GT-POWER进气系统噪声分析
乘用车进气系统噪声测试与分析
乘用车进气系统噪声测试与分析随着社会的发展，人们对乘用车的要求越来越高，性能好、噪音小、舒适度高的乘用车，备受客户的欢迎。
本文针对乘用车进气系统噪声测试与分析进行研究，论述了乘用车进气系统噪声测试设备与环境，以及半消声室内乘用车进气系统噪声测试结果与分析。
标签：乘用车；进气系统；噪声；测试分析1乘用車进气系统噪声测试设备与环境乘用车进气系统噪声测试环境乘用车进气系统噪声测试试验，在不同的环境中测试，结果也各不相同。
但是依据《汽车加速行程车外噪声限值及测量方法》，可以将A声级作为判断噪声的标准。
在现实的试验过程中，A声级的噪音，在特殊的环境下，会产生更大的声音影响，不仅仅是声音的大小，与环境的因素也有较大关系。
因此为准确测试声音的级别与性质，需要对噪声测试环境进行选择，选择合适的条件，才能确保声音测试的准确性。
乘用车进气系统噪声测试环境，需要选择半消声室内，以及安静空旷的操场，才能满足测试的需求。
半消声室是声学实验室，将测试的生源放在强反射地面上，生源的声波形成球面的形状向外发射，其发射的范围大概是2立方米。
国家队噪声测试环境也有明确的标准，本底噪声既是无噪声的环境，在此环境进行噪声测试，需要考虑风噪声的影响。
本底噪声的最低标准，要根据测试车辆噪声，需要低于10db，同时注意不受其它噪声的影响。
利用半消声室进行试验，要注意背景噪声需要不超过18db，测试的噪声要超过30db。
2半消声室内乘用车进气系统噪声测试结果与分析2.1半消声室内乘用车进气系统噪声测试。
半消声室内乘用车进气系统噪声测试，是将测试车停放在半消声室内，保持室内环境安静，使得试验结果不受其它因素的影响。
测试时，为还原测试环境，需要对道路上的环境进行模拟，将沥青路面作为实验室的中转鼓鼓面，车辆带动鼓面运动，来模仿车辆行驶过程。
依据国家规定的档位标准，将档位调到对应的档位，测试车速度控制在130KM/h，注意不能超过130KM/h。
将车辆加速时的噪声进行测试记录，并进行数据搜集。
采用仿真软件GT-Power和Fluent的消声器声学和流场分析
采用仿真软件GT-Power和Fluent的消声器声学和流场分析吴杰;王明亮【摘要】某新车型怠速噪声严重超标,通过仿真软件GT-Power和Fluent仿真分析明确了消声器低频消声不足的原因及结构缺陷.提出了横流穿孔结构的前消声器结构,并改进了主消声器的穿孔形式.GT-Power仿真和试验结果表明,消声器低频消声性能得到提高,无载和带载怠速噪声分别降低超过4 dB(A)和3 dB(A),三挡全油门尾管总噪声及排气背压均满足技术要求.【期刊名称】《华南理工大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2018(046)006【总页数】7页(P81-86,102)【关键词】排气系统;消声器;GT-Power;Fluent;流场分析【作者】吴杰;王明亮【作者单位】华南理工大学机械与汽车工程学院,广东广州510640;华南理工大学机械与汽车工程学院,广东广州510640【正文语种】中文【中图分类】U464.149排气噪声是汽车的主要噪声之一[1]，噪声控制法规对消声器的设计要求趋于严格.计算机仿真技术的发展大幅度降低了消声器的开发成本，缩短了开发周期.侯献军等[2]利用GT-Power声学软件设计消声器并验证了软件仿真的有效性.李洪亮等[3]利用Fluent研究了消声器压力损失产生原因并指导消声器结构优化.张德满等[4]利用计算流体力学方法对消声器内部结构进行了分析优化，消声器压力损失得到明显降低.邓兆祥等[5]基于计算流体力学方法研究了结构参数和气流速度对穿孔管消声器再生噪声的影响，揭示了再生噪声的产生机理.康钟旭等[6- 7]通过建立计算流体力学模型计算了结构参数和掠过流马赫数对消声器穿孔板声阻抗的影响，计算结果表明，掠过流对穿孔板的声阻抗和穿孔管消声器的消声性能有明显影响.某在线开发轿车实车测试的空调关闭、开启状态下尾管怠速噪声超标3～5 dB(A).文中首先利用GT-Power软件对消声器初始方案进行声学性能仿真并分析了怠速噪声偏高的原因，进而利用Fluent软件对初始方案进行流场性能仿真，分析了消声器内部结构缺陷.结合消声器消声性能和流场性能分析给出了优化方案并进行试验验证.1 初始方案声学及流场仿真1.1 初始方案尾管噪声仿真GT-Power声学软件以一维流体动力学模型为基础，采用有限体积法进行计算.根据实际测量发动机进气系统参数和排气岐管系统参数，分别建立发动机的进气系统和排气岐管系统模型，根据主机厂给定的发动机参数(如表1所示)建立发动机箱体系统模型，将建立好的三大系统连接建立发动机GT-Power模型并根据试验数据修正模型，修正后模型数值对比如表2所示.从表2可以看出，额定功率(6 000 r/min)和峰值扭矩(4 500 r/min)的相对误差均低于5%，模型精度满足排气系统性能计算的精度要求.