汽車渦輪增壓器同步諧波噪聲仿真與優(yōu)化?

凌 旭 黃守輝 肖 芝 劉 敏

(1 湖南化工職業(yè)技術(shù)學(xué)院 株洲 412000)

(2 吉利汽車研究總院 寧波 315336)

(3 拾音汽車科技有限公司 上海 201800)

0 引言

廢氣渦輪增壓器能通過(guò)渦輪有效利用發(fā)動(dòng)機(jī)廢氣能量，帶動(dòng)與其同軸的葉輪來(lái)壓縮空氣，增加發(fā)動(dòng)機(jī)的進(jìn)氣量，從而增加發(fā)動(dòng)機(jī)的功率。一般而言，增壓發(fā)動(dòng)機(jī)與自然吸氣發(fā)動(dòng)機(jī)相比，能提高發(fā)動(dòng)機(jī)功率與扭矩20%～30%，并能降低尾氣當(dāng)中污染物的排放，還可通過(guò)更小的發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)現(xiàn)更大的功率與扭矩，達(dá)到整車輕量化與節(jié)油的效果。正是由于上述優(yōu)點(diǎn)，增壓發(fā)動(dòng)機(jī)在乘用車中開(kāi)始大力普及。乘用車相對(duì)商用車而言，整車NVH 性能要求更為嚴(yán)格。需要對(duì)整車的重要噪聲源進(jìn)行有效控制，以滿足顧客日趨嚴(yán)格的需求[1?3]。

增壓器為高轉(zhuǎn)速機(jī)械，在目前的小型增壓器中，轉(zhuǎn)速高達(dá)3×105r/min。兩輪在高速旋轉(zhuǎn)過(guò)程中與空氣的相互作用以及轉(zhuǎn)子不平衡、非線性油膜力等因素，使增壓器容易產(chǎn)生各種中高頻噪聲。高頻噪聲不容易被發(fā)動(dòng)機(jī)的低頻背景噪聲屏蔽，并且易于通過(guò)車身孔、縫隙等傳入駕駛室。由于人耳具有對(duì)中高頻噪聲敏感的特性，所以增壓器噪聲往往被顧客所抱怨。如何設(shè)計(jì)制造高性能、高可靠性與低噪增壓器成為業(yè)內(nèi)人員的巨大挑戰(zhàn)。

眾多科研人員對(duì)增壓器噪聲的產(chǎn)生機(jī)理、傳播路徑及治理方法進(jìn)行了大量試驗(yàn)與仿真方面的研究。王欽慶[4]較為詳細(xì)地總結(jié)了增壓器常見(jiàn)噪聲的表現(xiàn)形式及治理方法。Teng 等[5]對(duì)增壓器壓氣機(jī)Whoosh 噪聲的產(chǎn)生機(jī)理及解決措施進(jìn)行了有效試驗(yàn)研究。圣小珍等[3]對(duì)增壓器一階(同步，即噪聲頻率與葉輪軸的轉(zhuǎn)動(dòng)頻率一致)噪聲的客觀評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)、傳播特性及路徑傳播控制方面進(jìn)行了大量卓有成效的研究。楊景玲等[6]在增壓器執(zhí)行器與脈沖寬度調(diào)制(Pulse width modulation, PWM)閥之間增加穩(wěn)壓腔優(yōu)化了增壓器的閥門敲擊聲。李志遠(yuǎn)等[7]通過(guò)優(yōu)化發(fā)動(dòng)機(jī)的進(jìn)氣系統(tǒng)聲學(xué)設(shè)計(jì)，優(yōu)化了乘用車上的渦輪增壓器泄氣聲。Sheng等[8]、Cai等[9]通過(guò)計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)(Computational fluid dynamics,CFD)及FW-H 方程計(jì)算了離心機(jī)的氣動(dòng)噪聲與輻射噪聲，指出離心壓氣機(jī)噪聲主要為帶通濾波器(Band pass filter, BPF)為主的氣動(dòng)噪聲。龔金科等[10]、溫華兵等[11]對(duì)增壓器壓氣機(jī)氣動(dòng)噪聲進(jìn)行了聲類比及寬帶噪聲法仿真，指出葉輪為增壓器壓氣機(jī)噪聲的主要源頭等。上述文獻(xiàn)對(duì)增壓器的結(jié)構(gòu)噪聲與離心機(jī)的氣動(dòng)噪聲均進(jìn)行了較為深入的研究，但是，針對(duì)增壓器的同步諧波噪聲，目前還未見(jiàn)相關(guān)資料報(bào)道。本文針對(duì)工程實(shí)際應(yīng)用中，增壓器急加急減時(shí)，氣流速度與壓力快速壓縮與釋放，當(dāng)葉輪與壓殼兩者之間的間隙不合理時(shí)，將導(dǎo)致大量的漩渦生成與釋放，在此過(guò)程中，產(chǎn)生同步諧波噪聲的問(wèn)題，利用試驗(yàn)確定該噪聲的特點(diǎn)與傳播路徑，結(jié)合仿真模型對(duì)該噪聲進(jìn)行優(yōu)化，取得了較好的效果。

