0 引言
发动机是汽车内部重要的动力装置,也是汽车领域研究的重点对象。由于世界上绝大部分的汽车都使用石油资源作为燃料,其发动机基本都是内燃机构造,内燃机在运行的过程中会发出噪声,导致汽车内部以及汽车周边受到噪声污染。为降低低频噪声对驾驶员、乘客以及车辆行驶区域行人的影响,一些研究者研发降低车辆发动机噪声的方法。当今的很多研究机构均对发动机消声器进行不同程度的探索,付曦等[1]在解决发动机工作转速的过程中,以噪声频谱作为优化目标,通过分析噪声的特征,设计一个优化方案,改善阶次噪声的声级特性,并降低发动机在工作过程中因转速过快导致的噪声。严佳等[2]在航空工业中对涡轮发动机进行噪声的仿真数值模拟,分别对旋转盘腔、旋转叶片以及换热装置做出不同程度的优化,以航空发动机的风扇和喷流噪声为核心,提出了噪声抑制的有效方法。亢荣玉等[3]以探索发动机主轴的动态耦合载荷性能为目标,探索不同平行板下图像信号的特征,并设计相应的噪声抑制方案。
本研究中结合以上文献的内容,基于经验模态分解的方法,设计一种新的发动机进/排气管道低噪声抑制方法。计算了发动机进/排气管道内的噪声,并基于经验模态分解算法构造发动机噪声分量,通过递归方式分解噪声达到降低进/排气噪声的效果。实验结果表明,管道直径<32 mm且长度为150 mm时,噪声抑制效果最好。为汽车发动机噪音抑制提供了科学依据和设计参考。
1 计算发动机进/排气噪声
在进气阀门/排气阀门被打开时,进气系统/排气系统内的静止气体会对气门产生大幅度的冲击作用[4]。此时排气的周期性噪声的基频表达式可以表示为
(1)
式(1)中:Pf表示噪声的周期性频率;Nm表示发动机内工作气缸的数量;kn表示发动机在理想状态下的最大转速;λk表示发动机气缸排量。
在拥有多个气缸的发动机内,气流被吸入发动机中也会产生噪声,其噪声可以表示为
(2)
式(2)中:Kf表示多气缸发动机在进气过程中的噪声;δt表示斯托哈尔系数;Vd表示气流在进/排气管道边缘的流动速度;Dx表示进/排气管道的直径[5-6]。
气体在发动机进/排气管道内会有一个共振的过程,其噪声可以表示为
(3)
式(3)中:Hf表示发动机进/排气的共振噪声;Sp表示进/排气管道的横截面积;Vp表示发动机内多个气缸的总容积;Lp表示进/排气管道的长度[7-8]。结合该公式,可以对发动机内的进/排气噪声进行计算。
2 基于经验模态分解算法构造发动机噪声分量
经验模态分解方法可以将不同来源以及种类的观测信号分解为按频率降序的固有模态函数,在发动机噪声代表的信号中,其可以通过递归方式分解噪声[9]。首先识别观测区域的噪声局部极值,在函数上绘制上包络线以及下包络线,上包络线代表极大值,下包络线代表极小值,分别计算2个极值的平均值
(4)
式(4)中:p(t)表示插值函数极值的递归平均值; fmax和fmin分别表示函数的极大值与函数的极小值[10-11]。
通过该平均值,可以得到每一个噪声点相对于极值点的残余量,其计算公式为
pm(t)=pm-p1(t)
(5)
式(5)中:pm(t)表示每一个噪声点相对于极值点的残余量;pm表示第m个噪声点残余量。此时,pm(t)即可表示观测项目中新的递归值[12-13]。此时递归值的最大值与最小值差距过大,应对其进行筛选并区分。
在不同的频率下,分解并筛选模态分量所代表的特性,可以得到筛选机制为
(6)
式(6)中:μsd表示任意离散序列内筛选机制的残余量;当μsd的值在[0.2,0.3]之间时,可以断定筛选机制得到实现;Fi(t)和Fi-1(t)则分别表示2个相邻区域的筛选分量[14]。
在筛选机制下,不断重复函数的单调递增以及递减,可以得到信号的输出值,此时发动机噪声信号在不同的分解单元下,可以表示为
(7)
