某航空部件的排氣噪聲預測研究

楊 泳，連 潔，向宏輝，徐開俊

(1.中國民用航空飛行學院 飛行技術學院，四川 廣漢 618307；2.成都航利(集團)實業有限公司 發動機一部，四川 彭州 611936；3.中國航發四川燃氣渦輪研究院 葉輪機試驗研究室，四川 江油 621703)

隨著人們環保意識的增強，民眾對噪聲控制的要求越來越高。在現實生活中，日益加重的排氣噪聲(也稱噴流噪聲)不僅成為重要的污染源，而且有可能造成航空部件結構的聲疲勞破壞，從而導致重大航空事故，排氣噪聲污染在機場附近尤為嚴重。

空氣由航空器高速噴流進入靜止或速度較慢的氣體時，會與其急劇混合，使得射流邊界層中形成強烈的湍流脈動，并引起區域內壓力的起伏變化，導致摻混噪聲的產生。此外，如果空氣流動時有激波出現，由于噴流邊界的不穩定，也會造成激波的不穩定，從而產生激波噪聲。影響噪聲特性的主要因素包括噴流尺寸、密度和速度，其中實時速度起著決定性作用。此外由于湍流旋渦在尺度和強度上的連續擴展，也使得排氣噪聲具有寬頻特征[1-3]。1949年至1952年，英國科學家Lighthill等以噴流噪聲為研究對象，建立了氣動聲學基本方程(Lighthill方程[4])，從而在理論上揭示了噴流乃至流體發聲的機制。之后，其他一些研究者繼續深入研究，發展建立了比Lighthill原始方程更為精細的流動噪聲方程，其中包括聲源區非均勻平均流場對噪聲產生影響的Phillips方程、Lilley方程和Powell的渦聲方程以及由Crow和Lauvstad等研究出的匹配漸進展開方法[5]。

目前氣動噪聲預測方法有三種，即解析法、計算氣動聲學法(CAA)和經驗/半經驗法。由于產生氣動噪聲的機理較為復雜，其特性與流場結構等密切相關，且噪聲源往往都是三維粘性并伴隨不同尺度渦系結構的復雜非定常流場，因此解析法一般只用于定性分析和趨勢預測。此外，因流場與聲場的計算尺度和精度不同，如流場壓力尺度為Pa，且1階、2階精度即可滿足工程要求，而聲場壓力尺度是10-5Pa級，計算精度更是要求達到4階以上。當計算域較大時，流場和聲場要同時獲得較為精確的解，所需網格數量將會非常龐大，即使在計算機技術日新月異的今天，硬件資源也是無法完全勝任的。故采用經驗/半經驗的方法，至少在目前看來是最為行之有效的，如波音與空客公司廣泛采用的ANOPP噪聲預測程序就正是基于此種方法[6]。

本文以某航空部件試驗器排氣系統(具有二級引射結構)為研究對象，采用仿真的技術手段，對噪聲源和聲傳播分別進行處理，先通過流場數值仿真得出擬聲源，然后采用波動理論求解其傳播，從而達到預測噪聲強度的目的。

1 聲源求解

采用FLUENT商業CFD軟件進行流場數值模擬，通過后處理的數據和圖表得出所需截面流場參數并將結果作為輸入參數。根據聲功率與流體速度8次方成正比的關系及排氣系統結構，初步判斷噪聲源集中在閥門及一、二級引射器處。故排氣系統噪聲源可分為閥門噪聲、摻混噪聲，在噴流產生激波的條件下還伴有激波噪聲。

1.1 閥門噪聲

幾個與閥門狀態有關的參數標準定義可參見文獻[6]。根據流場計算得出出口絕對壓力值，判斷閥門處于何種狀態，并選取相應公式進行計算輻射聲功率。將閥門的總聲功率按1/3倍頻程展開，頻帶中心頻率fi的范圍為50～31500 Hz[7]。

聲壓級頻譜：

(1)

其中，Wref=10-12W為參考功率，fp為峰值頻率。

聲功率頻譜為：

Wv(fi)=Wref10SWL(fi)/10

(2)

1.2 摻混噪聲

實際射流由于溫度往往很高，造成流體密度較常溫時有很大區別，所以在摻混噪聲預測過程中需考慮溫度影響因素。此外，摻混噪聲一般認為是由噴流內部湍流脈動微團發出的，這些微團在發聲的同時還存在著對流運動，故還需考慮對流效應對總聲壓級的影響。總聲壓級[8-9]可表示為：

(3)

其中，ρISA及cISA為標準大氣密度和聲速，ca表示音速，ρa表示音速下的大氣密度，Vj、Aj、ρj分別是充分膨脹射流的速度、面積與密度，MC=kVj/ca，Larson[10]給出的值為0.2，R表示射流距聲源距離。

指數因子ω的計算式為：

(4)

此外，由于主射流和引射射流的相對運動，將等效地使射流實際速度減小，同時流體間的剪切作用也會減弱，因此需引入相關修正項。

(5)

(6)

其中，V0為壓力平衡截面引射射流平均速度。

修正后的摻混噪聲總聲壓級：

OASPL=OALPLS+ΔD+ΔSO

(7)

同時，相對運動造成了Strouhal數的修正：

(8)

其中，θ′=θ(Vj/ca)0.1，D=4Aj/π，f表示基帶中心頻率，M0=V0/ca表示飛行馬赫數，β表示發動機飛行攻角，Tj表示充分膨脹射流的溫度，Ta表示音速下的大氣溫度。

