節氣門急速開啟過程流動噪聲數值分析與研究

楊 帥， 魏亞男， 薛良君， 常國峰

(1.同濟大學新能源汽車工程中心 上海，201804) (2.同濟大學汽車學院 上海，201804)(3.中車戚墅堰機車有限公司 戚墅堰，213011)

?

節氣門急速開啟過程流動噪聲數值分析與研究

楊 帥1,2， 魏亞男1,2， 薛良君3， 常國峰1,2

(1.同濟大學新能源汽車工程中心 上海，201804) (2.同濟大學汽車學院 上海，201804)(3.中車戚墅堰機車有限公司 戚墅堰，213011)

研究了節氣門運動對流動噪聲的影響。采用計算流體力學與計算聲學耦合方法，并結合運動網格技術，實現對節氣門由關閉向全開位置急速轉動過程時空氣瞬態流動引起噪聲形成的三維數值模擬，分析了節氣門處于不同轉角時刻，空氣流場與流動噪聲的變化規律。在節氣門轉動初期，節氣門后側流動區域有渦流形成，節氣門前后兩側的壓力發生陡降，在節氣門上邊緣和下邊緣附近產生兩個流動噪聲區，隨后在節氣門下游逐漸合并。流動噪聲聲功率級先增加然后逐漸減小，并接近穩定，節氣門開度在40°附近時，聲功率級達到最大。隨著節氣門開度的繼續增加，節氣門后側的渦流逐漸減弱，節氣門前后兩側的壓力降逐漸減小。噪聲場時域-頻域計算結果發現，節氣門噪聲屬于中低頻段寬頻噪聲，其中大約100 Hz以下的低頻噪聲占主要貢獻量，聲壓級較高，并且聲壓沒有隨著測點與節氣門的距離增加而明顯衰減。控制節氣門流動噪聲的重點在于減少低頻噪聲。

節氣門; 流動噪聲; 瞬態流動; 數值模擬

引 言

安裝在發動機進氣管中的節氣門是控制汽車負荷的重要裝置，其工作原理是通過控制節氣門圓形閥片的轉角開度來控制節氣門進氣管道的流通面積，從而控制發動機的進氣流量。這種圓形閥片式節氣門控制簡單、操作方便。目前，電子控制式節氣門已應用于汽車中，電控節氣門動作響應更迅速，使得節氣門在不同開度下的流量具有更大的時變性特點[1-2]。節氣門受閥片自身的限制，容易在閥片后方形成負壓區，當節氣門閥片繞中間銷軸旋轉在一定角度時，其閥片后部的上邊緣與下邊緣處都會產生高流速的渦流。當汽車處于加速狀態，即閥片急速向全開位置轉動時，節氣門附近的空氣瞬態流動過程極為復雜[3]。節氣門嘯叫問題是汽車瞬態聲品質性能中比較突出和典型的現象，如果進氣結構設計不當，節氣門急速開啟時和急踩油門時的高速氣流會產生尖銳的嘯叫[4-6]。因此，了解節氣門對噪聲形成過程的影響具有重要實際意義。

由于節氣門工作一直處于運動狀態，觀測節氣門急速運動對空氣瞬態三維流場與噪聲場影響的試驗難度很大[7-8]，運用數值模擬方法再現流場和噪聲場歷程也存在較多計算難點。例如，就目前的聲學計算軟件來說，都是基于閥片體固定(認為閥片為固定角度的穩態)，并且只考慮進口壓力為動態變化量來計算的，因此無法直接解決運動部件由于旋轉運動而導致對氣體流動的影響以及聲場影響等問題。以往對節氣門流動和噪聲的數值分析大多是以節氣門開度不隨時間發生連續變化的條件下進行的，而瞬態計算能夠完整說明節氣門閥片在旋轉過程中對空氣流動以及噪聲的影響，具有較強實際意義。考慮到汽車在起步向急加速過程過渡時，節氣門處于急速全開狀態，為此，筆者采用了瞬態計算方法對節氣門的流動噪聲場進行瞬態分析，根據實際尺寸建立了節氣門三維模型，運用運動網格技術，將計算流體力學(computational fluid dynamics,簡稱CFD)瞬態流場結果與聲場耦合，得出聲場結果，實現節氣門由關閉向全開位置急速轉動時空氣流動噪聲形成過程的三維數值模擬。

