渦輪增壓器渦輪BPF噪聲試驗研究

李偉，李國祥，馬超，劉瑩，張健健，付麗嬌，苗熠芝，張曉林,3

1. 山東大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院，山東 濟南 250061；2. 康躍科技股份有限公司，山東 壽光 262718；3. 機械工業(yè)內(nèi)燃機增壓系統(tǒng)重點實驗室，山東 壽光 262718

0 引言

在現(xiàn)代汽車行業(yè)，幾乎所有柴油機和大部分高性能汽油機都采用渦輪增壓技術(shù)。發(fā)動機小型化及強化程度增加導(dǎo)致增壓器轉(zhuǎn)速及壓比不斷提高，而渦輪功率和聲功率隨葉輪出口線速度呈幾何級數(shù)增加[1]。現(xiàn)代渦輪機高效率和寬流量的設(shè)計增加了葉片平均應(yīng)力，導(dǎo)致渦輪葉片通過頻率(blade passing frequency，BPF)噪聲呈增加趨勢[2]，尤其在發(fā)動機低轉(zhuǎn)速區(qū)域，渦輪BPF噪聲容易與背景噪聲區(qū)別出來，人耳對此頻率段比較敏感，渦輪BPF噪聲問題愈加突出，成為增壓內(nèi)燃機亟需解決的技術(shù)難題之一。

國內(nèi)外學(xué)者對渦輪機流場及渦輪BPF噪聲進行了大量研究。Simpson等[3]對無葉渦輪殼進行非定常計算流體動力學(xué)(computational fluid dynamics,CFD)仿真分析及試驗研究，發(fā)現(xiàn)在流道喉舌區(qū)域渦輪進口靜壓呈明顯周向不均勻性分布；Miller等[4]研究發(fā)現(xiàn)在喉舌區(qū)域渦輪進口靜壓呈軸向不均勻性分布；Suhrman等[5]研究了不同喉舌設(shè)計對渦輪效率及可靠性的影響。Carrion等[6]在高風(fēng)速下觀察到葉片的大量變形；Azadeh等[7]研究了渦輪葉片厚度分布對應(yīng)力及效率的影響；鄭光清等[8]試驗研究發(fā)現(xiàn)適當(dāng)增加喉舌到渦輪葉片距離可以改善渦輪BPF噪聲。

本文中主要研究流道喉舌和渦輪葉片數(shù)量對渦輪BPF噪聲的影響，在數(shù)值分析及試驗研究基礎(chǔ)上，提出改善渦輪BPF噪聲的方案。

1 渦輪BPF諧次噪聲產(chǎn)生機理

BPF及其諧次頻率定義為：

f=i·f0·n，

(1)

式中：i為階次，i=1,2,3,……；f0為轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)頻率；n為渦輪葉片數(shù)。

由式(1)可知，增壓器轉(zhuǎn)速越高，BPF及其諧次頻率就越突出。根據(jù)Lighthills理論，流體中產(chǎn)生聲音主要有3種來源：1)波動的體積流量-單極子源； 2)波動的表面壓力-偶極子源；3)自由湍流-四極子源。偶極子源是渦輪BPF噪聲主要貢獻者，尤其在低流量情況下[9]。

渦輪機流體運動不穩(wěn)定導(dǎo)致渦輪葉片載荷明顯不均勻，非定常仿真分析揭示了流動不穩(wěn)定與噪聲之間的關(guān)系[10-13]，相關(guān)試驗研究證實了流動不穩(wěn)定導(dǎo)致出現(xiàn)噪聲[14]。流道喉舌對流場產(chǎn)生重要影響，是導(dǎo)致流動不穩(wěn)定的重要影響因素。由于喉舌影響，渦輪進口流場圓周和軸向方向呈現(xiàn)出明顯不均勻性，特別是在喉舌區(qū)域。此外，渦輪內(nèi)部流場存在明顯壓力和速度梯度，當(dāng)渦輪掃過喉舌時，渦輪應(yīng)力周期性變化，再加上進入氣流的擾動，產(chǎn)生渦輪BPF噪聲，頻率可達到20 kHz以上。

2 數(shù)值模型

2.1 幾何模型

以正在研發(fā)的某四缸機用增壓器為研究對象，渦輪增壓器結(jié)構(gòu)和不同葉片渦輪如圖1所示，通過改變喉舌厚度來適當(dāng)增加喉舌與渦輪距離，L為喉舌加工距離，Δh為喉舌與渦輪進口距離。選擇葉片數(shù)為9和12徑流式渦輪，制定3個方案分別研究喉舌與渦輪距離Δh和渦輪葉片數(shù)量對渦輪BPF噪聲的影響，3個方案的具體參數(shù)見表1。

a)渦輪增壓器結(jié)構(gòu) b) 9片渦輪 c) 12片渦輪 圖1 渦輪增壓器結(jié)構(gòu)和不同葉片渦輪示意圖

表1 3個方案具體參數(shù)

