Internal Combustion Engine &Parts
0引言
汽车废气涡轮增压器利用发动机排气能量带动涡轮叶片转动，使同轴的压气机叶片同步转动并且压缩进气空气，增大进气压力，从而增加发动机进气量，进而提高发动机功率。涡轮增压技术既可以减少污染物的排放，又可以提高发动机功率节约能源，因此被广泛运用与汽车发动机上[1]。由于增压器的引入，也带来了一些NVH 问题，王钦庆对几种常见涡轮增压器噪声进行了详细的阐述，刘丽媛对增压器噪声控制与进气系统消声器设计进行了研究。多数情况下，随着增压器介入后，增压器后管内压力迅速升高，当急收油门时，管路内压力无法释放，节气门和压气机叶片势必受到高压气体冲击，会有一定程度的损坏。因此，引入泄气阀这一结构，很好的将增压管路内气体泄掉，由于泄气阀的引入，带来了泄气声品质问题，是当前增压进气系统常见的问题。郑超等对某增压汽油机RCV 泄气声进行了优化，采用了试验仿真结合的方法进行设计消声器[2]。
本文通过车内及进气口泄气声频率特性的识别，针对频率设计进气管路宽频消声器，达到优化泄气声的目的。
1消声器设计原理
消声器可被分为三大类，主要是主动消声器、被动消声器和半主动消声器，应用较为广泛的是被动消声器。主要的被动消声器包括扩张消声器、赫姆霍兹消声器和1/4波长管等。这些元件使得一些频率的声波通过，同时也阻止了另一些频率的声波传递，这样就起到了消声器的效果[3]。本文设计的是一种扩张消声器，声波经过扩张消声器时，声阻抗发生明显变化，将部分能量反射回声源，使传递声能减少。zigbee模块通信
评价消声器性能的参数是传递损失，传递损失（TL:Transmission Loss ）表明声音经过消声元件后能量的衰减，即入射声功率级L Wi 和透射声功率级L Wt 的差值，通常情况下我们认为传递损失值越大，消声器效果越好。扩张消
声器的传递损失
计算公式为：（1）（2）
式中：D 是扩张器的直径、d 是管道直径，L 是扩张腔器的长度，λ是波长。扩张消声器
的中心频率计算公式为：（3）式中，L 是扩张器的长度，c 是声音传播的速度。不难
看出，当声速一定时，扩张器长度增大，中心频率失望低频移动的。
此外，穿孔式扩张消声器还可使声波从消声器的中心管壁上的开孔扩散至扩张腔体内，在扩张腔体内反射，声波穿孔时产生的阻抗效应可明显地提高[5]。其原理类似于赫姆霍兹消声器，赫姆霍兹消声
器的传递损失为：
（4）
86gan
式中V 是容积，l c 是连接管长度、即是孔的厚度，S C 是连接管的截面积、即是空的面积，S m 是主管的截面积。
赫姆霍兹消声器
的共振频率计算公式为：
（5）
可以看出，其共振频率由孔的厚度、孔的截面积以及消声器容积相关。
因为泄气声可能覆盖的频率是1000-5000Hz ，单个的扩张消声器无法满足消除宽频噪声的要求，因此需要将不同的扩张消声器和开孔式扩张消声器组合。
2泄气声测试
为了能够针对问题频率设计消声器，首先对泄气声进行采集，本文采用LMS Test.lab 对进气口噪声以及副驾左耳处噪声进行采集，测试时采用2档全油门1000rpm 加速到2200rpm ，此时增压器已介入工作，发动机转速升高速率快，并且此时车速不高，背景噪声相对较低。因此，发动机进气系统噪声更加明显，容易捕捉到泄气声。通过反复滤波和主观感受，对泄气声出现频段进行锁定。根据采集噪声计算出的COLORMAP 图，识别出车内泄气声主要频段是1000-5000Hz ，见图1；进气口泄气声主要频段是 1000-8000Hz ，并且1300Hz 、1700Hz 、2000-3500Hz 、
4900Hz 、6000Hz 附近泄气声能量较大，见图2。
3仿真设计
当前比较有效的进排气系统NVH 工程开发手段为：使用1D 发动机模型，使用管道声学预测进排气管口噪
声，结合3D 有限元分析特定消声元件作用，通过传递损 失与进排气口噪声测试，以及结构件模态与辐射噪声测
试，为进排气系统NVH 的设计与优化提供依据。
