常紅梅,孟 欣,韓 晉,葉 偉

(陜西理工大學, 陜西 漢中 723001)

0 引言

發(fā)動機是汽車內部重要的動力裝置,也是汽車領域研究的重點對象。由于世界上絕大部分的汽車都使用石油資源作為燃料,其發(fā)動機基本都是內燃機構造,內燃機在運行的過程中會發(fā)出噪聲,導致汽車內部以及汽車周邊受到噪聲污染。為降低低頻噪聲對駕駛員、乘客以及車輛行駛區(qū)域行人的影響,一些研究者研發(fā)降低車輛發(fā)動機噪聲的方法。當今的很多研究機構均對發(fā)動機消聲器進行不同程度的探索,付曦等[1]在解決發(fā)動機工作轉速的過程中,以噪聲頻譜作為優(yōu)化目標,通過分析噪聲的特征,設計一個優(yōu)化方案,改善階次噪聲的聲級特性,并降低發(fā)動機在工作過程中因轉速過快導致的噪聲。嚴佳等[2]在航空工業(yè)中對渦輪發(fā)動機進行噪聲的仿真數值模擬,分別對旋轉盤腔、旋轉葉片以及換熱裝置做出不同程度的優(yōu)化,以航空發(fā)動機的風扇和噴流噪聲為核心,提出了噪聲抑制的有效方法?？簶s玉等[3]以探索發(fā)動機主軸的動態(tài)耦合載荷性能為目標,探索不同平行板下圖像信號的特征,并設計相應的噪聲抑制方案。

本研究中結合以上文獻的內容,基于經驗模態(tài)分解的方法,設計一種新的發(fā)動機進/排氣管道低噪聲抑制方法。計算了發(fā)動機進/排氣管道內的噪聲,并基于經驗模態(tài)分解算法構造發(fā)動機噪聲分量,通過遞歸方式分解噪聲達到降低進/排氣噪聲的效果。實驗結果表明,管道直徑<32 mm且長度為150 mm時,噪聲抑制效果最好。為汽車發(fā)動機噪音抑制提供了科學依據和設計參考。

1 計算發(fā)動機進/排氣噪聲

在進氣閥門/排氣閥門被打開時,進氣系統/排氣系統內的靜止氣體會對氣門產生大幅度的沖擊作用[4]。此時排氣的周期性噪聲的基頻表達式可以表示為

(1)

式(1)中:Pf表示噪聲的周期性頻率;Nm表示發(fā)動機內工作氣缸的數量;kn表示發(fā)動機在理想狀態(tài)下的最大轉速;λk表示發(fā)動機氣缸排量。

在擁有多個氣缸的發(fā)動機內,氣流被吸入發(fā)動機中也會產生噪聲,其噪聲可以表示為

(2)

式(2)中:Kf表示多氣缸發(fā)動機在進氣過程中的噪聲;δt表示斯托哈爾系數;Vd表示氣流在進/排氣管道邊緣的流動速度;Dx表示進/排氣管道的直徑[5-6]。

氣體在發(fā)動機進/排氣管道內會有一個共振的過程,其噪聲可以表示為

(3)

式(3)中:Hf表示發(fā)動機進/排氣的共振噪聲;Sp表示進/排氣管道的橫截面積;Vp表示發(fā)動機內多個氣缸的總容積;Lp表示進/排氣管道的長度[7-8]。結合該公式,可以對發(fā)動機內的進/排氣噪聲進行計算。

2 基于經驗模態(tài)分解算法構造發(fā)動機噪聲分量

經驗模態(tài)分解方法可以將不同來源以及種類的觀測信號分解為按頻率降序的固有模態(tài)函數,在發(fā)動機噪聲代表的信號中,其可以通過遞歸方式分解噪聲[9]。首先識別觀測區(qū)域的噪聲局部極值,在函數上繪制上包絡線以及下包絡線,上包絡線代表極大值,下包絡線代表極小值,分別計算2個極值的平均值

(4)

式(4)中:p(t)表示插值函數極值的遞歸平均值;fmax和fmin分別表示函數的極大值與函數的極小值[10-11]。

通過該平均值,可以得到每一個噪聲點相對于極值點的殘余量,其計算公式為

pm(t)=pm-p1(t)

(5)

式(5)中:pm(t)表示每一個噪聲點相對于極值點的殘余量;pm表示第m個噪聲點殘余量。此時,pm(t)即可表示觀測項目中新的遞歸值[12-13]。此時遞歸值的最大值與最小值差距過大,應對其進行篩選并區(qū)分。

在不同的頻率下,分解并篩選模態(tài)分量所代表的特性,可以得到篩選機制為

(6)