1 噪聲特點(diǎn)與傳播路徑

噪聲發(fā)生工況為發(fā)動(dòng)機(jī)零負(fù)荷和急加速急減速，主觀表現(xiàn)為尖銳的口哨聲，噪聲源來(lái)自于增壓器壓氣機(jī)位置。為了探明該噪聲的特點(diǎn)，在發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架上對(duì)該增壓器的壓氣機(jī)殼體布置三向加速度計(jì)，檢測(cè)壓機(jī)機(jī)殼體的振動(dòng)，以判斷該噪聲是否由壓氣機(jī)殼體振動(dòng)輻射產(chǎn)生。壓氣機(jī)出口管路布置壓力脈動(dòng)傳感器，檢測(cè)壓氣機(jī)出口的壓力脈動(dòng)，判斷壓氣機(jī)出口氣流壓力脈動(dòng)是否為該噪聲產(chǎn)生的原因。高度平行增壓器1 m 處布置近場(chǎng)揚(yáng)聲器，用來(lái)采集增壓器的近場(chǎng)噪聲。測(cè)點(diǎn)布置見(jiàn)圖1。

圖1 增壓器噪聲測(cè)點(diǎn)布置Fig.1 Turbocharger noise measurement point

由信號(hào)處理軟件Artemis對(duì)增壓器近場(chǎng)測(cè)得的聲音信號(hào)濾波可知，顧客抱怨的尖銳嘯叫聲頻率范圍為4000～8000 Hz，主要成分為增壓器轉(zhuǎn)速的4～6倍，為增壓器同步諧波噪聲(增壓器同步轉(zhuǎn)速的4～6倍)。壓殼上的振動(dòng)主要表現(xiàn)為增壓器的一階振動(dòng)(與增壓器轉(zhuǎn)速的同頻率振動(dòng))，無(wú)相應(yīng)同步諧波噪聲的振動(dòng)頻譜。這說(shuō)明：同步諧波噪聲并不是由壓氣機(jī)殼體振動(dòng)輻射而來(lái)。壓氣機(jī)出口的壓力脈動(dòng)數(shù)據(jù)分析表明：壓氣機(jī)出口壓力脈動(dòng)并無(wú)相關(guān)噪聲頻率成分，這說(shuō)明，壓氣機(jī)出口由壓力脈動(dòng)產(chǎn)生的氣動(dòng)噪聲并無(wú)同步諧波噪聲成分。根據(jù)上述分析特征可以推斷：該噪聲屬于空氣動(dòng)力學(xué)噪聲，且主要沿壓氣機(jī)進(jìn)口管路傳播。相關(guān)振動(dòng)與噪聲頻譜見(jiàn)圖2與圖3。

圖2 壓殼振動(dòng)與近場(chǎng)噪聲頻譜圖Fig.2 Campbell on compressor wheel vibration and near field noise

圖3 增壓器近場(chǎng)噪聲與壓氣機(jī)出口壓力脈動(dòng)頻譜Fig.3 Campbell on near field noise and compressor outlet pulsation

2 噪聲仿真預(yù)測(cè)

2.1 氣動(dòng)噪聲Light Hill聲類比理論

LMS Virtual.Lab 軟件進(jìn)行噪聲計(jì)算基于Light Hill聲類比方法，并加入了Curle’s 理論[12?13]。由質(zhì)量守恒方程以及動(dòng)量守恒方程可以推導(dǎo)得到

