基于虛擬樣機(jī)的單缸柴油機(jī)降噪研究

朱光宇，陳海建

(福州大學(xué)機(jī)械工程及自動(dòng)化學(xué)院，福建福州 350002)

基于試驗(yàn)的柴油機(jī)噪聲預(yù)測(cè)研究成果較多［1－2］，但大部分研究都是通過(guò)噪聲預(yù)測(cè)以確定主要噪聲源，然后針對(duì)某個(gè)單一零件進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)或屏蔽，總體的降噪效果較難達(dá)到預(yù)期目標(biāo)，而且批量生產(chǎn)的柴油機(jī)采用大范圍改變結(jié)構(gòu)或者屏蔽等措施，在經(jīng)濟(jì)上往往不合算，降噪措施也受到制造工藝、生產(chǎn)成本等各方面限制.另外，采用常規(guī)熱力計(jì)算已不能滿足現(xiàn)在的設(shè)計(jì)要求，建立發(fā)動(dòng)機(jī)工作過(guò)程數(shù)值模擬已成為必不可少的研究手段之一.孟進(jìn)等研究某單缸柴油機(jī)排氣系統(tǒng)的聲學(xué)仿真，匹配排氣管長(zhǎng)度使得排氣噪聲最低［3］.郭磊等采用混合多體動(dòng)力學(xué)仿真，結(jié)合有限元分析和直接邊界元法得到氣缸結(jié)構(gòu)對(duì)外聲場(chǎng)的輻射噪聲聲功率級(jí)和聲輻射效率［4］.有限元法和邊界元法等數(shù)值方法及虛擬樣機(jī)技術(shù)在柴油機(jī)噪聲預(yù)測(cè)中得到廣泛應(yīng)用，但也一直存在模型和載荷簡(jiǎn)化過(guò)多、工作量巨大的問(wèn)題［5－6］.因此對(duì)柴油機(jī)降噪優(yōu)化應(yīng)從多方面綜合考慮，在整個(gè)振動(dòng)和噪聲特性的分析與優(yōu)化設(shè)計(jì)過(guò)程中，在保證精度的同時(shí)又要快速有效地進(jìn)行建模.本文從實(shí)際應(yīng)用角度出發(fā)，以RD120N型單缸柴油機(jī)為研究對(duì)象，利用實(shí)驗(yàn)測(cè)量與GT-POWER模型仿真計(jì)算，進(jìn)行整機(jī)降噪減振分析.

1 主要計(jì)算理論和方案設(shè)計(jì)

1.1 主要計(jì)算理論

對(duì)柴油機(jī)工作過(guò)程模擬時(shí)，氣缸的燃燒模型一般采用韋伯函數(shù).本文采用三元韋伯函數(shù)模擬燃燒過(guò)程，函數(shù)表達(dá)式如式(1)和式(2).將燃燒過(guò)程分為預(yù)混和燃燒、主燃燒和尾燃燒，它們的燃燒起始角相同，根據(jù)不同燃燒的特點(diǎn)定義各自燃燒品質(zhì)指數(shù)和燃燒持續(xù)期，使模型更加接近實(shí)際燃燒.與傳統(tǒng)的單韋伯模型或者雙韋伯模型相比，燃燒過(guò)程模擬得更加細(xì)致，提高了模擬和預(yù)測(cè)的精度.

式中:X為燃料燃燒百分?jǐn)?shù);φ為瞬時(shí)曲軸轉(zhuǎn)角;ma為燃燒品質(zhì)因數(shù)，其中下標(biāo)a=1，2，3分別表示預(yù)混和燃燒、主燃燒、尾燃燒;Δφa為燃燒持續(xù)角;φ0為燃燒起始角.

在柴油機(jī)進(jìn)排氣管道所考慮的頻率范圍內(nèi)，聲波的波長(zhǎng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于這些管道的直徑，因此在管道中，聲波被認(rèn)為是以平面波的方式傳播，通常可以用一維聲學(xué)來(lái)分析進(jìn)、排氣管中聲音的傳播特性［7］.柴油機(jī)進(jìn)、排氣管內(nèi)不穩(wěn)定流動(dòng)可當(dāng)作一維流動(dòng)處理，建立管內(nèi)一維流動(dòng)模型.進(jìn)、排氣噪聲計(jì)算利用非定常流動(dòng)在時(shí)域中的分析結(jié)果，通過(guò)質(zhì)量流量以及質(zhì)量流量的傅里葉級(jí)數(shù)得到氣體動(dòng)力學(xué)參數(shù)，即可求得n階諧波的能量W(nω0)，以及聲輻射的總能量W.

