乘用车进气系统前期设计

罗宏锦　胡德勇　李锐

摘 要：本文介绍乘用车进气系统常用的布置方式及进气系统理论模型的计算，为进气系统前期设计提供依据。

关键词：进气系统 计算 布置设计 声学设计 消音容积 压力损失 噪声

The Prophase Design of Air Intake System for Passenger Car

Luo Hongjin Hu Deyong Li Rui

Abstract：The normal lay-out of air intake system in passenger vehicles and the calculate model air intake system are introduced in this paper， providing theoretical basis for prophase design of air intake system.

Key words：air intake system， calculation， lay-out and design， acoustic design， sound volume， pressure loss， noise

1 前言

进气系统作为发动机空气管理系统，在设计开发过程中应考虑以下因素：首先，发动机气缸中燃料需要同适当比例空气混合才能完全燃烧，通常1kg的汽油所需空气约为1418kg。发动机的进气量受多种因素制约， 如果进气管路阻力过大会导致发动机进气量不足，影响发动机的动力性、经济性和排放指标;其次，进气系统应尽量避免水、雪、灰尘和杂质进入系统内，否则容易加大发动机磨损，影响发动机寿命;再次，进气系统噪声是整车噪声主要贡献之一，还需保证进气口与节流阀体之间具备足够的空间消声元件从而达到控制噪声作用。

因此进气系统的设计需从整车布置综合考虑，找出一种比较理想的方案，使进气系统能为发动机提供洁净且充足的空气，确保发动机性能的正常发挥以及可靠性，同时能达到消音降噪的作用，提升整车噪声水平及舒适性。

2 计算模型

2.1 按吸气量计算

以宝骏车型为例，其匹配的是四冲程四缸1.5L汽油发动机，该机型基本参数如下：

缸径D=74.7mm;行程H=84.7mm;额定功率Pe=82KW（ne=5800r/min）;汽缸数i=4。

忽略充气效率和进气阻力的影响，该发动机理论进气量可按以下方式求出：

根据四冲程发动机作功原理，曲轴每转两周，发动机每缸各做功一次，吸气一次，则在额定功率下，发动机各缸做功次数j= ne/2：

单个汽缸的理论进气量 Vi=jπ（D/2）2H

设定发动机发出功率为额定功率，则单位时间里发动机理论充气量V =iVi=ijπ（D/2）2H=4×5800/2×π×（74.7/2）2×84.7×10-9=4.304（m3/min）

由于发动机燃烧时实际所需空气要远大于理论空气量，因此，该发动机实际消耗空气量要远大于4.303m3/min。

2.2 按照燃烧化学特性计算

汽油的主要成分是碳（C）、氢（H）元素，假设其他杂质忽略不计，设1kg的汽油中含C、H、O的重量成分各为gc、gh（kg），则： gc+gh=1kg

假定汽油油中C、H完全燃烧，其化学方程式分别是：C+O2=CO2;H2+1/2O2= H2O。

碳（C）、氢（H）和氧（O）的原子量分别为C=12，H=1，O=16，根据上式可知，1mol碳完全燃烧需要1mol氧气，即12g碳原子完全燃烧需要16×2=32g氧原子;1mol氢完全燃烧需要1/2mol氧气，即1×2g氢原子完全燃烧需要1/2×16×2=16g氧原子。

因此燃烧1kg汽油，理论上所需的氧气量为：

O2min=32/12gc+16/2gh（kg）

即O2min=8/3gc+8gh（kg）

而在标准大气压1.101×105Pa，汽油中碳元素的质量成分为84.2%，氢元素的质量成分为15.8%，空气中氧的相对质量成分为23.2%，因此理论上完全燃烧1kg汽油所需空气量为：

La=1/0.232×（8/3gc+8gh）

=1/0.232×（8×0.842/3+8×0.158）

=15.12kg

2.3 进气量确定

通过上述理论计算，我们对该机型进气消耗量就有了一个设计参照依据，可先将上面所得到的两种种数据流量取平均值（取单位时间里的空气需求量）。

根据以上分析计算，两种結果分别为：

V=4.304m3/min

La=15.12kg

通过单位换算，可以计算出该车型匹配的空滤器流量（平均值）：

Q=1/2（V+La）

根据该机型的万有特性曲线，并考虑整车功率储备情况，发动机在额定功率下燃油消耗量为14.45kg/h，即在该条件下需要60/min的时间燃烧掉1kg 的汽油，所以

Lb′=15.12/（60/14.45）

=3.654（m3/min）

所以Q=1/2（4.304+3.654）=3.979（m3/min）

2.4 管径确定

当发动机处于工作状态时， 空气从管口流经进气管道并进入空滤，由于管壁存在摩擦及管路变化形成阻碍作用， 进气压力和气体流速也在不断变化，因此需要对进气截面进行设计和计算分析。

假定该宝骏车型在额定功率下行驶，可以粗略算出其进气管道的最小截面积。最高档传动比io=0.742，后桥速比ig=3.37

根据额定功率时发动机的转速，可以求出此时的速度Va=130.8km/h。

在环境中风速不大于2级情况下， 假设进气温升为0，忽略外界风速和整车造型的影响，按照相对性原理，车辆在额定功率下行驶，其进气口处的空气流速可以达到130.8km/h ，在空气进入进气管道内部后，由于进气截面变小以及管壁阻力作用，当到达空滤器入口处时流速降低约25%。

设进气管道最小截面积为A ，要保证空滤器当前空气流量，需满足条件为：A ×Vb×60≥Q。式中

A——进气管道最小截面积，m2;

Vb——空滤器入口处空气流速，m/s;