其中，a0為流體中聲速，ρ為流體密度；ρa(bǔ)=ρ ?ρ0是聲學(xué)變量，Tij為L(zhǎng)ight Hill 應(yīng)力張量，τij為黏性應(yīng)力張量，υ為速度，p為壓力；理想介質(zhì)中，在高雷諾數(shù)、低馬赫數(shù)以及無(wú)熵源項(xiàng)條件下，

對(duì)式(3)運(yùn)用強(qiáng)變分并應(yīng)用格林積分公式可以得到：

其中，

方程右邊第一項(xiàng)為四級(jí)子聲源，第二項(xiàng)為偶極子聲源。在LMS Virtual.Lab軟件中有專門的扇聲源模型，將旋轉(zhuǎn)壁面的偶極子聲源解析表達(dá)。然后根據(jù)聲音傳播理論求解該聲源在壓氣機(jī)流道及外聲場(chǎng)的傳播特性。

2.2 壓氣機(jī)氣動(dòng)噪聲仿真

針對(duì)該噪聲的產(chǎn)生機(jī)理及傳播路徑，本文利用該增壓器壓氣機(jī)殼體與葉輪的三維模型，在仿真軟件Numeca 中進(jìn)行六面體結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格劃分總數(shù)為10 470 354，采用6 大6 小葉片的全葉片模型，網(wǎng)格劃分模型見(jiàn)圖4。流體計(jì)算采用CFX 軟件，利用剪切應(yīng)力輸運(yùn)(Shear stress transport,SST)湍流模型計(jì)算穩(wěn)態(tài)流場(chǎng)，進(jìn)口邊界條件選取大氣壓力1×105Pa，溫度選取298 K。壓氣機(jī)出口設(shè)定流量為0.05 kg/s。將葉輪流道設(shè)置為轉(zhuǎn)動(dòng)域，轉(zhuǎn)速為1.2×105r/min。壓氣機(jī)進(jìn)口與壓殼流道均設(shè)置為固定域。轉(zhuǎn)子與壓殼交界面設(shè)置為Frozen Rotor，流體介質(zhì)選取為可壓縮的理想氣體，壁面均設(shè)置成無(wú)滑移、固定、絕熱壁面。上述工況參數(shù)的選取均為該噪聲產(chǎn)生時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架測(cè)試的數(shù)據(jù)，確保仿真與試驗(yàn)邊界的統(tǒng)一。在穩(wěn)態(tài)工況收斂后，將其作為初始條件進(jìn)行非穩(wěn)態(tài)計(jì)算。非穩(wěn)態(tài)計(jì)算中，轉(zhuǎn)子與壓殼交界面設(shè)置為Transient Rotor Stator，選取分離渦流模擬(Detached eddy simulation, DES)湍流模型進(jìn)行模擬，時(shí)間步長(zhǎng)設(shè)置為2×10?5s。待壓氣機(jī)出口流量呈周期性波動(dòng)時(shí)，則視為計(jì)算已收斂。待非穩(wěn)態(tài)收斂后，提取壓氣機(jī)殼體與葉輪葉片流道表面的偶極子聲源[8?9]。后續(xù)基于Light-Hill 聲類比方法進(jìn)行噪聲的進(jìn)口傳播特性計(jì)算。圖5為非穩(wěn)態(tài)計(jì)算收斂后的壓氣機(jī)流場(chǎng)壓力分布圖。由圖5可知，壓力由壓氣機(jī)進(jìn)口往出口方向逐漸增大，到壓氣機(jī)出口位置時(shí)，最大壓力達(dá)到0.1505 MPa，該數(shù)據(jù)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)0.148 MPa 相比，偏大2500 Pa，誤差為1.68%。誤差滿足工程上<5% 的要求。

圖4 壓氣機(jī)網(wǎng)格劃分Fig.4 Compressor hex mesh

圖5 非穩(wěn)態(tài)計(jì)算時(shí)的壓氣機(jī)表面壓力分布Fig.5 Compressor pressure distribution under unsteadysimulation

