消聲器的共振頻率;f為聲源的頻率成分;c為聲波在空氣中傳播的速度。

2 聲學(xué)仿真平臺(tái)

根據(jù)整車廠的要求,某型號(hào)微型車需要改善車內(nèi)噪聲,進(jìn)氣系統(tǒng)聲學(xué)性能需要重新設(shè)計(jì),但發(fā)動(dòng)機(jī)生產(chǎn)企業(yè)不能提供發(fā)動(dòng)機(jī)仿真模型所需的幾何參數(shù)和物理參數(shù)。從實(shí)際情況出發(fā),在不具備發(fā)動(dòng)機(jī)仿真模型的情況下,基于噪聲仿真簡易法,搭建發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣系統(tǒng)聲學(xué)仿真平臺(tái),為進(jìn)氣系統(tǒng)聲學(xué)性能優(yōu)化設(shè)計(jì)奠定基礎(chǔ)。

首先,通過測(cè)繪獲得進(jìn)氣系統(tǒng)消聲元件(空濾器)和管道的三維尺寸,利用Catia軟件建立空濾器的三維幾何模型(圖2),利用Muffler軟件生成空濾器的聲學(xué)模型,管道的聲學(xué)模型直接在GT-Power軟件中建立,并與導(dǎo)入的空濾器聲學(xué)模型對(duì)接,組裝成進(jìn)氣系統(tǒng)的聲學(xué)模型,如圖 3所示。

其次,通過臺(tái)架試驗(yàn),可以獲得發(fā)動(dòng)機(jī)匹配已有進(jìn)氣系統(tǒng)在節(jié)氣門處的壓力時(shí)域信號(hào),節(jié)氣門位于發(fā)動(dòng)機(jī)歧管和進(jìn)氣系統(tǒng)的連接處,該發(fā)動(dòng)機(jī)為直列4缸汽油機(jī),排量為1.3L。發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行的工況如下：①全負(fù)荷;②發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速分別為1200r/min、1600r/min,2000r/min、2400r/min、2800r/min、3200r/min、3600r/min、4000r/min、4400r/min 、4800r/min、5200r/min 、5600r/min 和6000r/min。

圖2 空濾器三維幾何模型

圖3 進(jìn)氣系統(tǒng)聲學(xué)模型

這里僅給出發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1600r/min時(shí)進(jìn)氣系統(tǒng)節(jié)氣門處壓力的時(shí)域信號(hào),如圖4所示。

圖4 節(jié)氣門處壓力的時(shí)域信號(hào)

由管道聲學(xué)理論可知,如果管道某點(diǎn)的壓力px已知,則該點(diǎn)的聲壓p可求。通過發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)已經(jīng)獲得進(jìn)氣系統(tǒng)節(jié)氣門處的壓力,并且進(jìn)氣系統(tǒng)尾管管口處的壓力等同于外部環(huán)境壓力,也就是說可以得到進(jìn)氣系統(tǒng)的聲學(xué)模型的邊界條件。

將進(jìn)氣系統(tǒng)節(jié)氣門處壓力的時(shí)域信號(hào)作為該處的壓力邊界條件,參照發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)工況,并確定計(jì)算的其他工況如下：

(1)聲學(xué)邊界為半消聲環(huán)境。

(2)外部環(huán)境。溫度為 25℃,大氣壓為98 374Pa。

(3)場點(diǎn)位置。與尾管管口處于同一水平面,距地面高度為1000mm,距尾管管口100mm,與進(jìn)氣管軸向成45°角。

為了驗(yàn)證噪聲仿真簡易法的聲學(xué)預(yù)測(cè)結(jié)果,完成了發(fā)動(dòng)機(jī)匹配已有進(jìn)氣系統(tǒng)管口噪聲的臺(tái)架試驗(yàn)和相應(yīng)的計(jì)算分析,由于該發(fā)動(dòng)機(jī)為直列四缸汽油機(jī),尾管管口噪聲以2階和4階成分為主,結(jié)果如圖5～圖7所示。通過對(duì)比管口噪聲試驗(yàn)和計(jì)算分析的結(jié)果,可得如下結(jié)論：

