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发动机排气声品质特征控制研究
2021-12-17 20:53:35· 来源：汽车NVH云讲堂
摘要：排气噪声是发动机及整车的主要噪声源，其声音品质对整车NVH性能有重要影响。研究成果认为阶次噪声是影响排气声品质特点的重要因素。本文根据管道声学理论
摘要：排气噪声是发动机及整车的主要噪声源，其声音品质对整车NVH性能有重要影响。研究成果认为阶次噪声是影响排气声品质特点的重要因素。本文根据管道声学理论，以某4缸发动机为研究对象，通过优化设计排气歧管，调教排气主、半阶噪声，使其更富有运动动感品质。
关键词: 排气噪声，声品质，排气歧管
1 前言
通常认为，控制发动机排气噪声就是控制其声压级的大小，多年来，汽车工程师一直致力于设计具有良好性能的排气消音器，并取得了良好的效果。但人们对汽车的噪声提出了更高的要求，不仅要求汽车“安静”，噪声量级要小，还要求“和谐”，即关注它给人带来的特有的听觉感受，也就是要考虑声音的频率成分。声音品质的调节主要靠进气系统和排气系统的设计，而其中排气系统噪声的影响更为明显，改善其声音品质对提高发动机乃至整车的NVH特性具有重要的影响。
福特公司对发动机声品质做了大量研究工作，认为声品质设计主要考虑响度、发火阶次、线性度以及高频噪声，其中发火阶次对于舒适性车辆应该处于主导地位，而半阶阶次增加有利于提高车辆运动感。Johnson 和 Dedene 描述了排气噪声组成和声品质的客观尺度，认为，购买跑车的客户喜欢平顺有动力感的声音，购买高级轿车的客户喜欢平顺安静的声音[1,2]。Ohsasa and Kadomatsu 采用评审团评价的方法，得到排气噪声所包含的半阶次噪声的水平越高，排气噪声的动力感越强的结论[3]。庞建博士通过对一款六缸 V 型发动机进行仿真分析表明，通过修改 Y 型连接管的结构，可以改变排气半阶噪声的组成结构[4]。
以上研究成果表明，主、半阶噪声是影响排气声品质差异的重要因素。在排气噪声声压级相差不大情况下，半阶噪声越大则排气噪声更为动感有力；反之半阶越小则更为柔和安静。
本文以一款 4 缸 1.5 升自然吸气发动机为研究对象，在原机基础上对排气噪声进行调教，使其噪声更富有运动动感品质，根据前文理论，这就需要噪声组成中含有较高声压水平的半阶噪声。为了能最终调制出含有较高声压水平半阶次的排气噪声，需要在原始声源中提高半阶次噪声的声压水平，也就是提高发动机排气歧管汇集口出的半阶次声压水平。
2 排气噪声调制原理
在发动机排气管道中传播的声波，可以认为一平面波的形式传播[5]。声波在管道中传播，当到达管道顶端的时候，一部分会透过管道继续传播，而另一部分声波则被反射回去，形成反射波，如图 1 所示：
管道中任何一点的声压是入射声压和反射声压的合成。可以用公式表示：
式中，k 和ω分别为声波的波数和圆频率，PA和PB分别为入射声波和反射声波的幅值。对于四缸发动机，如图 2 所示的排气歧管，假设歧管的长度不一样，各缸排气歧管的长度分别为 l1，l2，l3，l4。各个声波在每个歧管中传递到达总管的时间也不一样。声波在第 i 个歧管中传播的时间为：
式中 t，li 为第 i 个歧管的长度，c 为声速。
把这段时间转换为发动机曲轴转过的角度，可以表示为：
式中，
为发动机曲轴的角速度；n 为发动机转速。对于均匀运转的发动机，点火均匀，每个汽缸之间运转的间隔相等。那么，相临发火汽缸的曲轴角度差为：
式中，N 为气缸数，Φ为发动机工作一个循环曲轴转过的角度，对 4 缸发动机，Φ=4π。
假设以一缸为参考，其对应的曲轴转角为零。那么，发火顺序为 j 的第 i 号气缸对应的曲轴转角为：（j-1）∆θ。发火顺序为 j 的第 i 号气缸声音传递到排气总管口的绝对转角为：
式中，θ为一缸对应的曲轴转角。在排气总管口，声压为各缸传递到此的声压力之和，可以表示为
上述公式对四缸发动机展开为
式中，m 为发动机发火阶次。 当 m=1、3、5 等非发火阶次及其谐阶次和半阶之外的整数阶时，假设发动机各缸工作均匀，认为PAi=PA，PBi=PB，式子可以表示为：
当 m=2、4、6 等发火阶次及其谐阶次时，式子可以表示为
当 m=0.5、1.5、2.5、3.5、4.5、5.5 等代表半阶值时，式子可以表示为：
