FSAE赛车发动机进气歧管噪声分析

尹振华,苏小平,施佳辉,王 燕

(南京工业大学 机械与动力工程学院,南京 211816)

随着汽车工业百年来的发展,NVH(噪声、振动与舒适性)性能已经成为汽车舒适性评价的一个重要指标．进气系统是汽车中一个非常重要的部件,对汽车的NVH性能有重要影响,因此研究分析进气系统的噪声,对改善汽车舒适性具有重要意义[1]．

根据大学生方程式汽车大赛(FSAE)规定,为了比赛的安全性需要限制发动机的功率,赛车进气系统设计时必须在进气口使用直径为20 mm的限流阀．这样不但增加了进气系统设计难度,也增大了进气噪声[2]．文中基于计算流体力学与声学相关理论,首先根据发动机参数,建立二维四缸发动机进排气系统模型,分析6 000 r/min工况下的进气情况,并将该结果作为瞬态流体分析的初始条件．采用计算流体力学软件分析发动机在该工况下进气歧管内部气体流动与压力分布情况．分析得到此时歧管内气体流动不均,局部湍动能较大,易产生气动噪声．通过瞬态流体计算结果与声学软件LMS Virtual Lab Acoustics耦合计算,分析得到进气歧管表面声压级分布云图．再通过建立外场监测点,计算出监测点处声压频谱曲线．根据现代工程中对进气岐管常用的改进方法,通过改进进气管长度和谐振腔容积确定3个改进方案,改进后该进气歧管进气噪声得到了降低,这说明该方案可有效降低进气歧管的气动噪声．最后将改进后歧管再进行动力学性能分析,改进后噪声符合大赛规定要求．

1 数学模型建立

在使用CFD计算时要受到守恒定律的支配．基本的定律包括:质量、动量和能量三大守恒定律[3]．质量守恒方程又称连续性方程,即物质发生反应后的质量总和与反应之前相同,其公式表述为:

(1)

动量守恒方程:

(2)

能量守恒方程:

(3)

基于流体计算得到速度与压力,应用经典Lightill公式计算声源强度[4],其控制方程为:

(4)

式中，Tij为Lightill张量．

Curle噪声源模型是边界层噪声源模型,其针对的噪声源为偶极子声源,其控制方程为:

(5)

2 发动机进排气系统建模

GT-Power软件建立的发动机进排气系统是利用一维气体动力学原理,采用Wiebe燃烧函数模型和准三维的湍流火焰模型[5]．GT-Power软件建立发动机与进排气系统模型时,发动机相关的性能参数与进排气系统结构参数如表1,建立每个模块,然后按照实际安装顺序连接各模块,运行发动机模型．

表1 CBR600型发动机主要参数Table 1 Basic parameters of CBR600 engine

根据上表发动机性能参数,建立发动机进排气系统二维模型,如图1．其结构从左到右依次为:空气滤清器-节气门-限流阀-稳压腔-进气歧管-喷油器-发动机-排气歧管-排气管-外界环境．根据实际工况设定初始参数运行分析．

图1 发动机仿真模型Fig.1 Model of intake and exhaust system of engine

经计算，四缸发动机在6 000 r/min工况下，随着曲轴转角变化,四缸进气的质量流量分布情况,即歧管4个出口管的实际流量,如表2．并将计算结果作为流场计算的初始条件,这样可以较真实地模拟进气状态和噪声情况．

表2 进气岐管各出口管气流量Table 2 Air flow at outlet pipe of intake manifold kg/s

3 进气歧管CFD模拟

3.1 有限元模型建立

将进气歧管CATIA模型导入CFD软件中,根据表面拓扑分割分离模型的流体区域与固体区域,由于只进行流体计算,所以仅对流体区域网格划分．选择表面重构与四面体网格模型,设定边界层网格厚度为1 mm,并对局部进行网格加密．

湍流模型常用的有直接数值模拟(DNS)、大涡数值模拟(LES)和Reynolds平均数值模拟(RANS)3种[3]．3种湍流数值模拟方法的模拟结果近似,RANS在流场细节保留情况较LES模型差,但在计算量上,稳态流场远少于非稳态计算．在非稳态噪声计算中则采用LES方法,其计算精度高,细节保留较好．由于计算量较大,占用的资源较多,需采用双精度并行计算．