(1)在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速低于2800r/min的工況,試驗(yàn)和計(jì)算的結(jié)果吻合得很好;在轉(zhuǎn)速高于2800 r/min的工況,試驗(yàn)的結(jié)果在數(shù)值上要偏大。這是由于試驗(yàn)結(jié)果包含周期性噪聲和高速氣流產(chǎn)生的摩擦噪聲兩部分,而計(jì)算結(jié)果只包含周期性噪聲所致。

(2)2階和4階成分在總聲壓級(jí)中所占的比例,試驗(yàn)結(jié)果偏高,這是由于試驗(yàn)數(shù)據(jù)處理時(shí)的階次帶寬為0.5,而計(jì)算結(jié)果只包括純的2階或4階成分。

圖5 管口噪聲總聲壓級(jí)比較

圖6 2階噪聲比較

圖7 4階噪聲比較

綜上所述,噪聲仿真簡易法切實(shí)可行,計(jì)算結(jié)果可信。本文在進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣系統(tǒng)噪聲計(jì)算時(shí),并沒有搭建發(fā)動(dòng)機(jī)仿真模型,因此把這種發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣系統(tǒng)噪聲仿真方法稱作噪聲仿真簡易法。

3 DOE分析

通過整車的噪聲試驗(yàn),發(fā)現(xiàn)在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速約為1600r/min的工況微型車車內(nèi)噪聲沒有達(dá)到目標(biāo)樣車水平,該噪聲主要來源于進(jìn)氣系統(tǒng)的階次噪聲,這也正好與圖5～圖7所示的結(jié)果一致,在轉(zhuǎn)速為1600r/min的工況,進(jìn)氣系統(tǒng)噪聲的4階成分占絕對(duì)分量,也就是說消除該階次噪聲峰值成為進(jìn)氣系統(tǒng)聲學(xué)性能優(yōu)化的首要目標(biāo)。對(duì)于4階噪聲來說,頻率f與轉(zhuǎn)速n的關(guān)系為

f=4n/60 (6)

由式(6)可知,4階峰值噪聲對(duì)應(yīng)的頻率f為106.7Hz。如果赫爾姆茲消聲器的共振頻率 fr能接近4階峰值噪聲對(duì)應(yīng)的頻率f,就能很好地消除4階峰值噪聲。根據(jù)赫爾姆茲消聲器古典的集中參數(shù)模型式(4),幾何變量有4個(gè),分別為消聲容器的容積V、連接管的截面積S c、連接管的長度l和主管道的截面積S m。為了保證發(fā)動(dòng)機(jī)的進(jìn)氣量,本文主管道的截面積Sm為確定值;消聲容器假設(shè)為球型,容積V=πD3/6,其中,D為球型容器的直徑;連接管的截面假設(shè)為圓形,截面積S c=πd2/4,其中,d為圓形截面的直徑。

由于赫爾姆茲消聲器的壓力損失小,可直接采用原進(jìn)氣系統(tǒng)壓力作為改進(jìn)進(jìn)氣系統(tǒng)的邊界條件。修改如圖3所示的進(jìn)氣系統(tǒng)聲學(xué)模型,在不改變空濾器的要求下,針對(duì)106.7Hz的進(jìn)氣管口噪聲,確定在連接空濾器和發(fā)動(dòng)機(jī)的主管道上增加一個(gè)赫爾姆茲消聲器,并把球型消聲容器的直徑D、連接管圓形截面的直徑d和連接管的長度l作為設(shè)計(jì)變量,赫爾姆茲消聲器的三因素四水平試驗(yàn)設(shè)計(jì)見表1。本文中,在轉(zhuǎn)速1600r/min的工況分別對(duì)赫爾姆茲消聲器的三因素四水平進(jìn)行進(jìn)氣系統(tǒng)管口噪聲仿真,進(jìn)聲口(節(jié)氣門處)的壓力邊界條件如圖4所示。