在聲學(xué)計(jì)算中，分別計(jì)算葉輪與壓殼壁面偶極子聲源在壓氣機(jī)流道及場(chǎng)點(diǎn)內(nèi)的傳播。聲學(xué)邊界條件設(shè)定為：壓氣機(jī)進(jìn)口考慮了聲音頻散效應(yīng)的自動(dòng)匹配層(Automatically matched layer, AML)邊界，壓氣機(jī)出口為無(wú)反射邊界。計(jì)算頻率分辨率為50 Hz。計(jì)算頻率范圍為2000～20000 Hz。能夠涵蓋增壓器的一階轉(zhuǎn)速頻率(2000 Hz)與一階BPF頻率(12000 Hz)，并且覆蓋了該增壓器噪聲的頻響范圍。監(jiān)測(cè)場(chǎng)點(diǎn)設(shè)置為壓氣機(jī)進(jìn)口1 m，保持與實(shí)際測(cè)點(diǎn)一致。在計(jì)算中，為了探討葉輪與壓殼對(duì)該氣動(dòng)噪聲的貢獻(xiàn)量，分別計(jì)算了葉輪與壓殼流道作為聲源時(shí)，兩者之間的聲傳播特性。

圖6為原方案壓氣機(jī)在1.2×105r/min工況下，葉輪與壓殼分別作為聲源時(shí)，聲場(chǎng)監(jiān)測(cè)點(diǎn)處的噪聲頻譜對(duì)比。由圖6可知，該壓氣機(jī)的噪聲特點(diǎn)主要表現(xiàn)為離散噪聲，在4000 Hz、6000 Hz、8000 Hz、10000 Hz、12000 Hz均有較明顯的2～6階階次特征。上述模擬方案較好地再現(xiàn)了該增壓器噪聲的一階諧波成分。葉輪在諧波噪聲傳播中占據(jù)主導(dǎo)作用，尤其以2 階與4 階諧波最為明顯，這兩階諧波噪聲分別比壓殼大58.4 dB、66.5 dB。相較于葉輪而言，壓殼產(chǎn)生的氣動(dòng)噪聲則在主要集中在BPF(6階)噪聲上。

圖6 壓殼聲源與葉輪聲源的聲場(chǎng)頻譜Fig.6 Sound field frequency spectrum on stator and rotor

圖7與圖8分別為葉輪與壓殼流道作為聲源，4000 Hz處的聲壓分布云圖。由圖可知，聲壓最大的區(qū)域集中在葉輪為聲源時(shí)，葉輪輪緣與壓殼的配合處。相較于葉輪而言，壓殼壁面聲源的作用較為輕微，應(yīng)重點(diǎn)優(yōu)化葉輪輪緣與壓殼的配合型線。

圖7 4000 Hz 時(shí)葉輪聲源下的壓氣機(jī)噪聲分布Fig.7 Noise distribution on compressor under compressor wheel as sound source at 4000 Hz

圖8 4000 Hz 時(shí)壓殼流道聲源下的壓氣機(jī)噪聲分布Fig.8 Noise distribution on compressor under compressor housing flow as sound source at 4000 Hz

3 同步諧波噪聲優(yōu)化

參考上述仿真結(jié)果，主要對(duì)葉輪輪緣與壓殼之間的配合型線、葉輪的葉片形狀進(jìn)行了反復(fù)迭代優(yōu)化。優(yōu)化的流程如圖9所示。

圖9 優(yōu)化流程Fig.9 Modified process

經(jīng)過(guò)多輪迭代與優(yōu)化，最終通過(guò)優(yōu)化葉輪輪緣弧線：減小葉輪大徑0.02 mm。圖10為葉輪優(yōu)化前后的二維對(duì)比圖，優(yōu)化部位的虛線代表優(yōu)化的部位。主要采用的方法為：將圖10中的原來(lái)圓弧半徑15 mm，修改為一段大圓弧半徑35 mm 及半徑為10.4 mm 的小圓弧進(jìn)行組合，同時(shí)對(duì)應(yīng)修改優(yōu)化壓殼與葉輪的輪緣配合型線，使進(jìn)氣氣流在葉輪流道內(nèi)的過(guò)度更為順滑，減少氣流在流動(dòng)過(guò)程中的壓力脈動(dòng)與加快氣體流出后的漩渦釋放。在仿真計(jì)算結(jié)果中，該方案有效地降低了該同步諧波噪聲的成分。圖11為聲學(xué)仿真優(yōu)化方案與原方案的葉輪噪聲對(duì)比云圖。由圖11知，優(yōu)化后的葉輪噪聲分布云圖相較于原方案(圖7)，葉輪輪緣處的聲壓級(jí)由最大值166 dB降低至151 dB，并且優(yōu)化方案在整個(gè)葉片輪緣與壓殼配合處，聲壓基本分布集中在147 dB，而原方案的葉輪輪轂與壓殼配合處的噪聲分布主要集中在166 dB。相較于原方案，大部分區(qū)域降低了聲壓級(jí)19 dB。

