進氣系統(tǒng)中泄氣噪聲的解決方案探討

關鍵詞：進氣系統(tǒng);壓后泄壓閥;氣動噪聲;CFD

0 引言

渦輪增壓車型的進氣系統(tǒng)中，已經(jīng)普遍使用電子泄壓閥調(diào)節(jié)進氣壓比。泄壓閥通常安裝在渦輪增壓器之后，與壓后主管路連接。松開加速踏板后，渦輪由于慣性作用會繼續(xù)工作一段時間，此時泄壓閥迅速開啟，起到旁通的作用;旁通的高壓氣體會返回到進氣系統(tǒng)的壓前管路內(nèi)。由于電子泄壓閥的泄壓時間非常短，氣流瞬時的速度較高，流速可以達到200 m/s 以上，此時噴射流會產(chǎn)生瞬時氣流噪聲。駕駛員在車內(nèi)時常會聽到這種泄氣聲，影響駕駛感受。

噴射流噪聲的特點是能量強，頻帶寬。目前主流設計通常都是在進氣干凈管處增加多個消聲單元的方式進行消聲[1]。泄氣噪聲的頻率范圍受到管路和發(fā)動機標定的影響，噪聲范圍和特點都各不相同，對整車的干凈管設計來說具有很多不確定性。

本文針對泄壓閥的噪聲特點，改變傳統(tǒng)在泄壓閥泄氣后管路的干凈管上設計消聲器方式，選擇直接在泄壓閥底座上設計了消聲單元。

1 模型設置

以一款1.5T 渦輪增壓發(fā)動機的管路為例，在加速工況時，最大增壓壓力為230 kPa，峰值溫度在180℃，在進氣系統(tǒng)中布置如圖1 所示。加速后松開加速踏板時，泄壓閥在80 ms 內(nèi)打開泄壓，如圖2 所示。

以此車型為例，對泄壓閥打開5 mm 時的流場進行仿真（目前市場上電子泄壓閥為標準件，開度通常在5 mm 左右）?？紤]到計算效率，采用k-epsilon 穩(wěn)態(tài)模型，分別采用寬帶噪聲源模型Curle 和Proudman 模型，邊界條件如圖3 所示。案例中泄壓閥放置在管路的冷端，增壓氣體經(jīng)過中冷器后，壓力和溫度降低，在CFD 計算中，設置泄壓閥入口為100 kPa（相對壓力）和80℃進氣溫度作為邊界條件，出口采用壓力出口，介質(zhì)氣體采用理想氣體。

2 仿真結果分析

2.1 流速結果

從流速的分布結果上看，泄壓時噴射流的最高速度時達到304 m/s，在閥門出口處（圖4）。

2.2 聲強的分析結果

聲強在出口A 處約為95.0 dB，在泄氣閥座內(nèi)B 附近約為158.0 dB，在泄壓閥出口C 處約為127.0 dB（圖5）。由表1 可以看出，在B 點處流速最高，呈噴射流特性，以四極子的形式傳播，能量高且呈寬頻特性[2]。

2.3 增加阻性和抗性消音器的仿真結果

根據(jù)以上結果，以消除噴射流噪聲為目的，通過在閥座內(nèi)增加導流結構（抗性消音器[3]）加大高速氣流的摩擦，以及出口處增加阻性消音器[4] 來消耗氣體的能量，以減少聲強。導流結構將氣流引導至各個分散的腔內(nèi)，產(chǎn)生漩渦使空氣進行摩擦;同時在出口處，這只阻性消聲器降低出口流速（圖6）。

通過仿真對比，該消聲方案比原方案分別在A、B、C 點處的聲強分別降低14.5 dB，20.0 dB 和25.0 dB，噪聲明顯改善（表2）。其中，在閥座內(nèi)聲強大于100.0 dB 的區(qū)域明顯減少（圖7）。

3 測試案例

根據(jù)仿真設計的方案，進行樣件制作并在實車上進行測試[5]，對比結果如圖8 所示。BASE 為進氣系統(tǒng)管路上沒有任高頻消聲器時的colormap 圖，從頻譜上可知，在1 000 ～ 6 000 Hz 有明顯的寬頻噪聲。按照傳統(tǒng)方式，在進氣管路干凈管布置消聲器的情況下，在頻段4 000 ～ 6 000 Hz 有明顯改善。在使用集成式方案后，1 500 ～ 6 000 Hz 均有進一步改善，在測試主觀評價過程中，幾乎沒有任何泄氣噪聲。

4 結束語

本文以一款1.5T 渦輪增壓發(fā)動機的進氣系統(tǒng)為研究對象，通過仿真模擬對聲強的方案進行快速優(yōu)化，提出在泄壓閥座上集成消音器的方式。最終結果如下。

（1）泄壓閥氣流噪聲主要由于高速的氣流噴射產(chǎn)生，速度高，及四極子的形式傳播[6]。

（2）在泄壓閥座上增加抗性結構，能夠降低泄壓閥底座內(nèi)的聲強6 ～ 7 dB。

（3）通過在出口處增加阻性消聲器，對整體出口處的消聲能夠達到10 ～ 15 dB。

（4）通過阻性和抗性消聲器結合的消聲方式，在渦輪增壓車上，在1 500 ～ 6 000 Hz，對整車的降噪品質(zhì)有明顯提升，且從設計的布置角度上，布置更加緊湊。