1.2 方案設(shè)計(jì)

本文采用力學(xué)分析與聲學(xué)預(yù)測(cè)相結(jié)合的方法，主要從降低柴油機(jī)激勵(lì)力，零部件改進(jìn)入手，通過(guò)改進(jìn)壓縮比、進(jìn)氣道和排氣道長(zhǎng)度、進(jìn)氣正時(shí)、排氣正時(shí)等因素，參考活塞力、主軸承力等參量的變化，以及各轉(zhuǎn)速下進(jìn)、排氣噪聲的輸出值，優(yōu)化各個(gè)影響因素的參數(shù)值，并進(jìn)一步完成對(duì)消聲器的改進(jìn).

2 數(shù)值模型的建立和標(biāo)定

2.1 整機(jī)熱力學(xué)與聲學(xué)仿真模型建立

單缸柴油機(jī)整機(jī)熱力學(xué)與聲學(xué)仿真模型包括進(jìn)排氣系統(tǒng)、氣缸模塊，為解決降噪的盲目性和片面性，在模型中加入進(jìn)排氣噪聲實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)模塊.各模塊按照柴油機(jī)中工質(zhì)的流經(jīng)路線進(jìn)行連接;在氣缸中建立三元韋伯燃燒模型以及傳熱模型，求解缸內(nèi)壓力、溫度及氣缸與外界的換熱量，其中著火延遲期為3ms，預(yù)混合燃料質(zhì)量分?jǐn)?shù)為2%，尾燃燒燃料質(zhì)量分?jǐn)?shù)為5%，燃燒持續(xù)期可以用曲軸轉(zhuǎn)角來(lái)描述，即燃燒持續(xù)角，分別為 2°，35°和 40°，傳熱模型的換熱系數(shù)由Woschni公式求得;在模型中的進(jìn)、排氣口加入麥克風(fēng)模型，通過(guò)傳感器收集信號(hào)傳遞給麥克風(fēng)，組成進(jìn)排氣噪聲監(jiān)測(cè)模塊.在GTPOWER軟件中實(shí)現(xiàn)該模型，模型如圖1.RD120N樣機(jī)部分主要參數(shù)如下:缸徑為96 mm，行程為90 mm，連桿長(zhǎng)度為168 cm，壓縮比為18，標(biāo)定功率為 8.08 kW，轉(zhuǎn)速為 2 400 r·min－1.

2.2 模型的標(biāo)定

為了使柴油機(jī)數(shù)值模型能精確模擬實(shí)際工作狀態(tài)，本文利用樣機(jī)試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)上述柴油機(jī)模型進(jìn)行標(biāo)定.對(duì)該模型按樣機(jī)外特性的功率、扭矩和比油耗試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行標(biāo)定，標(biāo)定結(jié)果如圖2.從結(jié)果可知，在外特性上，模型仿真計(jì)算值與實(shí)測(cè)值的相對(duì)誤差均控制在3%以內(nèi)，滿足工程精度要求，柴油機(jī)整機(jī)熱力學(xué)與聲學(xué)仿真模型可以用于對(duì)樣機(jī)改進(jìn)設(shè)計(jì)的數(shù)值仿真和優(yōu)化分析.

3 仿真與計(jì)算分析

3.1 優(yōu)化各個(gè)影響因素對(duì)柴油機(jī)的激勵(lì)力

3.1.1 壓縮比的影響

在柴油機(jī)數(shù)值模型中代入不同壓縮比，計(jì)算結(jié)果如表1所示.隨著壓縮比的增大，活塞縱向力將大大增加，壓縮比每增大0.5，活塞縱向力增加2 kN左右，主軸承力在x方向的增幅達(dá)到1 kN，缸內(nèi)最高爆發(fā)壓力也呈現(xiàn)遞增狀態(tài)，扭矩和功率變化不大，而比油耗降低.降低壓縮比能有效降低柴油機(jī)激勵(lì)力，從而減少振動(dòng)和噪聲，對(duì)動(dòng)力性能影響不大，但是其經(jīng)濟(jì)性變差.另外，噪聲監(jiān)測(cè)模塊計(jì)算了轉(zhuǎn)速?gòu)?00～2 400 r·min－1的進(jìn)排氣噪聲的聲壓級(jí)，壓縮比降低時(shí)，進(jìn)、排氣噪聲也有所降低.綜上考慮，選擇壓縮比為17.5可同時(shí)滿足噪聲和經(jīng)濟(jì)性要求.