表1 发动机参数表Table 1 Engine parameters table参数数值参数数值排放标准国V缸径/mm75排量/L1.5行程/mm84.8工作方式自然吸气冲程4节气门电子气门额定功率/(kW·r-1·min-1)84/6000点火线圈笔式×4最大扭矩/(N·m·r-1·min-1)143/4000汽缸数4每缸气门数/个4压缩比10.5燃料形式汽油表2 发动机额定功率及峰值扭矩的仿真与实验值对比Table 2 Comparison of simulational and experimental engine rated power and peak torque功率和扭矩额定功率/kW峰值扭矩/(N·m)实验值84143仿真值82.71142.57误差/%-1.54-0.3根据生产厂家提供的两套初始方案的排气系统结构参数(前消声器相同)，运用GT-Power软件建立发动机和排气系统的耦合仿真模型，如图1所示.图1 发动机与排气系统的GT-Power耦合仿真模型Fig.1 Coupled GT-Power simulation model of engine and exhaust system 图2为在三挡全油门(3WOT)加速工况下，利用耦合仿真模型计算得到的初始方案尾管噪声总值及各阶次噪声变化曲线.由图2可知，发动机低转速的排气噪声主要是由各阶次噪声引起，当发动机转速达到3 000 r/min以上时，气流再生噪声对尾管总噪声影响较大[8].初始方案1空调关闭，开启的怠速噪声分别为64.82dB(A)、68.46 dB(A);初始方案2空调关闭,开启的怠速噪声分别为65.62 dB(A) 、69.24 dB(A)，均超出了主机厂要求的61 dB(A)(空调关)、65 dB(A)(空调开).图2 3WOT工况下初始方案尾管噪声Fig.2 Tailpipe noise of the original scheme at 3WOT case1.2 初始方案传递损失传递损失TL是表征消声器本身消声性能的重要特征.一般地，消声器的传递损失越大消声性能越好.传递损失表明声波经过消音元件后声波能量的衰减，即入射声功率级LWi和透射声功率级LWt的差值[8]：(4)式中，Wi为入射声功率，Wt为透射声功率.根据两负载法传递矩阵原理[9]在GT-Power中建立消声器传递损失仿真模型，计算得到传递损失变化曲线，如图3所示.图3 消声器传递损失变化曲线Fig.3 Change curve of transmission loss of the mufflers由图3(a)可知，初始方案前消声器中、高频消声性能较好，但200 Hz以下的传递损失低于9 dB(A)，消声性能差.方案1后消声器在高于200 Hz时传递损失数值超过30 dB(A)，但是低于120 Hz时传递损失低于18 dB(A)，最小传递损失数值为12.5 dB(A)，消声性能较差.方案2后消声器在170～910 Hz范围内传递损失超过25 dB(A)，但是在低于170 Hz和高于910 Hz时传递损失数值均低于25 dB(A)，在100 Hz以下的传递损失低至0 dB(A)，消声性能差.由图3(b)可知，两套初始方案消声器总传递损失在100 Hz低频范围内均低于18 dB(A)，这是造成尾管怠速噪声偏高的主要原因之一.1.3 初始方案内部流场仿真低频传递损失不足的主要原因在于消声器内部结构对低频声波的衰减不足，下面主要分析消声器的低速流场，分析低频传递损失不足的原因以指导结构优化.消声器的三维几何模型如图4所示.图4 初始消声器三维几何模型Fig.4 3D models of the initial mufflers为了分析消声器低速流场，设置消声器入口速度为20 m/s(对应发动机1 500r/min以下低转速工况).图5为前消声器内部速度矢量云图.由图5可知，只有少量气流流入吸音棉腔(高频消音腔)和共振腔，绝大部分气流直接排出消声器，这种前消声器高频吸音棉腔和高频共振腔直通管结构不利于衰减波长较长的低频段声波，低频消声效果较差[8].图5 前消声器速度矢量云图Fig.5 Velocity vector contour plot of the front muffler图6、图7为前消声器内部湍动能云图和再生噪声云图.可以看出，气流再生噪声云图和湍动能云图数值变化趋势相对应，表明气流速度剧烈变化是引起再生噪声的主要原因之一.由图7可知，再生噪声基本在60 dB(A)以下，说明发动机低转速时的气流再生噪声对尾管噪声影响不大，并非引起尾管怠速噪声偏高的原因.图6 前消声器湍动能云图Fig.6 Turbulent kinetic energy contour plot of the front muffler图7 前消声器再生噪声云图Fig.7 Regenerated noise contour plot of the front muffler综合上述分析，发动机低转速时前消声器的二次噪声数值较低、低频消声性能不足的主要原因在于前消声器结构简单、声阻抗较低、吸音棉腔和共振腔消声频率偏高，因此，需要优化调整前消声器内部结构以增加低频消声性能.后消声器内部结构复杂，需要对后消声器内部二维流场平面进行选择性分析，初始方案1和初始方案2的3个选择面如图8所示，特征见图4.图9为两套初始方案主消声器的速度迹线云图.1—隔板穿孔；2—入口管；3—出口管图8 后消声器剖面图Fig.8 Cross-section drawn of the rear mufflers图9 后消声器速度迹线云图Fig.9 Velocity track contour plot of the rear muffler由图9可知，初始方案1最后一腔隔板穿孔共振腔，仅有小部分气流流入，主要衰减中、高频率声波，对低频段声波衰减贡献较小.