因此对于四缸发动机，上述推导可以得到以下结论：1)对于半阶噪声，在同一工况下只受间隔发火缸这两缸的歧管长度影响。即受 1、4 号歧管长度相互变化关系和 2、3 号歧管长度相互变化关系的影响。特别的，如果采用l1=l2=l3=l4的等长歧管结构，半阶噪声理论上消除为零；如果采用l1=l4≠l2=l3 的对称等长结构形式，半阶噪声理论上也消除为零。
2)对于除主阶及谐阶外的整阶噪声，在同一工况下，只受相邻发火两缸歧管长度相互关系影响。特别的，如果采用l1=l2=l3=l4的等长歧管结构，整阶噪声理论上消除为零。
3)对于主阶及其谐阶噪声，等于四个缸的噪声叠加和，不能消除。3 排气歧管仿真模型搭建与验证 图 3 为研究对象的原机排气歧管三维，其排气歧管设计参数如表 1，其四根排气歧管长度相等，为等长方案排气歧管。
使用所获得的控制参数、结构参数及测试数据，使用仿真软件 GT-Power 建立发动机的性能与声学仿真模型，校准模型。
图 4 列出了原机的实验扭矩与仿真扭矩，通过比较，两种最大偏差不超过 4N.m，偏差低于 5%；图 5、6 分别列出了主阶及半阶中占比大的 4.5、5.5、6.5 阶实验及仿真噪声，实验与仿真最大偏差不超过 5dB。由此，可以保证仿真模型的精度，建立的仿真模型具有较高的可信度。
4 排气歧管优化方案设计
根据发动机的布置空间，做预设计。由于空间的限制，排气歧管长度，最大为 260mm，最小为170mm。由于半阶噪声受间隔发火两缸对应的歧管长度相互变化关系的影响。据此设计仿真优化方案。首先，将 1、4 号歧管的长度设置为定值，改变 2、3 号歧管的长度差，仿真方案如表2.
图 7、8、9 列出了四个方案及原机的主要半阶噪声仿真结果，由仿真可以看到，采用不等长方案后，能大幅度提高半阶噪声，并且，随着歧管长度差的增大，半阶噪声有增大的趋势。
由前面的仿真可知，方案四是上面四个方案中，最能提高半阶噪声的方案。据此，固定 2、3 号歧管的管长不变，改变 1、4 号歧管管的管长差，仿真方案如表3.
图 10、11、12 列出了四个新方案与上一轮仿真最优方案及原机的主要半阶噪声仿真结果，由仿真可以看到，随着歧管长度差值的增加，半阶噪声增加，也就是，歧管越不等长，半阶噪声越大。
但由于空间布置的限制，无法设计出最优的歧管方案。因此根据歧管越不等长，半阶噪声越的仿真结论，尽量使歧管长度不等。最后设计出图 13 所示的不等长歧管方案，表 4 给出了最终设计的不等长方案各歧管长度。
图 14、15、16 对比了最终使用方案与上一轮五个方案及原机方案的 4.5、5.5、6.5 阶噪声。由仿真可知，最终采用的不等长方案，虽然不是最优的，但也具有较好效果。
由图 17 可知，半阶噪声有较大的提高，声压级接近主阶噪声，说明最终优化设计方案有较理想效果。
5 排气歧管声学及性能实验验证
图 18 为不等长优化方案的排气歧管，将它替换原机等长排气歧管，进行性能和噪声测试。经验证发动机功率扭矩基本不变，最大变化不超过 0.2%，说明优化方案改动不影响发动机的动力性。
图 19、20 给出了原机方案与优化方案的主、阶噪声实验对比。优化方案的半阶噪声与主阶噪声更相近，满足有动力感的要求。
由图 21、22 可知，相比原机，不等长优化方案的主阶噪声变化很小，但半阶噪声明显提高。
此可以认为，歧管结构的变化，对主阶噪声影响较小，但会影响改变半阶噪声大小，从而改变排气噪声的品质特点。
6 结论
通过以上仿真研究与试验验证结果，可以得到以下结论：1)适当改变排气歧管管长结构，对发动机动力性能，以及发火阶次及其谐阶次噪声的声压水平，影响不大。2)与传统的等长排气歧管方案相比，增加歧管管长差的不等长方案能提高半阶噪声的声压水平，从而提高了排气噪声的动力感；3)理论分析显示，完全等长的排气歧管方案不应该存在非主整阶和半阶噪声，对称等长排气歧管方案不应该存在半阶噪声，但是，在实际的系统中，由于有流体噪声等因素的影响，整阶和半阶噪声还是存在的[6]。
作者：崔国旭1，邱森21
作者单位：中国汽车技术研究中心，2吉林大学
来源：2017汽车NVH控制技术国际研讨会论文集
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