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第 38 卷 第 3 期 石教华等： 车内某高频噪声的分析和优化控制 361

15.2 70.00 15.2 70.00

௑ᫎ/s dB(A) Pa ௑ᫎ/s dB(A) Pa

0 0.00 0 0.00
0 5000 10000 15000 0 5000 10000 15000
ᮠဋ/Hz ᮠဋ/Hz
(a) ᢼЯ٪ܦ (b) ܙԍ٨૝ү
图 3 车内噪声和增压器振动
Fig. 3 Cab noise and turbo-changer vibration

11.4 70.00 11.4 70.00

௑ᫎ/s dB(A) Pa ௑ᫎ/s dB(A) Pa

0 0.00 0 0.00
0 5000 10000 15000 0 5000 10000 15000
ᮠဋ/Hz ᮠဋ/Hz
(a) ᢼЯ٪ܦ (b) EGRшԂ٨ฉጯኮ૝ү
图 4 车内噪声和 EGR 冷却器波纹管振动
Fig. 4 Cab noise and bellows of EGR vibration

纹管进气口及其下游的进气室流场均匀性很差，且
3 机理研究和分析优化
呈现明显大涡流，波纹管和波纹管下游进气室整体

3.1 机理分析 声压级偏高。
分析该 EGR 冷却器的整体设计，可以看到冷
表 2 CFD 分析边界参数
却器入口存在较大角度的转弯，高温高压的废气在
Table 2 Boundary parameters for CFD
入口处急转弯，加上凹凸不平的波纹管内壁，介质
analysis
流场在该区间分布可能很不均匀，易形成涡流，从
而产生高频噪声。紧接波纹管的是蜂窝管状热交换 项目 内容 单位
气体介质 烟气
器，蜂窝管四周充满冷却液，该段为直线形状，一般
进气压力 278 kPa
不会产生噪声问题。借助 CFD 数值仿真进行分析， 进气流量 73.4 kg/h
建立 CFD 分析模型如图 5(a) 所示。通过实验测得 水侧管壁对流换热系数 4250
分析所需的参数 (见表 2)。仿真分析结果显示在波 水侧管壁参考温度 95 ◦ C

Ԕവی ܦߦ͖ӑവی

x x
y y
z
z
(a) ͖ӑ᝺ᝠҒ (b) ͖ӑ᝺ᝠՑ
图 5 CFD 分析模型
Fig. 5 CFD model