Q——空滤器的额定流量，m3/min。

取Vb=（1-25%）Va，按上式可得出A ≥23.9×10-4m2。

同样地，按照上述公式，也可计算出进气入口最小面积B为B×Va×60≥Q，即B≥17.9×10-4m2。

以上计算结果是忽略了空气进氣内部的流动损失以及进气温度和压力变化较小的情况下得出的。在实际工程应用中，进气系统的压降与进气系统布置的结构和形式有很大的关联，除了参考理论计算值外，还需根据不同车型的布置情况以及实验数据加以适应性分析，从而得出比较合理的管道进气截面积。

3 进气口布置

进气系统是由脏空气管总成、空气滤清器总成和干净空气管总成等组件组成。进气系统的主要功用是为发动机输送充足而稳定的洁净冷空气。如何将外部洁净冷空气导入发动机燃烧室，是保证发动机性能正常发挥的一个先决条件。根据空气动力学原理，车辆行驶过程中空气是贴着车子表面向后流动的。受整车前端零件的影响，空气在车辆两侧的分布是不均匀的，进气口应尽量布置在空气流量大、流速高、压力大而阻力小的区域。该区域跟整车造型密切关联，一般来说造型不同，空气量也不同，空滤阻力系数也不同。在前期设计时，该区域可以通过对整车做流体仿真分析得出，用于指导进气口位置的布置。

目前乘用车上比较常用的三种进气口布置方式如下：

第一种，进气口布置在车辆正前方，位于进气格栅之后散热器之前的上方，且进气口朝前，如图1。该布置形式有利于吸收足量的冷空气到进气系统，提升进气效率及发动机性能。进气口远离驾乘舱，进气噪声向车外传播，利于改善整车噪声水平。其缺点是容易将空气中的灰尘杂质、水和雪吸入进气系统，影响子系统及发动机性能发挥。

第二种，进气口布置在发动机前方，位于散热器之后，如图2。该布置形式进气口，由于前端有许多零件阻挡和保护作用，有利于防止空气中的灰尘杂质、水和雪吸入进气系统。缺点是其较第一种离驾乘舱较近，噪声传到驾驶舱的量较大，车内噪声相对较差。进气口位于发动机舱内的散热器之后，容易吸收经散热器之后的热空气以及低速工况下的舱内热回流空气，造成进气温度偏高，使进气效率降低，影响发动机的燃烧效率。

第三种，进气口布置在机舱两侧大灯之后的侧板里面，如图3。其优点是由于有侧板将进气口和外界及机舱隔开，有效防止空气中杂质灰尘、雨雪和热空气进入进气系统;缺点是进气口离驾乘舱距离更近，所以噪声更容易传到驾乘舱使车内噪声变大，另外，进气口与侧围零件容易形成共鸣腔而发出共鸣声，导致车内噪声更大，影响整车NVH性能。

4 进气系统NVH

进气系统管口噪声是汽车最主要噪声源之一，它不仅影响整车内噪，还会影响整车通过噪声，这些噪声会对整车NVH品质和舒适性产生重要影响。因此整车开发前期很有必要对进气系统做声学设计。

进气系统消音降噪功能主要通过设计扩张消音器和旁支消音器来实现。

消音容积是进气系统声学设计首要考虑因素。消音容积是指空气滤清器总成和赫尔姆兹消音器的容积之和。通常是消音容积越大，可调频带越宽，传递损失也越大，而赫尔姆兹消音器容积越大调频越低。当然也不是容积越大越好，容积大意味着重量大，占用空间大，成本越高。一般来说，对于四缸和六缸发动机，空滤容积要求达到4至5倍发动机排量，而赫尔姆兹消音器容积要求达到1.5至2倍的发动机排量即可。

旁支消音器包括赫尔姆兹消音器和1/4波长管。两个消音元件通常用于消除进气系统中窄频带噪声，其中赫尔姆兹消音器用于消除低频噪声，而1/4波长管用于消除中高频噪声。

值得注意的是，空气滤清器总成通常是声模态结点，而共振消音器应设计在进气系统声模态反结点上才能起作用，因此共振消音器设计时尽量避免 。

进气管道的截面积是声学设计的第二要素。扩张消音器管道的截面积越小，扩张比越大，传递损失就越大，消音效果就越好，图4为不同管径下某进气系统的传递损失。同样，进气管道截面积也并非越小越好，如果进气管道太小，气流通过是流速就越高，气体与管壁摩擦力就越大，产生的气流噪声也就越大，另外进气系统压力损失也越大，进气系统综合性能将受到影响，图5为不同管径下某进气系统的压力损失。因此，为了平衡消音降噪和压力损失性能，通常的方法是采用喉管改变扩张比，进气管道流速控制在25m/s到30m/s之间。

随着增压发动机越来越普及，发动机声学特性变得越来越复杂，主要表现在高频噪声。因此进气系统声学性能设计也经常用编织管和多孔管消音组件等结构。编织管通常连接在进气管路上，而多孔消音器占用容积并不大。因此在前期设计时只需适当预留消音容积即可。消音元件具体参数的设计，通常是根据实车调音设计对应的消音单元实现消音降噪功能。

5 结论

本文主要从主机厂设计人员角度出发，对发动机进气系统前期设计进行分析，明确在整车应用中如何对进气系统前期结构设计计算，介绍了进气系统常用的布置形式以及进气系统声学设计的基本要求，为设计人员在整车布置和开发前期提供参考依据。

参考文献：

[1]杨兴武.客车进气系统计算和布置设计.客车技术与研究.2013-9-17.

[2]庞剑，谌刚，何华.汽车噪声与振动[M].北京：北京理工大学出版社，2006.