由于分析流动情况,不考虑温度变化,因此定义质量流量入口和压力出口,其余为无滑移绝热壁面边界类型．初始条件中进出口定压差为2 500 Pa,环境压力为10 000 Pa．根据GT-Power分析结果可知,二缸进气质量流量最大为0.040 77 kg/s,分析瞬态流场取此时刻流动情况研究进气噪声．为了瞬态流场计算快速收敛,需要先计算稳态流场．当稳态计算收敛后,选择隐式不定常计算模型进行瞬态分析,控制方程为可压缩N-S方程,二阶压力和迎风耦合选择SILMPLE算法．瞬态流场分析步长取2.78E-5s,计算时长取0.04 s,并输出相关文件．

3.2 进气系统流动性能的评价

为比较各形状尺寸进气系统的流通能力,一般采用无量纲阻力系数来评价[6],无量纲流体阻力系数是指某一管路上的流体阻力系数ζ，定义为该管上总压力损失pt与进口动压力平均值之比:

(6)

3.3 仿真结果分析

稳态分析收敛后,查看压力和速度图,如图2．由压力图可知,进气管口限流阀处有明显的压力损失．谐振腔两端平面压力分布不均．从速度流线图中可以看出,进气岐管内流场相对较稳定,但气体在谐振腔两端面处流动不稳定,且存在涡流,易产生气动噪声,也造成出口管一与出口管四气体流量较低．经计算,进气系统无量纲流体阻力系数为8.9%,说明该进气歧管流阻较小,满足设计要求．综合以上分析,该进气岐管流动满足了发动机的进气需求,但存在结构上的不合理之处．谐振腔采用圆柱形,两端面为平面易形成气流死角,产生涡流,不利于气体流动,易产生湍流噪声．

图2 进气岐管流场分布Fig.2 Steady flow field distribution of intake manifold

4 进气歧管声学分析

4.1 流体与声学耦合分析

瞬态CFD方法和声学软件Virtual Lab Acoustics耦合计算气动噪声,将瞬态计算结果作为时域声源信号,经快速傅里叶变换得到等效流体频域声源．将转化后频域声源加载到声学模型中,并计算流体声场与声辐射[7]．声辐射计算是通过AML(Automatically Matched Layer)边界层,建立监测点得到该点的辐射噪声频谱[8]．

4.2 声学有限元前处理

将流体域的二维网格模型导入Virtual Lab中,通过网格划分工具重新划分声学网格．定义流体材料密度为1.225 kg/m3,常温下声速为340 m/s．将网格赋予材料属性,并定义声学包络网格,将边界条件施加在包络网格上,将瞬态流体计算结果转换为CGNS文件,导入声学计算软件中作为声源项,经过快速傅里叶变换为频域声源．通过建立AML边界层可以计算外场噪声情况,根据规定,在距进气管口100 mm处建立监测点．采用并行计算,提高计算速度．

4.3 声学结果分析

经过耦合分析得到进气岐管在各频率下的噪声分布情况,由于进气噪声主要是低频的,这与分析结果是一致的,因此主要取其低频噪声峰值频段研究．图3为不同频率f表面主要噪声分布．当f为61、81 Hz时进气岐管表面的声压级最大,尤其是在进气管限流阀处．由于此处流动速度大,压力损失大,所以该处最容易产生低频噪声．瞬态分析了出口质量流量最大的出口管二,最大流量时刻的流动情况,在图3中岐管出口管二处噪声明显．分析频率范围为0～2 000 Hz,但从101 Hz开始,随着频率增加,噪声开始降低．根据以上结果,进气系统主要噪声源是低频噪声．

图3 进气岐管噪声分布Fig.3 Noise distribution of intake manifold

根据FSAE赛车设计规定,空挡运行时噪声最大为100 dB(A)．其他速度时噪音等级上限为110 dB(A)[8]．外场噪声是通过建立IO监测点,监测点是在距离进气口100 mm处监测点测量进气噪声,得到该点出声压级频谱,如图4．最大噪声声压级LP峰值在0～200 Hz,印证了之前的表面声压级分析观点,进气噪声的主要噪声源是低频噪声．在发动机分析工况运转中,监测点测量进气噪声最大为113.61 dB(A)(6 000 r/min),所以此时进气噪声不满足大赛规定要求．