式(6)中:μsd表示任意離散序列內篩選機制的殘余量;當μsd的值在[0.2,0.3]之間時,可以斷定篩選機制得到實現;Fi(t)和Fi-1(t)則分別表示2個相鄰區(qū)域的篩選分量[14]。

在篩選機制下,不斷重復函數的單調遞增以及遞減,可以得到信號的輸出值,此時發(fā)動機噪聲信號在不同的分解單元下,可以表示為

(7)

式(7)中:d(t)表示t時刻時任意分解單元下的噪聲分量;pi(t)表示差值噪聲信號;mi(t)表示原始信號。此時可以得到發(fā)動機噪聲信號在不同經驗模態(tài)下的分量。

3 發(fā)動機進排低噪聲抑制算法設計

結合上述經驗模態(tài)分解算法下噪聲的分量以及進/排氣噪聲的計算值,可以設計發(fā)動機進/排氣噪聲的抑制算法,算法流程如圖1所示。

圖1 算法流程

在噪聲抑制算法中,有2個判定過程,作為驗證噪聲抑制是否能夠實現的重要指標。其中,模態(tài)分量分解機制是否成立的依據可以通過公式表示為

(8)

式(8)中:Pq表示模態(tài)分解后噪聲聲壓級別,當Pq大于20時,表示該分解無法有效降低進/排氣噪聲;Pt和Pu分別表示基準聲壓以及噪聲聲壓[15]。通過式(9)可以判定噪聲收斂驗證是否成立。

(9)

式(9)中:df表示噪聲的收斂系數,當其為一個[0,1]的小數時,則收斂成功;kn表示消聲器的運動頻率;hc表示反射波在進/排氣管道內的傳播速度。當以上2類判別式均成立,則此時的噪聲抑制可以實現,若不能實現,則繼續(xù)進行噪聲的經驗模態(tài)分解。

4 實驗研究

4.1 發(fā)動機性能設置與噪聲測試設備

本實驗中選擇1臺整車的汽油發(fā)動機作為實驗對象,并將上文中設計的噪聲抑制方法應用于實驗中。原發(fā)動機進/排氣噪聲較大,因此對其排氣系統增加消聲器部分,以對發(fā)動機的噪聲進行優(yōu)化,發(fā)動機性能參數如表1所示。

表1 發(fā)動機性能參數

結合發(fā)動機性能參數,對車輛發(fā)動機在空轉工況下的進/排氣噪聲進行實時監(jiān)測,并結合溫度與壓力的傳感器,測量發(fā)動機的燃燒狀況。

在實驗中,汽車發(fā)動機的運行方式有2種,分別是怠速運行與全功率運行。測試發(fā)動機發(fā)出的噪聲,需要使用專業(yè)的DS-1H34-L型號噪聲監(jiān)測設備。該監(jiān)測設備內包含一個1/2英寸的電容式麥克風傳感器,其測量精度約為±1.5 dB,取樣率為每秒2次。選擇空曠無人、安靜無干擾的野外作為實驗場地,測量汽車發(fā)動機的噪聲。測試現場圖如圖2所示。

圖2 測試現場圖

4.2 影響發(fā)動機進/排氣噪聲的因素分析

在發(fā)動機內添加消聲器后,進/排氣管道的噪聲會有一個明顯的傳遞損失。傳遞損失是消聲器的固有屬性,一般而言,傳遞損失的數值越大,消聲器的消音性能越好。只要存在傳遞損失,就表明消聲器起到了作用,可以降低了發(fā)動機的噪聲。在以下實驗中,分別分析幾種造成傳遞損失的因素,以及其對噪聲造成的正面或負面影響。

4.2.1消聲器構造

使用噪聲監(jiān)測設備對消聲器(N=2,3,4個)進行測試,得到的消聲器數量對噪聲的影響如圖3所示。

圖3 消聲器數量對噪聲的影響

由圖3可知,在發(fā)動機內添加消聲器可以導致噪聲出現傳遞損失,本文方法對發(fā)動機進/排氣管道的噪聲起到了明顯的抑制效果。消聲器的頻率在1 500 Hz左右時,傳遞損失均達到最大值。對比可知,消聲器數量N越多,傳遞損失越大,消音效果越好。2個消聲器與3個消聲器在頻率達到1 500 Hz時傳遞損失的差距約為50 dB,明顯大于3個消聲器與4個消聲器之間的差距約為10 dB。

4.2.2消聲器消聲容積

在排氣消聲器中,消聲容積的擴張比m與擴張式結構長度L均是決定發(fā)動機噪聲的重要因素。為測試不同消聲容積擴張比以及擴張式結構長度對發(fā)動機噪聲的影響,圖4給出了消聲器消聲容積對發(fā)動機噪聲影響。