圖1 單缸柴油機(jī)整機(jī)熱力學(xué)與聲學(xué)仿真模型Fig.1 Therm odynam ics and acousticsmodel of single cylinder diesel engine

圖2 柴油機(jī)外特性試驗(yàn)值與仿真值對(duì)比Fig.2 Test and simulation contrast of diesel engine characteristic

3.1.2 進(jìn)氣管和排氣管長(zhǎng)度的影響

對(duì)進(jìn)排氣系統(tǒng)中直管部分進(jìn)行分析.原機(jī)進(jìn)氣管長(zhǎng)度為50 mm，考慮布置方便及整機(jī)結(jié)構(gòu)緊湊性，分析其長(zhǎng)度從40 mm變化到60 mm不同值的影響，結(jié)果如表2.進(jìn)氣管長(zhǎng)度增加，活塞力和主軸承力呈增大趨勢(shì)，到60 mm時(shí)又開(kāi)始降低，最大爆發(fā)壓力幾乎不受影響.從經(jīng)濟(jì)性方面分析，進(jìn)氣管長(zhǎng)度為45 mm時(shí)最省油，且柴油機(jī)激勵(lì)力處在下游水平，雖然噪聲監(jiān)測(cè)模塊顯示在各轉(zhuǎn)速下的排氣噪聲幾乎無(wú)變化，但進(jìn)氣噪聲有所降低.樣機(jī)排氣管長(zhǎng)度為90 mm，同樣，從80～100 mm每增加5 mm進(jìn)行一次仿真，在這個(gè)范圍內(nèi)，排氣管長(zhǎng)度對(duì)各激勵(lì)力的影響在10～20 N，對(duì)外特性和進(jìn)排氣噪聲也幾乎無(wú)影響，因此對(duì)排氣管不做改變.

3.1.3 進(jìn)氣正時(shí)的影響

以樣機(jī)原來(lái)的進(jìn)氣開(kāi)啟相位為參考零點(diǎn)，分別向前和向后調(diào)整，這里定義向前調(diào)整為負(fù)，向后調(diào)整為正，計(jì)算結(jié)果如表3.將進(jìn)氣開(kāi)啟相位向前調(diào)整，對(duì)降低柴油機(jī)激勵(lì)力和噪聲大有幫助，但是相應(yīng)地，柴油機(jī)的扭矩和功率將降低，而燃油消耗率卻大大增加，因此不考慮向前調(diào)整.當(dāng)進(jìn)氣開(kāi)啟相位向后調(diào)整時(shí)，柴油機(jī)激勵(lì)力和最大爆發(fā)壓力將增加，而發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性卻得到改善，各轉(zhuǎn)速下的進(jìn)、排氣噪聲增大，當(dāng)調(diào)整角度為3°時(shí)，噪聲最大增幅為0.1 dB.綜合分析，進(jìn)氣開(kāi)啟，相位向后調(diào)整3°，柴油機(jī)激勵(lì)力和進(jìn)、排氣噪聲增加不大，還可以提高柴油機(jī)性能，降低燃油消耗率.

表1 壓縮比的影響Tab.1 Influence of compression ratio

表2 進(jìn)氣管長(zhǎng)度的影響Tab.2 Influence of intake pipe length

表3 進(jìn)氣正時(shí)的影響Tab.3 In fluence of intake valve tim ing

3.1.4 排氣正時(shí)的影響

同樣以樣機(jī)排氣關(guān)閉相位為參考零點(diǎn)，進(jìn)行不同相位值的仿真對(duì)比，結(jié)果見(jiàn)表4.從相同調(diào)整相位來(lái)看，排氣關(guān)閉相位對(duì)柴油機(jī)激勵(lì)力的影響不如進(jìn)氣門開(kāi)啟相位的影響大.選擇將排氣關(guān)閉相位向前調(diào)整3°，與樣機(jī)相比，柴油機(jī)的活塞力、主軸承力、最大爆發(fā)壓力均有下降，有利于降噪減振，扭矩和功率下降在0.5%以內(nèi)，燃油消耗率也得到一定優(yōu)化，對(duì)比各轉(zhuǎn)速下噪聲監(jiān)測(cè)值，進(jìn)、排氣噪聲均降低，特別是怠速時(shí)下降最明顯.