2.2 網(wǎng)格劃分及參數(shù)設(shè)置

主要研究渦輪進口圓周及軸向方向靜壓分布。渦輪殼在NUMECA軟件的IGG中采用手動劃分蝶形網(wǎng)格。在保證網(wǎng)格拓撲結(jié)構(gòu)、邊界條件和湍流模型相同的前提下，采用中等精度的網(wǎng)格數(shù)即可滿足計算要求。網(wǎng)格正交性最小為14.5，長寬比最大為680，延展比最大為4.3，滿足計算要求；網(wǎng)格總數(shù)120萬，網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖2所示。

圖2 網(wǎng)格劃分

計算采用Fine/Turbo模塊，流體介質(zhì)為空氣，采用S-A湍流模型。利用有限體積離散方法、4階龍格庫塔方法迭代求解，采用多重網(wǎng)格技術(shù)加快計算。計算分析點對應(yīng)發(fā)動機低速工況，渦輪殼進口氣體壓力為11.3 kPa，進口氣體溫度為425 ℃，出口氣體流量為0.010 5 kg/s。

3 數(shù)值計算及試驗結(jié)果分析

3.1 渦輪進口靜壓分布分析

將圖1中喉口的位置定義為0°，流道角度按順時針方向增加。渦輪進口軸向位置如圖3所示，B為渦輪進口寬度，分別選取0.2B、0.4B、0.6B和0.8B4個軸向位置進行分析。圖4為3個方案渦輪進口靜壓分布仿真結(jié)果(圖4d)中單位為kPa)。由圖4可知：流道角度為16°～354°時，渦輪進口軸向靜壓隨軸向距離增大而遞減，流道角度為355°～15°(順時針方向)靜壓隨軸向距離增大而增大，流道喉舌結(jié)構(gòu)導(dǎo)致355°～15°軸向靜壓分布與其余角度不同；渦輪進口圓周方向靜壓在30°～300°間差異性小，300°～30°(順時針方向)間靜壓分布明顯周向不均勻；300°～360°間靜壓分布呈V形，338°附近靜壓最低，300°和360°靜壓基本相同；0～30°間靜壓分布呈倒V形，12°附近靜壓最高，0和30°靜壓基本相同；渦輪進口軸向方向靜壓分布均勻性比周向方向好，300°～30°(順時針方向)間軸向靜壓分布最不均勻；3個方案的320°～40°(順時針方向)間靜壓標(biāo)準(zhǔn)方差分別為4.14%、4.76%和4.62%，喉舌結(jié)構(gòu)對3種方案靜壓的影響基本相同。喉舌結(jié)構(gòu)對流場產(chǎn)生重要影響，是渦輪進口靜壓分布周向和軸向不均勻的主要原因。

圖3 渦輪進口軸向位置示意圖

圖4 不同方案渦輪進口靜壓分布曲線及方案1靜壓分布圖

渦輪不同位置進口靜壓分布如圖5所示。

由圖5可知，不同方案渦輪進口靜壓存在明顯差異，渦輪進口靜壓從大到小依次為方案3、1、2。0.2B軸向位置在流道角度為30°～300°時，方案3渦輪進口靜壓分別比方案1、2高0.4、0.7 kPa左右。喉舌與渦輪進口距離Δh對渦輪進口靜壓分布有明顯影響，從渦輪殼流道出來的氣流壓力不均勻，氣流在喉舌與渦輪進口距離Δh中將部分熱能和壓力能轉(zhuǎn)化成動能，同時可以改善氣流均勻性。Δh越小，熱能和壓力能轉(zhuǎn)化越少，渦輪進口靜壓越高，渦輪受到的氣動載荷越大；方案3、1、2的Δh依次減小，在0.2B、0.4B、0.6B、0.8B位置的靜壓基本呈遞減趨勢。方案2在345°～360°的靜壓比方案1高，這可能與喉舌的厚度等有關(guān)。

圖5 渦輪不同位置進口靜壓分布曲線

3.2 渦輪BPF噪聲測試分析

渦輪BPF噪聲試驗在某直列四缸四沖程增壓直噴柴油機上進行，柴油機參數(shù)見表2。

表2 發(fā)動機參數(shù)

圖6 噪聲測試臺架

為保證噪聲測試的可對比性，渦輪殼采用同一批次毛坯加工而成。3個方案采用同一套軸承系統(tǒng)和壓氣機系統(tǒng)，為盡可能減少其余噪聲源的干擾，噪聲測試過程中只有該發(fā)動機臺架運行，3個方案噪聲測試在同一天完成，試驗設(shè)備操作及測量等均為同一人。3個方案采用相同的測試工況：發(fā)動機啟動后，增壓器在轉(zhuǎn)速為(35 000±2000)r/min穩(wěn)定運轉(zhuǎn)20 min；機油溫度達到(85±3)℃時，增壓器進行20 s的35 000～85 000 r/min的加速試驗，同步測量加速過程噪聲；每個方案試驗3次，從中選出穩(wěn)定性好的數(shù)據(jù)進行分析。噪聲測試采用LMS test lab軟件，采用單麥克風(fēng)，噪聲測試臺架如圖6所示，麥克風(fēng)豎直位置與渦輪增壓器等高，水平位置距離渦輪殼1 m，試驗過程中保持麥克風(fēng)位置不變。采樣頻率為30 kHz，分辨率為2 Hz，對增壓器轉(zhuǎn)速為(50 000～70 000)r/min的噪聲進行分析。渦輪BPF噪聲主觀判斷由5名年齡為25～50歲人員評價得到。