圖4 消聲器消聲容積對發(fā)動機噪聲影響

如圖4所示,擴張比和擴張結構長度影響下發(fā)動機噪聲的傳遞損失均大于等于0,可見該方法下,噪聲得到了一定的抑制。圖4(a)分別測試了擴張比m遞增時,發(fā)動機噪聲的傳遞損失。結果顯示,發(fā)動機進/排氣噪聲的傳遞損失以一定的波數周期循環(huán),進行反復運動。當擴張比m=5時,其最大的傳遞損失為34 dB;當擴張比m=10時,最大傳遞損失為50 dB;當擴張比m=15和m=20時,傳遞損失的最大值分別為62 dB和76 dB。當擴張結構長度由100 mm增長至200 mm和300 mm時,最大傳遞損失分別由23 dB提高到 27 dB和44 dB,表明傳遞損失與擴張結構長度呈正比例關系。由此可見,擴張比越大,消聲器對發(fā)動機噪聲的抑制效果越好,發(fā)動機進/排氣的噪聲越小。

4.2.3排氣管道直徑與長度

進/排氣主管道的直徑與長度均會對發(fā)動機的噪聲造成影響。通過改進管道直徑與長度,可以實現對噪聲的抑制。在不同直徑和長度參數下,對發(fā)動機怠速運行階段以及發(fā)動機全功率運行階段的傳遞損失進行了研究。其中,排氣管長度設置為150 mm,以獲取不同進/排氣管道直徑下傳遞損失的變化趨勢;同時排氣管直徑設置為36 mm,以測試不同排氣管長度對發(fā)動機噪聲的影響,所得的排氣管道對噪聲的影響如圖5所示。

圖5 排氣管道對噪聲的影響

在圖5中,當發(fā)動機處于怠速運行階段時,排氣管噪聲傳遞損失會隨著排氣管直徑的增加而不斷提高。在進/排氣管道的直徑為30 mm時,其傳遞損失只有58 dB;但當管道直徑為38 mm時,發(fā)動機噪聲的傳遞損失升高到67 dB,達到了傳遞損失的最大值。當進/排氣管道長度為100 mm時,其傳遞損失為68 dB,在進/排氣管道長度增加的同時,該模型內的發(fā)動機噪聲傳遞損失也在不斷增加,又在長度為150 mm時下降,直至325 mm時達到最低點64 dB。

當發(fā)動機處于全功率運行階段時,發(fā)動機噪聲的傳遞損失隨著管道直徑的增加而呈現出不斷降低的趨勢。當管道直徑為30～32 mm時,其處于傳遞損失的最大值,約為96 dB;隨后開始不斷下降,直至40 mm直徑時,已經降低至 71 dB。在管道長度發(fā)生變化時,傳遞損失也會有一個先短暫增加,后持續(xù)下降的變化過程。在管道長度為150 mm,傳遞損失最大值為89 dB;后持續(xù)降低,當管道長度為350 mm時,傳遞損失達到60 dB。

在上述實驗中,所有情況下噪聲的傳遞損失均大于等于0,可見經驗模態(tài)分解方法確實可以降低或者抑制發(fā)動機內的噪聲。然而,不同的幾何參數會導致噪聲抑制效果出現明顯差異,通過分析影響因素可以獲取發(fā)動機進/排氣管道內噪聲的最小值。

5 結論

經驗模態(tài)分解方法可以將不同來源以及種類的觀測信號分解為按頻率降序的固有模態(tài)函數,通過遞歸方式對噪聲進行分解,能有效降低進/排氣噪聲。經實驗研究,可得以下結論:

1) 在發(fā)動機內添加了消聲器后,進/排氣管道的噪聲會有一個明顯的傳遞損失,可以在一定程度上抑制噪聲。

2) 當消聲器的頻率達到1 500 Hz左右時,傳遞損失均達到最大值。消聲器的數量為4時,傳遞損失達到210 dB,較為理想。因此,消聲器頻率在1 500 Hz能達到較為理想的消音效果。

3) 傳遞損失與擴張結構長度呈現出正比例關系。擴張比越大,消聲器對發(fā)動機噪聲的抑制效果越好,發(fā)動機進/排氣的噪聲越小。

4) 當發(fā)動機處于怠速運行階段時,管道直徑大于36 mm且管道長度為150 mm時,噪聲抑制效果最好;當發(fā)動機處于全功率運行階段時,管道直徑小于32 mm且長度為150 mm時,噪聲抑制效果最好。