当气流从消声器入口腔流入第3腔时，气流向各个方向发散并没有形成明显涡流，进入第2腔时也没有形成明显涡流.当气流从第2腔流入第1腔，气流以较高的流速直接冲击到端盖，经过180°反转流入出口管，消声器抗性结构复杂，有利于衰减低频声波.初始方案2最后一腔出口管穿孔并填充吸音棉，主要衰减特定高频声波，对低频声波衰减贡献很小.消声器的第1、2腔单个腔体容积明显大于方案1的第1、2、3腔单个腔体容积，当气流从消声器入口腔流入第2腔时，虽然有部分气流直接流入第1腔，但是部分气流在第2腔内形成明显的涡流，会增加消声器的压力损失.气流流入第1腔时，因为腔内容积较大，部分气流直接流入出口管，虽然这样可以减小气流阻力损失，但也减小了消声器声阻抗，不利于衰减声波.图10给出了两套初始方案处理后消声器剖面速度矢量云图.图10 两套后消声器剖面速度矢量云图Fig.10 Velocity vector contour plot at the cross-section drawn of the two rear mufflers从图10(a)、图10(b)可以看出，在直径相同、气流入口流速相同的情况下，方案1比方案2入口管产生的射流粗且距离短，有利于高速气流与低速气流的冲击碰撞，能够进一步改变声波的传播规律以及入口管截面的声阻抗[10- 11].同时也会减小对隔板的冲击，降低排气阻力损失以及高频冲击噪声.方案1的最后隔板穿孔比方案2的不穿孔在降低气流冲击噪声和降低排气阻力方面有较大优势.由图10(c)、图10(d)可知，气流穿过隔板3.5 mm圆孔时，产生的射流范围小，不会冲击到正对隔板，并且圆孔之间距离较小，流场分布相对均匀，不易产生较大的再生噪声.对比图10(e)、图10(f)可以看出，隔板穿孔直径越大，气流穿过隔板时产生的射流范围越大、距离越长，且对穿孔位置正对隔板处产生冲击，易产生冲击噪声和射流噪声.图11给出了两套初始方案后消声器剖面湍动能云图.从图11可知，方案1的湍动能数值比方案2的大，且数值最大处位于第3隔板大圆孔(直径21 mm)正对的第2隔板小圆孔穿孔处.结合图10(e)可以看出，大圆孔穿孔处形成速度高、距离长的射流，高速射流直接冲击到第2隔板，使得第2隔板小圆孔穿孔处速度急剧变化，产生较大的湍动能.由图11(e)可知，在大圆孔处形成了数值大、范围广的湍流，且流场分布不均匀，不仅会产生较大的再生噪声，还会增大气流摩擦损失，增加排气阻力.与图11(b)、图11(d)和图11(f)相比较可以看出，小圆孔穿孔则无此现象.因此，从流场性能方面考虑，隔板穿孔选择小圆孔更好.图11 两套后消声器剖面湍动能云图Fig.11 Turbulent kinetic energy contour plot at the cross-section drawn of the two rear mufflers2 消声器优化方案前消声器采用横流穿孔以增加消声器抗性结构，从而增加消声器的中、低频降噪性能.在保证主机厂要求的离地间隙前提下，为增加消声器容积，选择前消声器截面为三角形形状.后消声器取消大圆孔隔板穿孔，用直径3.5 mm的小圆孔代替，将初始方案1的前3个消声腔与初始方案2的最后两个消声腔组合，并将最后一个隔板开3.5 mm圆孔，设计成与初始方案截面相同的5腔结构后消声器.前、后消声器优化方案二维结构示意图见图12.后消声器第1至第5腔长度分别为150、110、185、180、75 mm，第5腔填充玻璃纤维350 g.第1、2、3隔板各穿孔166个直径3.5 mm的圆孔，第4隔板穿孔266个直径3.5 mm的圆孔.进气管直径42.6 mm，出气管直径70 mm.距离出气管第1隔板20 mm处穿孔48个直径3.5 mm的圆孔，距离第4隔板7.5 mm处穿孔240个直径3 mm的圆孔.前消声器参数为：第1至第3腔长度分别为145、100、155 mm，第3腔填充玻璃纤维130 g.第1、2隔板分别穿孔32个直径10 mm的圆孔、100个直径3 mm的圆孔.进气管直径48 mm，出气管直径65 mm，出气管穿孔390个直径3 mm的圆孔.图3中给出了消声器优化方案的传递损失，在200 Hz范围内，前消声器、后消声器传递损失均较初始方案有较大幅度提高，表明采用GT-Power声学仿真结合Fluent流场分析的优化方法是有效的.图12 消声器优化方案Fig.12 Optimization scheme of muffler图13为3WOT工况下初始方案与优化方案尾管总体噪声和2阶次噪声仿真结果对比图，可以看出，在1 500 r/min以下时，优化方案尾管噪声下降明显，怠速噪声有较大幅度降低.优化方案尾管2阶次噪声在发动机转速低于4 200 r/min时降低明显，怠速2阶次噪声比初始方案降低2.1dB(A)左右；2 000 r/min 2阶次噪声较初始方案1降低4.02 dB(A)，较初始方案2降低6.27 dB(A).优化方案也消除了初始方案在发动机2 500 r/min时的2阶次噪声峰值，较初始方案1降低6.74dB(A)，较初始方案2降低10.27 dB(A)，优化方案的阶次噪声改善明显.图13 3WOT工况下初始和优化方案的尾管仿真噪声Fig.13 Simulated tailpipe noise of the original and the optimized scheme at 3WOT case3 试验验证制作优化方案样件并安装到带有半消声室的试验台架，测量排气压力.