圖10 葉輪優(yōu)化示意圖Fig.10 Diagram of modified compressor wheel

圖11 4000 Hz 優(yōu)化方案的壓氣機(jī)噪聲分布云圖Fig.11 Noise distribution on modified compressor at 4000 Hz

圖12為優(yōu)化方案與原方案的噪聲對(duì)比測(cè)試結(jié)果。由圖12可知，采用優(yōu)化方案后，4000～8000 Hz處的同步諧波噪聲頻譜已消失，諧波噪聲幅值較原方案最大降低約15.3 dB(A)。頻譜中僅存在常見(jiàn)的增壓器BPF 噪聲頻譜，該噪聲頻譜頻率高，不易被顧客感知。主觀評(píng)價(jià)時(shí)，沒(méi)有聽(tīng)到發(fā)動(dòng)機(jī)急加速急減速時(shí)的尖銳口哨聲，其聲學(xué)性能得到了顧客的一致認(rèn)可。

圖12 優(yōu)化方案與原方案噪聲試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比Fig.12 The compared noise Campbell between original and modified plan

為了驗(yàn)證噪聲優(yōu)化后，發(fā)動(dòng)機(jī)性能的變化情況，在該發(fā)動(dòng)機(jī)上進(jìn)行了原方案與優(yōu)化方案的外特性試驗(yàn)。圖13為兩種方案在外特性點(diǎn)上，發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩的變化情況?？梢钥闯觯谕慌_(tái)發(fā)動(dòng)機(jī)上，兩種方案的發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩在外特性點(diǎn)上除了1400 r/min、3600 r/min時(shí)，優(yōu)化方案略高1 N·m、0.4 N·m外，其他點(diǎn)均一致。這說(shuō)明采用本優(yōu)化方案來(lái)優(yōu)化增壓器同步諧波噪聲，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的性能幾乎無(wú)影響。在經(jīng)過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)耐久可靠性400 h 考核后，該方案增壓器性能正常，無(wú)損壞。優(yōu)化帶來(lái)的變更主要為修改葉輪型線的機(jī)加工藝，即將原方案的壓氣機(jī)葉輪與殼體配合處的一段圓弧機(jī)加成兩段圓弧，同時(shí)，將葉輪整體外徑減小0.02 mm，壓氣機(jī)殼體的擴(kuò)壓盤機(jī)加量減小0.02 mm。

圖13 兩種方案的發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩曲線Fig.13 The engine torque curve about two plans

4 結(jié)論

(1)對(duì)噪聲的測(cè)試與分析表明：增壓器同步諧波噪聲屬于空氣動(dòng)力學(xué)噪聲，發(fā)生在發(fā)動(dòng)機(jī)低負(fù)荷、急加速與急減速工況，主要沿壓氣機(jī)進(jìn)口傳播，主要噪聲頻率為4000～8000 Hz，噪聲頻率與增壓器同步轉(zhuǎn)速頻率呈倍數(shù)關(guān)系。

(2)利用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格對(duì)該增壓器葉輪及其壓殼流道進(jìn)行了網(wǎng)格劃分?；赟ST 與DES 湍流模型仿真計(jì)算得到了該壓氣機(jī)的偶極子聲源，并將該聲源導(dǎo)入聲學(xué)仿真軟件，得到了壓氣機(jī)流道與葉輪表面及其遠(yuǎn)場(chǎng)的聲學(xué)傳播特性。在選定工況下，非穩(wěn)態(tài)計(jì)算壓力誤差為1.68%。滿足工程上誤差<5%的要求。

(3)聲學(xué)仿真與試驗(yàn)所測(cè)試的噪聲特征吻合較好，同時(shí)表明：葉輪輪緣型線及其與壓殼配合區(qū)域?yàn)樵撛肼暤闹饕曉磪^(qū)域。

(4)反復(fù)優(yōu)化了葉輪輪緣線及與之配合的壓殼型線后，有效減弱了該區(qū)域的氣體回流與漩渦生成。通過(guò)試驗(yàn)證明，通過(guò)該優(yōu)化方法，降低了4000～8000 Hz 區(qū)域噪聲值約15.3 dB(A)，成功地消除了增壓器同步諧波噪聲，且對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)性能無(wú)明顯影響。