1 計算模型設置

節氣門模型示意圖如圖1所示。依據節氣門實際尺寸，建立的具有節氣門閥片的網格如圖2所示。為了保證運動網格質量，經過特意劃分，單元體網格總數為253 443，足以保證在聲學處理過程中所能計算的頻率范圍。計算過程中閥片運動規律根據節氣門實際運動情況，筆者編寫VC++程序并在計算軟件中編譯，實現了節氣門閥片在計算域中的運動，確保了運動網格的形成。在節氣門閥片旋轉過程中，為了確保閥片附件運動網格的實現，首先對閥片的運動區域進行了劃分，經過交界面劃分后，網格分為靜態區域和運動緩沖區。在運動緩沖區中，網格以四面體網格構成；靜態網格區域以六面體網格構成。運動網格扭曲度始終控制在0.75以下，定義節氣門旋轉中心為全局坐標O點，離散格式為二級迎風差分格式。為了解決節氣門閥片旋轉過程中對湍流剪切應力和分離流的影響，節氣門流場計算選用瞬態SSTk-Ω湍流模型，噪聲場計算選用FW-H模型，采用壓力隱式分裂算子(pressure implicit split operator, 簡稱PISO)算法。流場計算結果作為噪聲場初始條件實現耦合計算，計算步長為0.000 25 s，噪聲的頻域計算范圍為2 kHz。

圖1 節氣門模型示意圖Fig.1 Throttle model map

圖2 節氣門閥片位置網格Fig.2 Grid at throttle position

計算過程中認為氣體在節氣門管道內部的流動狀態是三維黏性湍流流動，設定入口邊界條件為質量流量邊界條件，其中空氣入口方向為z軸的正方向，入口壓力值為當地氣壓值，設定出口為壓力邊界條件。為了防止計算時回流影響，計算域入口和出口位置被適當延長。空氣入口溫度為300 K，管壁面邊界采用近壁面函數法求解。根據實際情況，筆者分析的節氣門閥片從關閉到全開的時間歷程分別為1 s。節氣門閥片繞x軸順時針勻速旋轉，θ表示節氣門旋轉角度。

為了校核本次計算準確程度，在進行瞬態計算之前，先進行了節氣門流動過程的穩態計算，將計算結果與試驗測試值進行了比較。圖3為節氣門在不同轉角時刻出口位置質量流量穩態計算值與試驗值的對比。試驗在節氣門綜合性能測試臺上進行，試驗過程中讓節氣門閥片由關閉向全開狀態過渡，進口壓力為當地大氣壓，分別測試閥片開度為5°，10°，20°，30°，40°，50°，60°，70°和80°時的節氣門進口、出口位置壓力和流量情況。圖4為計算域出口質量流量計算結果對比，可發現穩態計算結果與試驗結果較接近。以穩態計算結果為基礎，可確定節氣門瞬態流動過程三維數值模擬結果的準確性[9-10]。

圖3 出口質量流量計算結果對比Fig.3 Contrast of outlet mass flow value between test and simulation

2 計算結果分析

空氣瞬態流動導致了節氣門流動噪聲的形成，并且空氣瞬態流動特性變化決定了節氣門急速開啟時的流動噪聲的變化。為此，筆者計算結果分析過程先從節氣門計算域的空氣流動狀態開始，通過對空氣流場、壓力場變化的闡述，進而明確流動噪聲的變化規律。