总体布置及实物安装如图14所示，图中点1、点2为压力传感器安装位置.测量发动机从怠速到5 500 r/min过程中点1、点2的全压值，5 500 r/min时，排气系统点1背压为45 kPa，满足技术要求.为验证优化效果，进行实车测试，空调关闭、开启状态下怠速噪声分别降低至60.64 dB(A)和64.98 dB(A)，满足了技术要求.图15为实车试验测得的发动机转速1 000～5 000 r/min范围内的3挡全油门尾管噪声总值以及2阶次噪声值，均满足要求.图14 实验室总体布置及实物图Fig.14 Layout and material object drawings of the laboratory图15 整车3挡全油门试验尾管噪声图Fig.15 Experimental tailpipe noise map of the vehicle at 3WOT case4 结语消声器进气管正对隔板穿孔比不穿孔好，能够降低气流对隔板冲击、降低冲击噪声以及排气阻力.隔板大圆孔(直径21 mm)穿孔，产生射流较大，流场分布不均匀，穿孔附近湍动能增加易引起较大再生噪声.隔板小圆孔(直径3.5 mm)穿孔比大圆孔穿孔好，产生的射流和湍动能更小，流场分布更加均匀.横流穿孔管结构前消声器低频消声性能更好.文中的仿真分析与设计方法及给出的横流消声器子结构也可为其它消声结构的优化设计提供借鉴.参考文献：【相关文献】[1] 马大猷.噪声与振动控制工程手册 [M].北京：机械工业出版社，2002.[2] 侯献军，王天田，田翠翠，等.基于GT-Power的乘用车消声器设计 [J].北京理工大学学报，2010，30(2)：161- 165.HOU Xian-jun,WANG Tian-tian,TIAN Cui-cui,et al.Design of Passenger Vehicle Muffler Based on GT-Power [J].Transaction of Beijing Institute of Technology,2010,30(2):161- 165.[3] 李洪亮，谷芳，程魁玉，等.某轿车消声器性能的数值模拟 [J].汽车工程，2008，30(10):885- 888，897.LI Hong-liang,GU Fang,CHENG Kui-yu,et al.Acoustic analysis of automobile engine exhaust system based on CFD [J].Automotive Engineering,2008,30(10):885- 888,897. 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(完整)GT-Power工作指南
GT-Power工作指南上海交通大学汽车工程研究院发动机所年月日GT—Power工作指南编写：校对: 审核: 批准:目录1.软件简介.......................................... - 1 -2.数据收集.......................................... - 2 -2.1发动机结构数据............................... - 2 -2。
2发动机试验数据............................... - 5 -3.四缸汽油发动机模型的建立.......................... - 6 -3.1单缸汽油机的建立............................. - 7 -3。
1.1 ................... 进气环境（Inlet Environment） - 7 -3.1。
2 ........................ 进气支管（intake runner) - 9 -3。
1.3 ............................ 进气道（Intake Port） - 10 -3。
1。
4.............. 进排气门（Intake Exhaust Valves) - 11 -3.1。
5 ................................. 气缸（Cylinder） - 13 -3。
1。
6........................ 喷油器（Fuel Injector） - 17 -3.1。
7 .... 排气道与排气支管（Exhaust Port and Runner) - 18 -3。
1。
8.................. 出口环境(Outlet Environment） - 20 -3.1.9 ............... 发动机曲轴箱(Engine Crank Train） - 21 -3。
发动机进气系统性能仿真及降噪优化
发动机进气系统性能仿真及降噪优化
侯献军;朱美颖;刘志恩;颜伏伍;杨晓
【期刊名称】《噪声与振动控制》
【年(卷),期】2011(031)005
【摘要】在GT-Power中建立某发动机进气系统性能仿真模型,针对阶次声压级下个别转速进气口噪声高于目标噪声的问题进行优化,结构上增加空气滤清器容积,调整赫姆霍兹谐振腔和1/4波长管参数.仿真结果表明,优化后的进气口噪声总声压级和阶次声压级均低于目标限值,进气压降也满足不高于2.5 kPa的要求,发动机噪声有明显改善.