表4 排氣正時(shí)的影響Tab.4 Influence of exhaust valve tim ing

3.2 消聲器的改進(jìn)

原消聲器為帶直通穿孔管的單腔抗性消聲器，在此基礎(chǔ)上進(jìn)行改進(jìn).參照《GB/T4759—2009消聲器測(cè)試方法》，在指定測(cè)點(diǎn)分別測(cè)得標(biāo)況時(shí)，RD120N單缸柴油機(jī)不安裝消聲器與安裝消聲器兩種情況下，聲壓級(jí)分別為 120.8，110.3 dB，而模型計(jì)算值分別為 118.2，107.8dB，最大誤差小于2.3%.另外，對(duì)排氣噪聲進(jìn)行1/3倍頻程測(cè)量，在低頻處，40，63，100 Hz處出現(xiàn)較大峰值，最大為96 dB，為低頻主要噪聲點(diǎn)，其余為中高頻噪聲.總體來(lái)說(shuō)該消聲器的消聲性能太低，由于消聲器布置空間充足，本文通過(guò)加大消聲器容積來(lái)增加消聲量，對(duì)直徑不做改動(dòng)，以增加腔體長(zhǎng)度來(lái)增大容積，將消聲器腔體長(zhǎng)度由100 mm改為150 mm，同時(shí)內(nèi)部穿孔管也作相應(yīng)改動(dòng)，穿孔管的有效吸聲長(zhǎng)度由60 mm改為120 mm，孔徑仍為6 mm，穿孔率從15%下降為12.4%.對(duì)改進(jìn)前后的消聲器進(jìn)行仿真計(jì)算，仿真過(guò)程中綜合考慮了消聲器與柴油機(jī)的匹配和消聲效果，改進(jìn)前后的消聲器傳遞損失對(duì)比如圖3所示，新消聲器消聲性能明顯改善.

圖3 改進(jìn)前后消聲器傳遞損失Fig.3 Transm ission loss of two m ufflers

4 綜合驗(yàn)證

綜合上述五個(gè)方面對(duì)柴油機(jī)進(jìn)行優(yōu)化，壓縮比改為17.5，進(jìn)氣管改為45 mm，排氣管不做改動(dòng)，進(jìn)氣正時(shí)向后調(diào)整3°，排氣正時(shí)向前調(diào)整3°，并改裝新消聲器，利用單缸柴油機(jī)熱力學(xué)與聲學(xué)模型仿真計(jì)算進(jìn)、排氣噪聲，結(jié)果如圖4，數(shù)據(jù)顯示優(yōu)化后在各轉(zhuǎn)速下排氣噪聲最大降低了3 dB，最小降低了2.6 dB，進(jìn)氣噪聲則下降1.1 ～1.4 dB.

圖4 進(jìn)排氣噪聲優(yōu)化結(jié)果Fig.4 Results of intake and exhaust noise after optim ization

5 結(jié)論

本文建立單缸柴油機(jī)整機(jī)熱力學(xué)與聲學(xué)仿真模型，其中燃燒模型采用三元韋伯函數(shù)，聲學(xué)模型采用進(jìn)、排管內(nèi)一維流動(dòng)模型，由非定常流動(dòng)在時(shí)域中的分析結(jié)果得到氣體動(dòng)力學(xué)參數(shù)，在 GTPOWER軟件中實(shí)現(xiàn)該模型并進(jìn)行標(biāo)定.利用該模型分析柴油機(jī)壓縮比、進(jìn)氣管和排氣管長(zhǎng)度、進(jìn)氣正時(shí)、排氣正時(shí)等因素對(duì)噪聲的影響并確定每個(gè)因素優(yōu)選值，進(jìn)一步完成對(duì)消聲器的改進(jìn).仿真計(jì)算結(jié)果表明優(yōu)化后在各轉(zhuǎn)速下進(jìn)排氣噪音下降明顯.本文所提方法綜合考慮了柴油機(jī)整體的振動(dòng)與噪聲，以減振促進(jìn)降噪和優(yōu)化進(jìn)排氣噪聲兩個(gè)方面同時(shí)進(jìn)行，比傳統(tǒng)方法更具優(yōu)勢(shì)，能有效方便地進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，降低成本和開(kāi)發(fā)周期.

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