2.1 節氣門管內流場瞬態分析

為了明確分析節氣門轉動時管內流場的瞬態變化，分別取節氣門流場的yOz截面和與xy平面平行的截面進行說明，并且為了明確節氣門旋轉位置，計算結果以節氣門旋轉過程的當前角度和時刻給出。其中，沿xy截面的流場劃分方式是以節氣門中心坐標O點為原點，30 mm等間距距離，分別取z=-30，0，30，60，90 mm共5個與xy平面平行的截面進行分析說明。圖4為節氣門不同轉角時刻管內yOz截面速度場分布。圖5為節氣門不同轉角時刻管內xy截面速度場分布。節氣門在轉動過程中，節氣門上游區域空氣流動比較穩定，但在節氣門閥片剛開始轉動初始期，在閥片后側就產生了高流速的大尺度渦流，如圖4(a)和圖5(a)所示。其原因是節氣門閥片旋轉而觸發了剪切流和分離流的形成。聲壓產生的來源也與氣流流經節氣門閥片時在節氣門下游形成的大渦流區緊密相關。節氣門在初始轉動時刻，流場隨著閥片旋轉時間而急速發展，并且節氣門后側的流動變化過程比較復雜。

圖4 節氣門不同轉角時刻管內yOz截面速度場等值線分布Fig.4 Distribution of velocity isoline at yOz plane when throttle at different angle

根據圖4，5可以發現，空氣在進入節氣門后的運動規律如下：在節氣門轉動初期，節氣門后側迅速出現渦流；在節氣門旋轉過程中，節氣門下止點位置附近的空氣流動速度明顯增強；隨著節氣門開度逐漸增加，高速渦流迅速發展；隨著節氣門繼續打開，渦流向前移動，并減弱。根據圖5還可以發現，在節氣門轉動過程中，初期形成的渦流區開始逐漸分裂成兩個沿z軸正方向運動，并且與y軸對稱的渦流區。計算發現，在θ接近80°附近，這兩個渦流已逐漸減弱，出現了較為明顯的渦脫落現象，說明節氣門流動噪聲受高速渦流噪聲的影響較大。

圖5 節氣門不同轉角時刻管內xy截面速度場分布Fig.5 Distribution of velocity at xy plane when throttle at different degree angle

2.2 節氣門壓力場

圖6為節氣門不同轉角時刻管內靜壓力變化，其中l為節氣門管道計算長度，節氣門旋轉中心為O點。從圖中可以發現，壓力陡降區域位于橫坐標O點位置附近，即節氣門所在位置，并且節氣門轉角θ越小，在節氣門位置附近的壓力陡降也越大。另外在節氣門位置附近出現的環狀壓力陡降，原因是節氣門前后面兩側的壓力變化不一致導致的。計算發現當節氣門接近全開時，此現象消失。從圖中還可以發現，隨著節氣門轉角θ逐漸增加，在節氣門附近產生的壓力陡降逐漸縮小。當節氣門達到全開位置時，壓力變化達到穩定，此時刻的壓力變化接近文丘里管效應。

圖6 節氣門不同轉角時刻管內靜壓力變化Fig.6 Static pressure variation in tube when throttle at different angle

2.3 節氣門流動噪聲聲功率變化

節氣門的旋轉對管內空氣流動噪聲的變化存在直接影響。筆者以聲功率級變化說明節氣門管內流動噪聲變化情況，聲功率指聲源在單位時間內向外輻射的聲能。本研究對噪聲的計算過程中，聲功率即為聲源總聲功率。圖7為節氣門不同轉角時刻管內yOz截面聲功率級分布。從圖中可以發現，流動噪聲的變化與閥片旋轉位置有直接聯系。流動噪聲的主要產生區域位于節氣門后側，隨著節氣門轉角增加，聲功率級峰值先增加，然后減小。

圖7 節氣門不同轉角時刻管內yOz平面聲功率級分布Fig.7 Distribution of acoustic power level yOz plane when throttle at different angle

在節氣門閥片旋轉初期，流動噪聲區產生在節氣門上邊緣和下邊緣附近的兩個位置；隨著節氣門轉角θ的逐漸增大，這兩個流動噪聲區逐漸合并為一個流動噪聲產生區。在θ接近40°附近時，聲功率峰值達到最大，接近150 dB；隨后逐漸較小，在節氣門達到全開狀態，流動噪聲接近平穩，聲功率值在75 dB以下。此結果證實了汽車從低速迅速向高速過渡時，在加速初始期由于節氣門迅速全開而導致節氣門管內產生較大流動噪聲的現象。