【总页数】4页(P42-44,57)
【作者】侯献军;朱美颖;刘志恩;颜伏伍;杨晓
【作者单位】武汉理工大学汽车工程学院,武汉430070;现代汽车零部件技术湖北省重点实验室,武汉430070;武汉理工大学汽车工程学院,武汉430070;现代汽车零部件技术湖北省重点实验室,武汉430070;武汉理工大学汽车工程学院,武汉430070;现代汽车零部件技术湖北省重点实验室,武汉430070;武汉理工大学汽车工程学院,武汉430070;现代汽车零部件技术湖北省重点实验室,武汉430070;上汽通用五菱汽车股份有限公司,广西柳州545007
【正文语种】中文
【中图分类】TK411+.6
【相关文献】
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2.GDI发动机进气系统的优化分析 [J], 田智;耿杰;甄旭东;刘大明;韩林
3.发动机试验室进气系统的优化设计 [J], 毛赛龙;郑建;
4.浅析汽车进气系统的降噪优化设计 [J], 李峰; 梁志涛
5.浅析汽车进气系统的降噪优化设计 [J], 李峰; 梁志涛
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基于GT—Power的汽车排气系统开发
基于GT—Power的汽车排气系统开发作者：刘淑玉等来源：《汽车科技》2018年第01期摘要：根据汽车排气系统设计目标排气背压和尾管噪声两大指标，对消声器筒体体积、腔数、尾管直径进行估算，设计出预选方案；通过GT-Power模拟和实车测试交替进行，对预选方案进行二次筛选优化，最终得到满足噪声及背压要求的最终方案。
关键词：汽车排气系统；消声器设计；GT-Power中图分类号：U464.134.4 文献标识码：A 文章编号：1005-2550（2018）01-0039-05前言汽车是当代人使用的主要交通工具。
随着汽车保有量的逐年增长，汽车噪声已经成为城市环境噪声的主要部分。
而排气噪声又是汽车主要噪声源之一，因此排气噪声的控制也越来越受到重视。
排气噪声的控制是通过排气消声器实现：一般排气背压越大，消声效果越好，但发动机功率损失也越大；反之亦然。
本文通过GT-Power辅助分析、实车测试对排气尾管噪声和排气背压两个主要指标进行优选，确定消声器的最终方案。
1设计目标排气背压：要求不大于37kPa——配有排气系统的发动机在额定转速时三元催化器前端检测的压力损失台架数据。
尾管噪声：图1为排气尾管噪声的总声压级及各阶次声压级限值曲线（三档全油门加速）。
2计算分析2.1消声器简体体积估算通常，消声器简体容积较小，发动机功率损耗就会较大，消声效果较差；容积较大，虽然消声量大、功率损耗小，但消声器装配性变差，且消声器成本会上升。
筒体体积的选择以稍高于设计目标值为佳，以控制系统成本。
以某款配1.2L自然吸气四缸汽油发动机车型为例，对消声器容积进行估算：2.2消声器腔数的选择常见的筒体一般分隔为2～4腔。
理论上，腔数越多，高频消声越好，低频消声越差，排气背压也会越大；腔数越少，低频消声越好，高频消声越差。
因此，消声器筒体腔数的选择应兼顾消声特性和消声量嘲。
一般是根据消声量进行选择：A类消声量≥10dB（A），n=2～3；B类消声量≥15 dB（A），n=3～4；C类消声量≥20dB（A），n≥4。
期刊-基于gt_power软件的某汽车排气系统消声器改进_黄东洋
第1期李广英等：瓦特连杆扭转梁悬架建模优化与整车仿真收稿日期：2013-05-13作者简介：黄东洋（1989－），硕士研究生，研究方向为噪声振动和CAE 分析，huang －dongyang@126．com ；宋晓琳（联系人），教授，博士生导师，jqysxl@hnu．edu．cn 基于gt-power 软件的某汽车排气系统消声器改进黄东洋，宋晓琳（湖南大学汽车车身先进设计制造国家重点实验室，长沙410082）摘要：通过gt-power 软件对发动机某一转速下排气系统尾管噪声进行仿真。
提出几种消声器改进方案，选出最佳方案。
在该方案基础上，分析几种因素变化对消声器性能影响，选出较为理想的参数。
最终使功率损失、插入损失等指标达到较好的水平，解决了尾管噪声过高的问题。
得出了穿孔管，插入管长度，扩张腔体积对消声性能影响较大的结论。
