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穿孔消声器在汽车进气噪声控制中的应用

2022-06-23
509次

在发动机上使用涡轮增压器可以提高汽车的动力性.经济性。但是也会严重影响汽车的NVH性能。此前废气涡轮增压器在柴油车中的应用较多,现在汽油车也比较常用,尤其是乘用车,这使得各大汽车企业对涡轮增压器的NVH性能进行了优化。

废气涡轮增压器典型的工作速度范围为每分钟100000-2000000转。压力机侧叶轮高速旋转产生的气流噪声能量主要集中在[1.5-3]k频段[1]。在加速条件下,叶轮以10万转以上的速度高速旋转,产生的气流噪声通过进气管口辐射,并由司机感知。随着发动机速度的不断上升,发动机噪音被掩盖。与非增压发动机相比,配备涡轮增压器的车型需要解决[1.5-3]khz的进气气流噪声在加速条件下的问题。

国内外有很多学者对涡轮增压器的产生原理进行了深入的研究[2]-[4]。从一些研究论文的角度来看,目前涡轮增压器的气流噪声问题,更多的是使用穿孔板结构的共振消声器来抑制气流噪声。这种消声器比较简单,扩张腔具有结构小、容易布置在进气系统附近的优点。同时,流体压力损失小,对功率影响小。

文献[2]设计方案的消声器递送损害有效带宽在1800~3000Hz范畴内,可是频带内谷值较低,均值在20DB上下,在2500Hz上下约17DB。关键缘故取决于文中设计方案的消声器仅有3个共振腔,分布于1200Hz的带宽仅有3个共振频率出現稀疏,造成谷值偏低。

文献[4]设计方案的消声器传送损害较为理想化。论文采用理论公式开展参数优化,不考虑到每个腔中间的相互影响,有一定的局限。当内管直径较大以致于接近平面波截止频率的极限时[5],管内需要考虑到高次波。在virtual.lab中能够非常好处理这一难题。针对接近但未做到截止频率时,能够运用AML属性给予出口端。针对超出截止频率的剖析时,务必考虑到高次波,根据仿真设定能够便捷提升(0,1)阶及其以上模态开展剖析。

1问题描述

对于一款带有涡轮增压发动机的SUV车型,部分油门在1800转-2200转之间缓慢加速,车辆可以明显感知到进气系统产生的嘘声。随着速度继续上升到2500rpm以上,其他噪音逐渐掩盖了异常噪音。

2问题分析

2.1确定噪声源。

当出现异常声音嘘嘘时,涡轮增压器已经参与工作。根据涡轮增压器的技术参数,其主要工作速度为[8000-180000]rpm,随着松油门气体泄漏的声音而消失。初怀疑涡轮增压器是噪声源。为了验证这种猜测,涡轮增压器泄压阀处于正常开启状态,异常声音在主观驾驶评估和测试后消失,确定涡轮增压器是噪声源。

2.2制定解决方案。

在初始阶段,考虑到进气系统管道的隔声能力较差,导致涡轮增压器产生的气动噪声,通过管道辐射到发动机舱,然后传入车内。因此,在进气空气过滤器.压缩机进出口管道和进气口管道用大能量隔音材料包裹后,经驾驶评估异响被抑制。

考虑到管道隔音能力的增加将显著增加,并且由于空间布局的限制,这种方案终没有被考虑在内。结合文献[1]-[4],终考虑在进气系统管道上布置合适的管道消声器,以抑制气压加速器时的气流噪声。此外,消声器的外壁需要具备一定的隔音能力,否则无法达到预期的消声效果。

测试驾驶员右耳和进气口的噪音。如图1.2所示,使用LMS软件连续回放滤波器分析,发现驾驶员右耳过滤器[1320,3000]Hz噪音消失后,异常噪音消失。因此,设计的管道消声器应具有较大的损失能力,超过20dB?

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由于涡轮增压器的进气端和出气端都有辐射气流噪声,因此在压缩机的进气管和出气管道中设计了一个管道消声器,用于抑制气流噪声。

三、消声器设计。

3.1选择消声指标。

消声器的声学性能有许多评价指标,常用的是插入式损失。传输损失和末端减少噪音等。传输损失通常用作消声器设计和性能评估的主要性能指标[8],因为传输损失反映了消声器本身的声学传输特性,其值仅与消声器的结构和消声器的内部介质性质有关。

通过消声元件,即入射声功率Wi和透射声功率Wt之间的差值,通过TL表示为输送损失表征声音?

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3.2设计消声器参数。

在初步计算穿孔直径为5mm左右后,可采用有限元法进行分析。本文采用声学模拟计算为Lab,定义AML属性为出口管处。

考虑布局室内空间的极限值,压气机出气口消声器设计方案6个共振腔,压气机出气口消声器设计方案4个共振腔,2个消声器总体呈圆形管状构造,见图3和图4。分别确定出气口消声器6个腔共振频率为1550.1700.1900.22500.2800Hz。进气口消声器4个腔的共振频率为1700.2000.2300.2700Hz。

穿孔板共振消声器共振频率根据文献[5]计算公式如下:

其中?为孔隙率,h为腔深,l为小孔有效长度(一般比穿孔板厚度略大)。

书中提到的结构是等截面空腔,沿小孔轴分布的截面保持不变。本文采用圆形结构,沿小孔轴不断变化。因此,公式2只能用于初步计算共振频率。此外,小孔的有效长度修正公式为:

式中S为单个腔小孔总面积,V为单个腔体容积。

经回归分析得出经验公式,根据经验公式对消声器结构尺寸进行重新修改,重新计算,修改经验公式参数。修改参数2-3次后,得出经验公式稳定,见图5:

从模拟结果来看,虽然四个腔和六个腔都是穿孔结构的共振消声器,但消声频率有不同的统计规律。因此,消声频率不能仅仅从式(2)中计算。两个消声器参数如表1所示,以消声器传输损失为评价效果终确定,两个消声器设计

传输损失的模拟结果如图8和图9所示。对于20db以上的频带1320hz-3090hz,通过压缩机出气端的消声器传输损失,皮带内的平均值为74db,具有理想的消声效果。对于频带1627hz-267以上的频带,通过压缩机进气口的消声器传输损失超过20db,皮带内的平均值为27db,消声效果受空间布局的限制,略差。

由于空间尺寸的限制,涡轮增压器进气口的轴向尺寸受到限制,因此只设计了四个部分。因此,出气口消声器起着主要作用。

3.3制作和测试样品。

在CATIA中完成数据制造,然后使用3D打印技术根据表1中的消声器参数制造样品。如图6所示:

快递件的传输损失曲线用阻抗管测试如图7所示。7所示。根据图8和图9所示的消器传输损失曲线,仿真结果与阻抗管测试结果一致,模拟模型可靠。

为了考虑消声器对进气气流的影响,利用StarCCM对出气口消声器的压力进行了分析。流速设置为发动机6000转时对应的14m/s的流速。压力损失的计算结果为42Pa,可忽略进气背压的影响,不影响动力。流线图如图10所示。


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