2.4 節氣門噪聲場時域-頻域分析

為了明確節氣門轉動過程中不同轉角和頻率下的聲壓變化，對節氣門計算區域內的聲場進行了時頻分析。將節氣門轉動過程中的聲壓變化看成是一系列平穩信號的疊加，記為x(t)，使用時間窗函數h(t-u)與信號x(t)相乘，實現在u時刻附近對信號加窗截斷。然后進行傅里葉變換，如式(1)所示。上述過程在離散域中可表示為式(2)。筆者選取窗函數為長度128的漢寧窗，窗口重疊率為50%，變換結果如圖8所示。

(1)

G(uk,fk)=FFT(x[k]h[uk-k])

(2)

其中：T為總的仿真時間；f為信號頻率；k為時間索引；uk，fk分別為離散化的時間和頻率；x[k]，h[k]分別為離散化的聲壓變化信號和窗函數。

圖8 節氣門不同轉角時刻觀測點A和B的時域-頻域聲壓級變化圖(單位：dB)Fig.8 Distribution of acoustic power pressure level in time-frequency space domain at different computation measurement point (unit: dB)

在距離節氣門旋轉中心O點上游40mm(坐標：x=0，y=0，z=-40mm)處布置聲壓計算觀測點A，在距離節氣門旋轉中心O點下游90mm(坐標：x=0，y=0，z=90mm)處布置聲壓計算觀測點B，圖8為節氣門不同轉角時刻觀測點A和B的時域-頻域聲壓變化圖。根據聲壓時域-頻域計算結果發現，節氣門在旋轉過程中產生的流動噪聲屬于一種寬頻噪聲。由于觀測點A點距離節氣門中心O點較近，聲壓產生極大值的范圍是在0.15～0.8s之間，觀測點A的最大聲壓級接近150dB，即節氣門旋轉角度在15°～70°之間。B點距離節氣門中心O點稍遠，聲壓產生極大值的范圍是在0.2～0.6s之間，觀測點B的最大聲壓級接近145dB，即節氣門旋轉角度在20°～55°之間。結合圖4，5節氣門速度場分布以及圖7節氣門不同轉角時刻管內聲功率分布，發現在以上節氣門轉動時間范圍內，流場流速迅速增加然后逐漸減小，并產生了高流速的大尺度渦流，聲功率級恰好也在此范圍迅速達到最大值，然后逐漸減小。

節氣門轉動過程中產生的大約100 Hz以下的低頻噪聲更加明顯，并且此部分的噪聲能量也較大，沒有隨著測點與節氣門閥片的距離增加而有明顯衰減。結合先前對節氣門流動形式的分析，其原因是由于節氣門閥片的作用, 一部分空氣受阻, 流體質點不能突然改變運動方向, 即流向不能平穩、圓滑地過渡, 在閥片附近流體出現逆流運動的趨勢, 結果使這部分流體不停地、劇烈地在閥片附近作漩渦運動, 漩渦區的流體質點不斷被主流帶走, 而主流區不斷將流體給予補充, 這一過程勢必引起流噪聲。觀測點的聲壓強度與氣體流速有關，流動噪聲聲壓頻率與所在時刻渦脫落的頻率有關。圖9為節氣門在急速開啟過程中計算觀測點A和B的頻譜圖，從圖中也可以發現噪聲在低頻段(尤其是大約100 Hz以下)，計算觀測點A和B的聲壓級(sound pressure level,簡稱SPL)相對較高。

圖9 節氣門急速開啟過程中觀測點A和B的頻譜圖Fig.9 Distribution of acoustic spectrum map at different computation measurement point during throttle quick-opening process