关键词：排气系统；消声器；改进；gt-power ；插入损失；功率损失中图分类号：U464文献标识码：A 文章编号：1003-8728（2015）01-0151-04Improvement of Automotive Exhaust SystemMuffler Based on gt-power SoftwareHuang Dongyang ，Song Xiaolin（State Key Laborotary of Advansed Design and Manufacture for Vehicle Body ，Hunan University ，Changsha 410082）Abstract ：The tailpipe noise of some automotive exhaust system was simulated in some speed of engine with gt-power software．Several improved schemes of exhaust system muffler were put forward ，and then choose the best one from them．Based on the best scheme ，the impact of a few factors changes on noise elimination was analyzed ，and ideal parameter scheme was selected．Finally ，main indexes such as power loss and insertion loss all reach a preferable level ；the tailpipe noise is decreased greatly．It is concluded that the lengths of perforated pipe and insert pipe ，and the volume of expansion chamber have a great impact on noise elimination．Key words ：acoustic noise ；automobiles ；computer simulation ；computer software ；exhaust systems （engine ）；gt-power ；improvement ；insertion loss ；mathematical models ；mufflers ；noise abatement ；parameterization ；power loss ；three dimensional在汽车噪声中，发动机的排气噪声是重要的噪声源，而排气消声器的设计对于降低发动机的排气噪声是相当重要的［1］。
降低发动机进气系统噪声的研究
降低发动机进气系统噪声的研究现代汽车发动机进气系统的噪声是一个重要的问题，尤其是在高压缩比和高转速的情况下，会造成相当大的噪声污染。
高噪声不仅会影响乘车者的舒适性，也会降低发动机的性能和工作效率。
为了降低发动机进气系统的噪声，许多研究人员对此进行了广泛的研究。
降低噪声的主要方法有两种，一种是通过外部隔音，另一种是通过内部减震和降噪。
在外部隔音方面，最重要的是减少发动机与驾驶室之间的传声。
这可以通过使用隔音材料和空气隔音系统来实现，从而显著降低汽车内部噪音水平。
在内部减震和降噪方面，主要有以下几种方法：第一种是优化进气系统的设计。
优化进气总成的设计可以降低气流的涡流噪声和气体压力扰动噪声。
具体来说，可以采用光滑的气道设计、优化进气系统的截面和曲率，以及增加缓解噪声的附加装置等。
第二种是降低进气中的噪声。
对于发动机进气系统来说，如果空气通过空气滤清器和进气歧管时发出噪音，则可以降低这些部件的噪音水平。
具体来说，可以优化空气滤清器的设计，减少噪音的产生和传播，或者使用音频缓冲器来吸收噪音。
第三种是改善发动机的机械结构。
我们知道，某些发动机结构（如吸气阀门，进气歧管等）会产生噪音。
在这种情况下，可以通过缓冲、吸声等方法降低噪声。
具体来说，可以使用吸波材料、减震垫等附加装置来降低噪声。
总之，在研究发动机进气系统的噪声减少方面，需要对汽车的全局噪声情况进行综合考虑，进行全面的设计和优化，以便在尽可能降低噪声的同时保证汽车的性能和安全。
在今后的研究中，可以通过特定的模型和试验，进一步改善和优化发动机进气系统的噪声问题。
除了上述方法，还有其他一些较为高级的技术可以用于降低发动机进气系统噪声。
例如，一些研究人员使用被动和主动降噪系统来降低进气噪声。
被动降噪系统通常使用吸声材料和隔音设备来吸收和隔离噪声。
而主动降噪系统则利用扬声器和与发动机相关的传感器来检测和产生反向声波，从而抵消噪声。
此外，还可以使用CFD仿真技术来优化发动机进气系统的噪声，以确保气道的光滑度并减少气流噪声。
GT-SUITE各模块简介
“空气”可以通过混合不同的气体得到，考虑湿度对气体特性的影响。 燃料：碳氢化合物、酒精、氢等任意组分。