图4 IO监测点声压级图(A计权)Fig.4 IO monitoring point sound pressure spectrum (A weight)

5 结构优化改进与评价

5.1 改进方案确定

现代工程中对进气歧管常用的改进方法有,改变进气管直径、长度、锥度,调整谐振腔容积,进气管曲率等[9]．根据流场与声场分析,谐振腔为圆柱形,两端面为平面,易形成气流死角,不利于气体流动．因此改进谐振腔容积是在圆柱体两端加上半球体的形状,可改善气体流动分布．对该进气岐管的结构进行若干改进优化,分别对进气管长度和谐振腔容积做适当的调整,从而确定3个改进方案,如表3．

表3 结构改进方案Table 3 Improvement scheme of intake manifold structure

根据具体改进参数创建3个不同结构的进气岐管的流体区域模型,如图5．

图5 岐管结构改进方案Fig.5 Improved structure of intake manifold

5.2 改进前后噪声分析

将改进后的结构方案分别通过耦合分析流程进行噪声分析,得到噪声分布声压级图,如图6．

图6 改进后表面声压级对比Fig.6 Improved surface acoustic pressure level comparison

同时取3个方案频率为61Hz时表面噪声分析,将云图比例尺调至一致．方案1中整体噪声分布较好,但在进气管限流阀处的噪声声压级最高,谐振腔端面局部噪声较大．方案2中进气管口噪声分布较好,但是表面声压级整体较高,方案3表面噪声分布最好,但出气口二管路声压级依然较高．综合各频率声压级分布,方案3的歧管表面噪声声压级分布最优．

取距进气口100 mm处某点作为声压级监测点,得到0～2 000 Hz噪声声压级曲线图,并采用A计权方式,如图7．可以看出,在0～200 Hz各方案都存在峰值．比较4个方案,原方案噪声峰值最大,超过了赛车设计规定．其余的3个改进方案的最大噪声值降到了规定值以下,其中方案2和方案3噪声均为105 dB(A)左右．在200～1 000 Hz优化效果较好,主要原因是改变了进气管内部容积,优化谐振腔的端面形状,改善了气流分布情况．综合岐管表面声压级分布与外场监测点声压级频谱,方案3改进降低进气噪声效果最优．

图7 外场监测点声压级对比(A计权)Fig.7 Field monitoring of sound pressure level comparison (A weight)

5.3 改进验证

根据文献可知,进气管长度和谐振腔的容积大小都对发动机动力学性能有直接的影响[10],在改进优化进气噪声的同时,不能降低汽车动力学性能．因此,采用GT-Power对改进后进气性能验证．如图8,分别对谐振腔容积为3.0、3.5L和进气管长度为240、300 mm对发动机转矩和充气效率进行对比．在图8(a)中可以看出：低速时容积大的稳压腔发动机转矩大,此时对充气效率影响不大．而高速时,需要充足的进气,稳压腔大时进气效率高．在图8(b)中可知：进气管长度对转矩影响较小,而进气管长的进气效率更好些．经过对比,方案3改进进气管长度和谐振腔容积可以不降低发动机的动力学性能,同时噪声优化到符合大赛规定要求范围内．经过实车试验,进气噪声得到降低,且发动机性能也有改善,在中低速时,发动机有较好的转矩;在中高速时,发动机充气效率相比之前提高了约5%～10%,且运行更加平稳．因此,最终确定方案3为最优方案．

图8 结构改进对发动机的影响Fig.8 Influence of structural improvement on engine dynamic performance

6 结论

(1) 通过GT-Power对CBR600型方程式赛车发动机建模,模拟发动机在6 000 r/min工况下进气歧管进气情况,再将其结果作为CFD分析的初始条件;分析结果表明,原谐振腔的形貌影响气流流动,易产生湍流噪声．因此可以通过调整结构来优化气体流动,以降低进气噪声．

(2) 通过CFD瞬态流场分析与声学软件Virtual Lab Acoustics耦合分析,可以较真实地反映出气体流动噪声的分布与传播．

(3) 进气管长度与谐振腔容积是进气岐管设计的重要参数,对进气噪声也有重要影响;文中通过改进进气管长度和谐振腔容积大小,优化岐管内部流动．仿真分析都存在一定误差,因此从定性的角度上,选择合适的进气管长度、谐振腔容积及形貌,对于降低进气噪声有重要的意义．