本文针对识别出来的问题频率，进行消声器设计，保证在需求的频段内，传递损失不低于20dB ，并且在整个频段内传递损失曲线平滑，这样可以既可以保证消声器消声——————————————————————
—作者简介：刘浩（1994-），男，四川绵阳人，本科，助理工程师，研
究方向为汽车振动噪声控制。
增压进气系统泄气声分析及优化
刘浩①；孔德尧②；杨征睿①；裴彪彪③；孙后锦③
（①中汽研（天津）汽车工程研究院有限公司，天津300300；②合肥工业大学，合肥230009；③燕山大学，秦皇岛066004）摘要：涡轮增压技术的发展已有百年历史，增压进气系统一方面提高了发动机的动力性能，另一方面也带来了一些NVH 问题。涡轮增压器典型噪声有同步噪声，泄气声，气流音(Hiss )等，本文主要针对泄气声展开分析。通过子系统及整车噪声采集初步识别噪声频谱特性，针对问题设计宽频消声器，以提高进气口及车内声品质。结果表明，设计出的消声器满足预期的消声效果。
关键词：涡轮增压；进气系统；泄气声；宽频消声器
图9副驾左耳测点对比图
性能，又能尽量小的影响进气阻力。新消声器设计了6个腔体，5个选择开槽式，1个采用开孔式，基本覆盖了在上文中所提到的频段。
有机光电材料通过对扩张腔体积、开槽的大小、开孔数量进行调整，设计出新消声器结构如图3。再由LMS virtual.lab 进行传递损失仿真计算，对空气流通区域进行网格划分，采用四面体网格，得到声学有限元模型如图4。入口定义声功率边界，由于声学有限元是实体网格，壁面不做处理就会全部反射，因此出口定义AML 属性，得到消声器的传递损失曲线如图5。
4试验验证
消声器选用材料为PA66+GF30，一方面能满足耐热性要求，另一方面可靠性也能保证。此外，消声器的引入，可能还会引起部分共振问题，声音传递路径不仅有空气声路径，还有结构声路径，如果引起消声器结构共振，可能带来新的问题，因此需要对消声器结构进行模态分析。对消
声器壳体进行频率响应测试，结果如图6。其峰值在1684.47Hz 左右，车内及进气口噪声测点显示改频率并没有问题，因此，设计合理。
装上新消声器后实车测试，保持测点一致，得到副驾左耳和进气口噪声测点colormap 图分别如图7、图8。从colormap 图中的泄气声能量看，与设计的传递损失结果相符。
引纸绳对泄气发生时刻进行切片处理得出泄气瞬间的频谱曲线，再对1000-5000Hz 求均方根值，可近似得出泄气声的能量，副驾左耳和进气口结果分别如图9和图10。消声器对车内噪声改善了48.7dB 降至46.8dB ，进气口从112.73dB 降至97.52dB ，改善效果明显气浮导轨
。
图1副驾左耳噪声测点(原状态
)
图2进气口噪声测点(原状态)
图3消声器结构图4声学有限元
模型
图5传递损失
曲线
图6消声器壳体频
响图
图7副驾左耳噪声测点(优化后
)
图8进气口噪声测点(优化后)
Internal Combustion Engine &Parts
图1挖掘式装载机工作机构三维模型
0引言
矿用挖掘式装载机是煤矿机械中关键的工程掘进机械化设备，其工作机构的振动情况直接关系到生产效率的高低、设备的稳定性及零部件工作的可靠性。挖掘式装载机的工作环境极其恶劣，工作机构位置不断变化及交变载荷等因素，致使其在运行过程中产生振动，振动情况加剧则会影响工作效率。本文利用理论分析、数值仿真相结合的方法，对挖掘式装载机工作机构进行模态分析，提取前八阶非零模态振型，为挖掘式装载机正常运行提供参考价值。
1工作机构力学分析
挖掘式装载机进行工作时，挖掘阻力是挖掘过程中的主要阻力，可以分解为法向
和切向挖掘阻力。
法向挖掘阻力
（1）
切向挖掘阻力（2）式中：K 0-挖掘比系数N/mm 2；b-挖掘宽度m ；h max -最大挖掘深度m ；τ-挖掘阻力系数。
2工作机构三维模型
矿用挖掘式装载机工作机构采用Solidworks 参数化建模，能够有效实现无缝合成，铲斗材料为Q345，大臂、小臂材料为16Mn ，如图1所示。