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燃烧的产物多达 11 种。 完整的化学平衡计算。 气体可以作为理想气体或真实气体处理。 发动机中的任何部分都可以用 STAR-CD 建模，然后耦合计算。
燃烧/排放： 直喷式柴油机多区燃烧模型（400 区）。 火花塞引燃式发动机的湍流火焰模型（从 CAD 得到燃烧室的 3D 形状）。 缸内直喷汽油机（GDI）燃烧模型。 韦伯函数模型（汽油机、柴油机）。 直接输入实验测得的放热率曲线。 火花塞引燃式发动机的 NOx 和爆 震模型。 直喷式柴油机的 NOx和碳烟模型。 催化器的化学反应模型。 允许用户编写自己的燃烧过程。 平均值发动机应用于控制系统的
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主要功能： 单个或多个凸轮。 实心或液力挺柱。 平面或滚动随动件。 单级或两级气门弹簧（机械或 空气弹簧）。 弹簧振荡和弹簧圈的相互干 扰。 缸内和气门背部压力的影响。 部件热膨胀的影响。 多个循环过程的仿真计算。 摩擦导致的力/功率损失。 可以输出所有部件的位移、速度、加速度、力、扭矩和变形。 轴承轨迹，油膜厚度。 落座速度。 内置了一个凸轮设计工具。
与第三方软件的耦合使用： 与 STAR-CD 进行一维/三维的耦合计算。 与 S/EXCEL 的耦合使用简化了输入输出。 与 modeFRONTIER 耦合可以进行多目标、多自变量、多约束的优化设 计。
3
GT-POWER
GT-POWER 已经被用于全球众多领先的发动机和车辆的制造厂、研究所，是 一款几乎成为工业标准的发动机仿真软件。它具有使用方便以及与 GT-SUITE 其 它模块高度集成等优势。
6
设计。 进气口的湿壁模型（用于描述燃油喷到进气口壁面上形成油膜、油膜蒸 发和输送的模型）。 噪声分析： 噪声和压力损失。 在外部任意麦克风位置的噪声。 瞬 态 噪 声 分 析 （ 比 如 1000 ～ 6000rpm 加速过程）。 通过噪声（移动的车辆）。 倍频分析（1、1/3 和 1/10）。
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应用GT-POWER进行发动机进气系统噪声仿真
Noise Simulation of Engine Intake System
by GT-POWER
张小燕
（长安汽车工程研究院 重庆 401120）
摘要：本文以进气系统的设计为例，介绍了用GT-POWER计算进气系统的模拟过程和进气系统的设计方法和过程，验证了几种主要的消声结构对进气系统噪声的影响，说明了GT-POWER 软件在进气系统开发中发挥的主要作用。
关键词： 进气系统 设计 噪声 GT-POWER
Abstract：the paper introduced the intake system simulation and design by GT-POWER, verified the effect of some anechoic structure and showed the main function of GT-POWER in intake system development.
Key words： Intake system design noise GT-POWER
1、前言
发动机的进气系统的主要功能除了为发动机提供充足的，干净的空气外，还要有很好的降噪作用。
进气系统是汽车最主要的噪声源之一，进气口的噪声是影响整车通过噪声的一项重要的因素，所以进气系统的降噪设计也是非常重要的。
进气系统的噪声降低与进气系统的压力损失两者之间是一对矛盾。
如果进气管道截面积越大，空气流通就越顺畅，压力损失越小，发动机功率就越大，但同时进气口噪声也就越高。
在设计中就必须平衡这对矛盾。
本文研究项目是在发动机现有的进气系统基础上进行设计改进，将发动机进气口的噪声控制在目标值之内。
本文应用发动机热力学计算分析软件GT-POWER建立发动机热力学和声学分析模型，计算出发动机进气口的噪声总压值。
通过不断的增加消声结构，逐步降低进气口的噪声，直到满足控制目标。
2、进气系统消声设计步骤
1)首先不采用任何消声措施，只用一根管道与发动机相连接，分析进气口噪声变化，
将结果与目标噪声比较，得到所需要的消声曲线。
2）设计空气滤清器。
根据安装空间设计空气滤清器本体。
空气滤清器容积应该尽可能的大，这样传递损失大而且覆盖的频带宽。
图一 常用空滤器结构
空滤器的进入管和输出管有时会插入到空滤器中，插入的长度对传递损失有影响，不同的插入长度都能够提高空滤器的传递损失，但插入管会带来较大的功率损失，其功率损失要比减小管道截面积带来的损失还要大。