3 低頻噪聲產生機理

在節氣門急速打開過程中，當空氣急速通過節氣門閥片后，Re數(雷諾數)迅速增大，并且在閥片的后側形成了接近節氣門管道水力直徑的大尺度高速渦流，流動形式如圖5所示。從圖4(a)也可以發現，在節氣門剛剛打開的初期，高速渦流便急速形成，并且在節氣門開度接近40～45°時，渦速度達到最大。當節氣門繼續打開時，高速渦流逐漸減弱，在節氣門開度接近80°時，高速渦已減弱，即在節氣門急速全開過程中有高流速渦脫落現象發生，產生原因與空氣急速流過節氣門閥片位置時的有限流通截面有關。考慮到聲源的產生區是空氣流經節氣門閥片時的區域，即與閥片瞬時位置有直接聯系，引入數斯特勞哈爾數Str，即考慮流體具有特征頻率的圓周運動時使用Str

Str=f1L/V0

(3)

其中：f1為漩渦分離頻率；L為水力直徑；V0為流體速度。

計算發現在節氣門急速全開過程中，閥片后側的空氣Re數在閥片開度小于45°時，Re數迅速增大；隨著通過截面的增加，Re數在閥片接近全開時又發生了減弱；當300≤Re<3×105時，稱為亞臨界區，此時附面層仍為層流分離，而尾跡已轉化為紊流渦街，在此Re數范圍，Str≈0.2；當3 ×105≤Re<3.5 ×106時，空氣經歷了臨界區和超臨界區，空氣流場附面層的分離已從層流分離轉變為紊流分離，而旋渦由規則脫落轉變成不規則脫落，流動也呈現出了隨機性[11]。本次計算發現節氣門閥片附近的Re數主要變化范圍屬于亞臨界區域。根據式(3)，可以得到渦脫落而產生渦噪聲頻率范圍，變化范圍恰好在低頻段(大約100 Hz以下)。當節氣門開啟時間大于0.8 s并且接近全開時，靠近進氣門附近的渦流減弱，湍動能降低，低頻噪聲能級也開始減弱。以上分析與圖8，9得出的結論相符，即與節氣門在急速全開時能級較高的低頻噪聲區占主要貢獻的結論相符合。綜合汽車發動機的駕駛工況，節氣門開啟越快，流經節氣門的空氣流速也就越快，因此控制節氣門流動噪聲的重點在低頻噪聲部分。

4 結 論

1) 根據氣體流經節氣門的流場結果發現，節氣門轉動產生的高速渦流是節氣門流噪聲產生的根本原因，流動噪聲的主要部分屬于由高速渦脫落而產生的渦噪聲。在節氣門開啟過程中，先后經歷了高速渦形成、高速渦發展及高速渦削弱消失的過程。氣體流經節氣門閥片，產生渦流，進而產生聲輻射。在節氣門轉動初始期，節氣門后側產生了渦流區，壓力在節氣門前后兩側發生了陡降，在節氣門上邊緣和下邊緣附近產生流動噪聲區。受節氣門旋轉方向影響，節氣門下半區的空氣流動質量始終大于上半區的空氣流量。隨著節氣門開度增加，節氣門后側的渦流區逐漸減弱，節氣門前后兩側的壓力陡降也逐漸減小。

2) 流動噪聲的變化與閥片旋轉位置有直接聯系。流動噪聲聲功率先增加，在節氣門轉角θ達到40°后，流動噪聲聲功率開始逐漸減小。隨著節氣門轉角θ的逐漸增加，聲功率逐漸減小，并接近穩定。

3) 通過對節氣門噪聲場時域-頻域分析發現，節氣門急速開啟過程噪聲屬于中低頻段寬頻噪聲，并且大約100 Hz以下的低頻噪聲更加明顯，沒有隨著測點與節氣門閥片的距離增加而明顯衰減，屬于渦脫落產生的低頻噪聲；但是大約大于100 Hz以上的中低頻部分噪聲隨著測點與節氣門閥片的距離增加而有明顯衰減。鑒于汽車在運行過程中電控節氣門的開度響應時間比較短暫，為此提出控制節氣門流動噪聲的重點在于減少低頻噪聲部分。

4) 節氣門急速全開過程中，聲壓產生的來源主要歸結為氣流流經節氣門閥片時，在節氣門下游形成的高速大渦流區而導致的低頻渦噪聲。設計汽車低噪聲節氣門進氣系統的目標是控制高速大渦流區的形成。

[1] 周峰，宋君花，王都，等.天然氣發動機電子節氣門控制系統的研究[J]. 車用發動機，2008(2)：68-71.