表1 赫爾姆茲消聲器三因素四水平試驗(yàn)設(shè)計(jì) mm

應(yīng)用噪聲仿真簡易法,赫爾姆茲消聲器三因素四水平的試驗(yàn)設(shè)計(jì)需要64次計(jì)算機(jī)仿真求解,得到對(duì)應(yīng)三因素的4階噪聲值,經(jīng)過三次多項(xiàng)式擬合,可獲得4階噪聲值的響應(yīng)面表達(dá)式如下(其中,球型容器的直徑D用含有容積V的表達(dá)式替換)：

式中,LpA為進(jìn)氣系統(tǒng)管口4階噪聲值。

4 優(yōu)化設(shè)計(jì)

根據(jù)DOE分析結(jié)果,取設(shè)計(jì)變量為XT=[x1 x2 x3]=[d D l],建立目標(biāo)函數(shù),要求進(jìn)氣系統(tǒng)管口4階噪聲值最?。?/p>

式中,F(X)為目標(biāo)函數(shù)。

建立約束條件：

應(yīng)用如式(7)所示的4階噪聲值響應(yīng)面近似模型,進(jìn)行單目標(biāo)優(yōu)化。優(yōu)化的結(jié)果為

d=15mm D=119.2mm l=49.84mm

其中,D=119.2mm所對(duì)應(yīng)的消聲容器的容積V=893 mm3。將優(yōu)化結(jié)果作為赫爾姆茲消聲器設(shè)計(jì)變量的取值,對(duì)每個(gè)轉(zhuǎn)速工況進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣系統(tǒng)管口噪聲模擬。

圖8～圖10為原始方案和優(yōu)化方案的管口噪聲對(duì)比,與原始方案相比,在轉(zhuǎn)速為1600r/min的工況優(yōu)化方案的進(jìn)氣系統(tǒng)管口噪聲約下降了2.3d B(A),同時(shí)在轉(zhuǎn)速為2800r/min的工況優(yōu)化方案的進(jìn)氣系統(tǒng)管口噪聲約下降了2.5dB(A),另外優(yōu)化方案還使噪聲相對(duì)轉(zhuǎn)速的線性度更好。

圖8 總聲壓級(jí)對(duì)比

圖9 2階成分對(duì)比

圖10 4階成分對(duì)比

通過計(jì)算機(jī)仿真驗(yàn)證,優(yōu)化方案(在原始方案主管上增加一個(gè)赫爾姆茲消聲器)很好地改善了發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣系統(tǒng)的聲學(xué)性能,并且赫爾姆茲消聲器具有壓力損失小的特點(diǎn),它的引入基本不影響發(fā)動(dòng)機(jī)功率,因此該優(yōu)化方案切實(shí)可行,可以進(jìn)行試制。

5 結(jié)束語

本文以管道聲學(xué)理論為指導(dǎo),搭建了發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣系統(tǒng)聲學(xué)仿真平臺(tái),解決了常常困擾進(jìn)氣系統(tǒng)聲學(xué)仿真的難題——無法獲得發(fā)動(dòng)機(jī)仿真模型所需的幾何參數(shù)和物理參數(shù)?；诤諣柲菲澫暺鞯募袇?shù)模型,提出了發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣系統(tǒng)聲學(xué)性能動(dòng)態(tài)優(yōu)化設(shè)計(jì)方法。本文針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣系統(tǒng)往往需要匹配赫爾姆茲消聲器的要求,應(yīng)用噪聲仿真簡易法和赫爾姆茲消聲器的集中參數(shù)模型,在不具備發(fā)動(dòng)機(jī)仿真模型的情況下,通過進(jìn)氣系統(tǒng)管口噪聲DOE分析,利用階次峰值噪聲響應(yīng)面近似模型對(duì)赫爾姆茲消聲器的設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化,并對(duì)優(yōu)化結(jié)果進(jìn)行了計(jì)算機(jī)仿真驗(yàn)證,該優(yōu)化方案能夠很好地改善進(jìn)氣系統(tǒng)的聲學(xué)性能,能夠更好地滿足車輛車內(nèi)外噪聲的要求。

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