空滤器的传递损失为：
)])2cos()2cos()L 2sin(
()1m (25.01[10lg TL 2λπλπλπb a L L m −+= (1) La 为进入管在空滤器中的长度；L 为空滤器本体长度；
Lb 为输出管在空滤器中的长度；m 为扩张比。
3）确定空滤器进出管的管径，减小空滤器进、出管管径对降低噪声有好处，但是会增
加进气系统的压力损失，降低发动机的进气量，影响发动机的性能。
在设计时要
权衡两方面的得失。
4）根据增加了空气滤清器之后的进气口噪声来确定需要增加的消声结构。
常用的消声
结构如下：
A 赫姆霍兹消声器一般是针对低频的，传递损失与消声容积的形状没有关系。
赫姆霍兹消声器的共振频率为：
c
c Vl S c f π22= （2） 传递损失为：
]2/(1lg[102f
f f f S l V S TL r
r m c
c −+= （3） V 为空滤器容积；Lc 为连接管长度；Sc 为连接管截面积；Sm 为主管道截面积
B 1/4波长管一般用来消除高频噪声，如果要用1/4波长管消除低频噪声，波长管
必须做得很长。
1/4波长管的共振频率为：
L
c n f 4)12(−= （4） 1/4波长管的传递损失为：
])2tan *(4
11lg[102λπL m TL += （5）
3、GT-POWER 在进气系统设计应用的实例
GT-POWER 软件能够模拟发动机的气体流动情况，通过建立发动机的模型、进气系
统噪声分析模型及设置麦克风信号采集信息，可以得到进气口的噪声总压。
将进气口的噪声总压控制在目标值之下，能够很好的降低发动机的进气噪声。
发动机原机的进气系统的空滤器容积为8.7L，空滤器进管直径为76mm，出管直径
为68mm ,与现在的发动机匹配，由于空间限制进气系统的空滤器容积必须减小。
根据现状态的空间尺寸设计空气滤清器本体为5.8L，空滤器进管直径为76mm，出管直径为68mm。
首先计算新状态进气系统的进气口噪声水平，结果如图二：
图二 新旧进气系统噪声比较
由计算结果可以看出，新状态的空滤器由于体积减小，导致进气口噪声增加，不能达到控制目标，必须增加其它消声结构，降低进气口噪声。
下面分几步优化新状态进气口的噪声，使其满足控制目标。
第一步：减小空滤器进管的直径由原来的76mm减小为60mm。
减小进管管径，能够提高扩张比，降低进气口噪声。
减小空滤器进管的管径能够有效的降低进气口的噪声，但需要同时关注发动机进气系统的压力损失增加情况，不能因为噪声降低引起发动机功率损失太大。
图三 空滤器进管直径对进气系统噪声比较
第二步：在第一步的基础上将进管进口部的直径由原来的60mm减小为50mm。
图四 空滤器进管进口直径对进气系统噪声比较
将空滤器进管进口改为缩管的形式，能够适当降低进气口的噪声总压。
第三步：在空滤器进管的中间增加四个小孔，小孔的作用是用来消除驻波影响的。
图五 空滤器进管小孔对进气系统噪声影响比较
4个小孔对于降低发动机进气口的噪声在整个发动机转速范围内都有明显的作用。
发动机进气口的噪声在2000rpm-3000rpm之间的噪声水平仍然高于控制目标。
第四步：第三种状态进气口各阶的噪声如图六所示：
图六 进气口各阶噪声分布曲线
由图六可以看出，影响进气口的噪声主要为二阶噪声。
在2000rpm-3000rpm之间，主要的噪声为二阶，在2500rpm时出现噪声峰值。
可以采用增加谐振腔降低2500rpm的噪声。
2500rpm的二阶频率为83Hz，所以建议增加83Hz的谐振腔来降低2000-3000rpm的噪声。
增加83Hz谐振腔后的计算结果如图七：
图七 空滤器谐振腔对进气系统噪声影响比较
计算结果表明83Hz谐振腔能够有效的降低2000rpm-3000rpm的噪声并使整个转速范围内的噪声降低到了控制目标之内。
第五步：验证进气系统对发动机性能降低的影响。
一般发动机不带进气系统与带进系统，在额定转速点的功率损失要求低于5%。
经过计算6000rpm时，不带进气系统时，发动机的功率为108.4kW,带进气系统时，发动机的功率为106.0kW,功率降低为2.2%，小于5%，满足设计要求。
经过分步模拟计算，得到与发动机匹配且满足噪声要求的进气系统初步结构和设计尺寸，根据此数据进行进气系统的详细设计。
4、小结
GT-POWER软件能够预测发动机进气口的噪声，能够对各种降噪结构的降噪效果进行预测，同时能够兼顾分析进气系统改变对发动机性能的影响。
GT-POWER软件能够很好的为发动机进气系统的前期开发提供快速有效的指导。
参考文献
1、庞剑 谌刚 何华等 汽车噪声与振动，北京理工出版社，2003年
2、何渝生，汽车噪声控制，机械工业出版社，1995年。