Zhou Feng，Song Junhua，Wang Du，et al. Study on electronic throttle control system for CNG engine[J]. Vehicle Engin，2008(2)：68-71. (in Chinese)

[2] 馬樂，王紹銧.電子節氣門控制系統的構建[J].內燃機工程，2005，26(4)：20-23.

Ma Le，Wang Shaoguang. Construction of electronical throttle control system[J]. Chinese Internal Combustion Engine Engineering，2005，26(4)：20-23. (in Chinese)

[3] 楊建軍，黃海波，曾東建，等.閥片形狀對節氣門流場的影響[J].小型內燃機與摩托車，2012，41(3)：52-55.

Yang Jianjun，Huang Haibo，Zeng Dongjian，et al. Influence of valve piece shape on throttle′s flow field[J]. Small Internal Combustion Engine and Motorcycle，2012，41(3)：52-55. (in Chinese)

[4] 張安偉，劉巨江，林思聰，等.基于節氣門開度的進氣模型研究[J].小型內燃機與摩托車，2012，41(5)：41-44.

Zhang Anwei，Liu Jujiang，Lin Sicong，et al. Research on engine charge model based on throttle plate position[J]. Small Internal Combustion Engine and Motorcycle，2012，41(5)：41-44. (in Chinese)

[5] 吳喜慶，崔振偉，王亞飛，等.擾流網對汽油機轎車節氣門嘯叫優化的試驗分析[J].汽車工程師，2016(7)：37-40.

Wu Xiqin，Cui Zhenwei，Wang Yafei，et al. Effect on the seat cross beam structure in vehicle side impact[J]. Auto Engineer，2016(7)：37-40. (in Chinese)

[6] 蔣曄，胡志遠.某電子節氣門體的降噪設計[J].內燃機，2016(4)：38-41.

Jiang Ye，Hu Zhiyuan. Design on noise reduction of a electronic throttle body[J]. Internal Combustion Engines，2016(4)：38-41. (in Chinese)

[7] Ryu J，Cheong C L，Kim S，et al. Computation of internal aerodynamic noise from a quick-opening throttle valve using frequency-domain acoustic analogy[J]. Applied Acoustics，2005，66(11)：1278-1308.

[8] Yasuda T，Wu C，Nakagawa N, et al. Predictions and experimental studies of the tail pipe noise of an automotive muffler using a one dimensional CFD model[J]. Applied Acoustics，2010，71(8)：701-707.

[9] 李良波，符欲梅，昝昕武. 基于標準k-ε模型的汽車節氣門三維流場數值仿真[J]. 重慶理工大學學報，2012，26(5)：12-15.

Li Liangbo，Fu Yumei，Zan Xinwu. Numerical simulation of an automotive throttle′s three dimensional flow field based on standardk-εmodel[J]. Journal of Chongqin Uiversity of Technology，2012，26(5)：12-15. (in Chinese)

[10]龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動-理論與應用[M].北京：北京理工大學出版社，2006：6-28.

[11]梁志賀.葉片尾部脫落旋渦頻率的計算[J].水利電力機械，2007，9(12)：61-63.

Liang Zhihe. Calculation on the frequency of vortex of stern com off for the vane[J]. Water Conservancy & Electric Power Machinery，2007，9(12)：61-63. (in Chinese)

10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2017.03.027

中央高校基本科研業務費專項資金資助項目；上海市技術性貿易措施應對專項資助項目；同濟大學課程建設實驗教改資助項目；同濟大學教學改革資助項目；同濟大學精品實驗資助項目；同濟大學青年教師英才計劃資助項目

2017-03-07；

2017-04-25

TB533； TH123+.1； U464.134

楊帥，男，1980年1月生，博士后、副教授、碩士生導師。主要研究方向為汽車空氣動力學與流動噪聲分析。曾發表《引射式EGR系統文丘里管內流動數值模擬分析》(《內燃機工程》2011年第32卷第3期)等論文。 E-mail:mermaid04@126.com