3振动特性分析
模态分析是煤矿机械设备进行动力响应的基础，是研
究结构动力特性的一种分析方法。由表1可知，挖掘式装载机工作机构模态分析中的8阶固有频率2.42e-005~
73.22Hz ，提取前八阶非零模态振型。在工作过程中，应该
尽量避开振型的变形较大频率，以免结构断裂。图2为矿用挖掘式装载机工作机构的前八阶非零模——————————————————————
—作者简介：薛占璞（1983-），男，博士，讲师，河北石家庄人，流体
机械及工程专业。
矿用挖掘式装载机工作机构模态分析
Modal Analysis of Working Mechanism of Excavator Loader
薛占璞XUE Zhan-pu
（河北科技大学机械工程学院，石家庄050018）
（School of Mechanical Engineering ，Hebei University of Science and Technology ，Shijiazhuang 050018，China ）
摘要：针对矿用挖掘式装载机工作机构振动问题，运用有限元软件ANSYS 建立三维结构模型，进行
振动特性分析，得到模态振型
图。结果表明，挖掘式装载机工作机构的前八阶非零模态振型图满足力学性能要求，符合动力学变化规律。该结果为挖掘式装载机的正常运行提供参考价值。
Abstract:Aiming at the vibration problem of working mechanism of mining excavator loader,a three-dimensional structural model is established by using finite element software ANSYS,and the vibration characteristics are analyzed,and the modal vibration pattern is obtained.The results show that the first eighth order non -zero mode shapes of the working mechanism of excavator loader meet the requirements of mechanical properties and conform to the law of dynamic change.The results provide reference value for the normal operation of excavator loader.
关键词：工作机构；模态分析；动力学；装载机
Key words:working mechanism ;modal analysis ;dynamics ;
loader
图10进气口测点对比图
5结论
通过实车噪声数据的采集，再由滤波分析和主观判断，分析出泄气声主要的频段，以分析出的频段为导向设
计消声器，调整宽频消声器结构以满足1000-8000Hz 传递损失目标值不低于20dB 。最终将消声器装入进气系统，车内声品质，进气口噪声得以优化。消声器壳体频响峰值在1500Hz 以上，来自发动机的激励对改频率的影响较小，因此，并未发生问题；如过选择材料不当，可能会被发动机激励出现其他问题。
参考文献:
[1]朱大鑫.涡轮增压与涡轮增压器[M].机械工业出版社，1992.
[2]郑超，高东东，陈玮，等.某增压汽油机RCV 泄气声优化[J].内燃机，2018.
[3]庞剑，谌刚，何华.汽车噪声与振动，理论与应用[M].北京理工大学出版社，2006.
[4]李锐，李恒.涡轮增压发动机进气管口噪声分析及优化[J].内燃机与配件，2019（10）：31-34.
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