式(7)中:d(t)表示t时刻时任意分解单元下的噪声分量;pi(t)表示差值噪声信号;mi(t)表示原始信号。此时可以得到发动机噪声信号在不同经验模态下的分量。
3 发动机进排低噪声抑制算法设计
结合上述经验模态分解算法下噪声的分量以及进/排气噪声的计算值,可以设计发动机进/排气噪声的抑制算法,算法流程如图1所示。
图1 算法流程
Fig.1 Algorithm flow
在噪声抑制算法中,有2个判定过程,作为验证噪声抑制是否能够实现的重要指标。其中,模态分量分解机制是否成立的依据可以通过公式表示为
(8)
式(8)中:Pq表示模态分解后噪声声压级别,当Pq大于20时,表示该分解无法有效降低进/排气噪声;Pt和Pu分别表示基准声压以及噪声声压[15]。通过式(9)可以判定噪声收敛验证是否成立。
(9)
式(9)中:df表示噪声的收敛系数,当其为一个[0,1]的小数时,则收敛成功;kn表示消声器的运动频率;hc表示反射波在进/排气管道内的传播速度。当以上2类判别式均成立,则此时的噪声抑制可以实现,若不能实现,则继续进行噪声的经验模态分解。
4 实验研究
4.1 发动机性能设置与噪声测试设备
本实验中选择1台整车的汽油发动机作为实验对象,并将上文中设计的噪声抑制方法应用于实验中。原发动机进/排气噪声较大,因此对其排气系统增加消声器部分,以对发动机的噪声进行优化,发动机性能参数如表1所示。
表1 发动机性能参数
Table 1 Engine performance parameters
序号项目参数1发动机排量/L0.7962压缩比10.5∶13气缸数量/缸64每缸气门数/个45缸径×行程/mm94.0×95.06排放水平国标7燃料类型93#汽油8进/排气形式自然吸气与排气9点火顺序1-3-2
结合发动机性能参数,对车辆发动机在空转工况下的进/排气噪声进行实时监测,并结合温度与压力的传感器,测量发动机的燃烧状况。
在实验中,汽车发动机的运行方式有2种,分别是怠速运行与全功率运行。测试发动机发出的噪声,需要使用专业的DS-1H34-L型号噪声监测设备。该监测设备内包含一个1/2英寸的电容式麦克风传感器,其测量精度约为±1.5 dB,取样率为每秒2次。选择空旷无人、安静无干扰的野外作为实验场地,测量汽车发动机的噪声。测试现场图如图2所示。
图2 测试现场图
Fig.2 Test site map
4.2 影响发动机进/排气噪声的因素分析
在发动机内添加消声器后,进/排气管道的噪声会有一个明显的传递损失。传递损失是消声器的固有属性,一般而言,传递损失的数值越大,消声器的消音性能越好。只要存在传递损失,就表明消声器起到了作用,可以降低了发动机的噪声。在以下实验中,分别分析几种造成传递损失的因素,以及其对噪声造成的正面或负面影响。
4.2.1 消声器构造
使用噪声监测设备对消声器(N=2,3,4个)进行测试,得到的消声器数量对噪声的影响如图3所示。
图3 消声器数量对噪声的影响
Fig.3 Influence of muffler quantity on noise
由图3可知,在发动机内添加消声器可以导致噪声出现传递损失,本文方法对发动机进/排气管道的噪声起到了明显的抑制效果。消声器的频率在1 500 Hz左右时,传递损失均达到最大值。对比可知,消声器数量N越多,传递损失越大,消音效果越好。2个消声器与3个消声器在频率达到1 500 Hz时传递损失的差距约为50 dB,明显大于3个消声器与4个消声器之间的差距约为10 dB。
4.2.2 消声器消声容积
在排气消声器中,消声容积的扩张比m与扩张式结构长度L均是决定发动机噪声的重要因素。为测试不同消声容积扩张比以及扩张式结构长度对发动机噪声的影响,图4给出了消声器消声容积对发动机噪声影响。
图4 消声器消声容积对发动机噪声影响