不同方案渦輪BPF噪聲瀑布圖如圖7所示。

由圖7可知：1)方案1在增壓器轉(zhuǎn)速為50 000～70 000 r/min存在明顯的9階渦輪BPF噪聲(渦輪葉片數(shù)為9)，最大聲壓級為95.0 dB(以A計權(quán))，明顯高于背景噪聲，現(xiàn)場主觀感受聲音非常刺耳；2)方案2也存在9階渦輪BPF噪聲，最大聲壓級為92.5 dB,絕大部分工況低于87.5 dB,高于背景噪聲，現(xiàn)場主觀感受有較大改善，但聲音仍較為刺耳；3)方案3存在12階渦輪BPF噪聲，聲壓級最大83.0 dB,絕大部分工況低于80.0 dB,與背景噪聲差異性小，現(xiàn)場主觀感受有明顯改善，已基本聽不出渦輪BPF噪聲。

a)方案1 b)方案2 c)方案3圖7 噪聲瀑布圖

圖8 渦輪BPF噪聲對比

3種方案下的渦輪BPF噪聲對比見圖8。方案2在方案1基礎(chǔ)上喉舌與渦輪進口距離Δh增加0.5 mm，渦輪進口圓周方向靜壓減小0.3 kPa左右，渦輪葉片載荷改善，渦輪BPF噪聲最大改善5 dB。方案3在方案2基礎(chǔ)上更換為12葉片渦輪，喉舌與渦輪的距離Δh在3個方案中最小，但渦輪BPF噪聲改善最明顯，這歸功于渦輪葉片數(shù)的增加。

根據(jù)歐拉渦輪機械方程，渦輪功率可表達為：

P=Tω=qm(h01-h02)=qm(u1vu1-u2vu2),

(2)

式中：T為力矩，N·m;ω為轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)角速度，rad/s;qm為質(zhì)量流量，kg/s；h01為渦輪進口焓，J；h02為渦輪出口焓，J;u1為渦輪進口線速度，m/s；vu1為渦輪進口氣流絕對速度的切向分量，m/s；u2為渦輪出口線速度，m/s；vu2為渦輪出口氣流絕對速度的切向分量，m/s。

理想狀態(tài)下渦輪出口氣流為軸向，所以vu2≈0，則公式(2)簡化為：

P=ρ1A1vr1u12vu1/u1，

(3)

式中：ρ1為廢氣密度，kg/m3;A1為渦輪進口面積，m2；vr1為渦輪進口氣流絕對速度的徑向分量，m/s;vu1/u1為載荷系數(shù)。

所有渦輪葉片受到的力

F=T/L=Tω/(ωL) ≈ρ1A1u12(vr1/u1)·(vu1/u1) ，

(4)

式中，L為力臂，m，一般L與渦輪進口半徑差異很?。籿r1/u1為流量系數(shù)。

單個葉片受到的力

F/n≈ρ1A1u12/n·(vr1/u1)·(vu1/u1)。

(5)

在相同運轉(zhuǎn)工況下，不同方案的流量系數(shù)vr1/u1和載荷系數(shù)vu1/u1基本相同，則渦輪葉片受到的載荷與渦輪葉片數(shù)呈反比，即渦輪葉片數(shù)越多，渦輪葉片受到的氣動載荷越小。

方案3的Δh在3個方案中最小，渦輪進口靜壓比方案1、2分別高約0.4、0.7 kPa。渦輪進口靜壓增高將導(dǎo)致渦輪葉片載荷增加，但由于方案3增加了3個渦輪葉片，根據(jù)式(4)可知渦輪葉片載荷將減小。由計算可知，由于渦輪葉片增加，減小的載荷不僅能夠抵消由于Δh減小而增加的載荷，并且可以進一步改善渦輪葉片載荷，綜合使得渦輪BPF噪聲改善效果明顯。

根據(jù)渦輪通過頻率BPF的定義，由于渦輪葉片數(shù)量的增加，方案3渦輪葉片通過頻率是方案2的1.33倍，頻率增加使得人耳對噪聲敏感度降低，主觀感受方案3比方案2明顯改善。

4 結(jié)論

研究流道喉舌和渦輪葉片數(shù)量對渦輪BPF噪聲的影響，通過數(shù)值計算分析喉舌對渦輪進口靜壓分布的影響，并在某4缸發(fā)動機上進行噪聲測量分析，為改善渦輪BPF噪聲提出解決方案。

1)由于喉舌結(jié)構(gòu)，渦輪進口靜壓在流道角度為300°～30°(順時針方向)間存在明顯周向不均勻性。

2)增加喉舌與渦輪進口距離能夠降低渦輪進口靜壓，改善渦輪BPF噪聲。

3)增加渦輪葉片數(shù)量能夠改善渦輪葉片載荷，降低人耳對噪聲的敏感度，改善渦輪BPF噪聲。