Fig.4 Influence of muffler volume on engine noise
如图4所示,扩张比和扩张结构长度影响下发动机噪声的传递损失均大于等于0,可见该方法下,噪声得到了一定的抑制。图4(a)分别测试了扩张比m递增时,发动机噪声的传递损失。结果显示,发动机进/排气噪声的传递损失以一定的波数周期循环,进行反复运动。当扩张比m=5时,其最大的传递损失为34 dB;当扩张比m=10时,最大传递损失为50 dB;当扩张比m=15和m=20时,传递损失的最大值分别为62 dB和76 dB。当扩张结构长度由100 mm增长至200 mm和300 mm时,最大传递损失分别由23 dB提高到 27 dB和44 dB,表明传递损失与扩张结构长度呈正比例关系。由此可见,扩张比越大,消声器对发动机噪声的抑制效果越好,发动机进/排气的噪声越小。
4.2.3 排气管道直径与长度
进/排气主管道的直径与长度均会对发动机的噪声造成影响。通过改进管道直径与长度,可以实现对噪声的抑制。在不同直径和长度参数下,对发动机怠速运行阶段以及发动机全功率运行阶段的传递损失进行了研究。其中,排气管长度设置为150 mm,以获取不同进/排气管道直径下传递损失的变化趋势;同时排气管直径设置为36 mm,以测试不同排气管长度对发动机噪声的影响,所得的排气管道对噪声的影响如图5所示。
图5 排气管道对噪声的影响
Fig.5 Influence of exhaust pipe on noise
在图5中,当发动机处于怠速运行阶段时,排气管噪声传递损失会随着排气管直径的增加而不断提高。在进/排气管道的直径为30 mm时,其传递损失只有58 dB;但当管道直径为38 mm时,发动机噪声的传递损失升高到67 dB,达到了传递损失的最大值。当进/排气管道长度为100 mm时,其传递损失为68 dB,在进/排气管道长度增加的同时,该模型内的发动机噪声传递损失也在不断增加,又在长度为150 mm时下降,直至325 mm时达到最低点64 dB。
当发动机处于全功率运行阶段时,发动机噪声的传递损失随着管道直径的增加而呈现出不断降低的趋势。当管道直径为30～32 mm时,其处于传递损失的最大值,约为96 dB;随后开始不断下降,直至40 mm直径时,已经降低至 71 dB。在管道长度发生变化时,传递损失也会有一个先短暂增加,后持续下降的变化过程。在管道长度为150 mm,传递损失最大值为89 dB;后持续降低,当管道长度为350 mm时,传递损失达到60 dB。
在上述实验中,所有情况下噪声的传递损失均大于等于0,可见经验模态分解方法确实可以降低或者抑制发动机内的噪声。然而,不同的几何参数会导致噪声抑制效果出现明显差异,通过分析影响因素可以获取发动机进/排气管道内噪声的最小值。
5 结论
经验模态分解方法可以将不同来源以及种类的观测信号分解为按频率降序的固有模态函数,通过递归方式对噪声进行分解,能有效降低进/排气噪声。经实验研究,可得以下结论:
1) 在发动机内添加了消声器后,进/排气管道的噪声会有一个明显的传递损失,可以在一定程度上抑制噪声。
2) 当消声器的频率达到1 500 Hz左右时,传递损失均达到最大值。消声器的数量为4时,传递损失达到210 dB,较为理想。因此,消声器频率在1 500 Hz能达到较为理想的消音效果。
3) 传递损失与扩张结构长度呈现出正比例关系。扩张比越大,消声器对发动机噪声的抑制效果越好,发动机进/排气的噪声越小。
4) 当发动机处于怠速运行阶段时,管道直径大于36 mm且管道长度为150 mm时,噪声抑制效果最好;当发动机处于全功率运行阶段时,管道直径小于32 mm且长度为150 mm时,噪声抑制效果最好。
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