按1/3倍頻程展開，頻帶中心頻率fi的范圍為50～31500 Hz，不同頻率和指向角下的聲壓級SPL(f,θ)由以下函數求得：

SPL-OASPL=F(lgS)

(9)

其中，函數F由實驗結果確定，具體函數對應值可查閱相關數據表[10]。

1.3 激波噪聲

激波噪聲預測首先視流場計算結果而定，即聲源處是否有激波存在。計算基于Stone模型[11-12]，它是在Harper-Borne & Fisher的激波/湍流干涉噪聲理論模型[13]的基礎上建立起來的，是目前最為常用的噪聲預測模型之一。在考慮了相對速度、大氣條件等因素后的激波噪聲總聲壓級為：

(10)

其中，θM=arcsin(1/Mj)，Mj、Aj分別是充分膨脹射流的馬赫數、面積，指向性函數F為：

(11)

2 外聲場計算

由于引射器的進口是開放的，這是噪聲外傳的主要地方，較透過管壁向外輻射的噪聲大很多。故計算中實際隱含了一個假設條件，即噪聲都是通過開口處向外傳播的。排氣系統管道內噪聲傳播途徑如圖1所示。

圖1 排氣系統管道內噪聲傳播途徑

一級引射器進口向外輻射的聲功率主要有：閥門噪聲沿管道進入一級引射管后，部分聲功率WVηV(ηV為閥門噪聲輻射系數，計算中取0.1[14])從此處外傳；一級引射射流部分(0～90°指向角范圍內)噪聲聲功率W1前傳向上游傳播并泄露。二級引射器進口向外輻射的聲功率主要為：閥門噪聲經一級引射入口外泄后，剩余聲能繼續向后傳播并部分從二級引射器入口傳出，外傳量為WV(1-ηV)ηV；一級引射噪聲在90～180°指向角范圍內并從二級引射器入口處向外泄露聲功率W1后傳ηE(ηE為引射噪聲輻射系數也取0.1)；二級引射噪聲在0～90°指向角范圍向上游傳播聲功率W2前傳。

總排氣口向外輻射的聲功率包括：閥門噪聲經一、二級引射入口泄漏后的剩余聲功率WV(1-ηV)2；一級引射后傳噪聲經二級引射器入口泄漏后的剩余聲功率W1后傳(1-ηE)；二級引射噪聲在90～180°指向角范圍內向下游傳播聲功率W2后傳。為了進行不同聲源的噪聲疊加，需將前面計算得到的聲壓級結果轉化為聲功率。

(12)

圖2 聲場計算示意圖

此步驟在程序中是采用梯形公式計算得到的，且指相角以5°為步長。采用點聲源假設，并根據球面波傳播特性計算A、B補氣口處聲壓級，聲場計算示意圖如圖2所示。

計算公式如下：

(13)

其中，LA、LB分別表示一級引射器入口和二級引射器入口到A(或B)補氣口的距離。

總聲功率由各個頻帶下聲功率之和給出：

(14)

從補氣口向外輻射的聲功率：

(15)

其中，SA/B為補氣口A或B的面積。

試驗室外環境噪聲主要來源于兩處補氣口和總排氣口，其總聲壓級為：

(16)

其中，Δair為大氣吸收效應項，具體值需查閱相關數據表[14]。

3 計算結果及分析

該民用壓氣機、燃燒室試驗器模擬真實發動機的工作情況, 工作時氣流流量可達到120 kg/s，排氣系統結構圖如圖2所示。該排氣系統采用兩級引射設計，經過試驗器的氣流首先被收集到集氣蝸殼中，隨后通過主排氣管道上的調節閥門由主噴管排入到一級引射器內，經過和引射流的摻混后，排氣氣流的總溫、總壓降低，之后進入引射器內進一步摻混，最終排出到廠房外。由于從試驗器直接排出的氣流速度大，總溫、總壓高，因此直接將氣流從出口處排入室外大氣中是不可取的，而經過了兩級引射器的作用后，排氣氣流總溫和總壓大大降低。為了適應這種排氣系統，防止廠房內因引射吸氣而導致負壓過高，在試驗臺廠房頂部增設了兩個補氣口。考慮到廠房內部噪聲會經過這些開口向室外自由空間輻射，因此在二級引射器出口和兩個補氣口處均增設了消聲降噪設施。

根據上述試驗器排氣系統噪聲的模型，在Windows .net平臺下采用C++語言進行編程實現，并對各種工況下各位置噪聲的總聲壓級及頻譜圖進行了計算。選取試驗器的最大工況(進口流量120 kg/s，壓力3 MPa，溫度850 K)的各位置噪聲的總聲壓級如表1所示，噪聲頻譜圖如圖3所示。

表1 各位置噪聲總聲壓級

(a)補氣口A

(b)補氣口B

(c)總排氣口C

計算結果表明：(1)由于排氣系統氣流速度很大導致噪聲過高，如補氣口噪聲聲壓級大于140 dB，總排氣口附近噪聲更是高達160 dB以上。(2)補氣口與總排氣口的噪聲峰值頻率均為400 Hz左右。

因此，可增大主排氣管道通徑以減小排氣速度或在保證引射流量的前提下，改二級引射為一級引射以減少噪聲源，同時考慮主噴管出口和引射器入口相對位置的影響，并對引射器入口采取一定的型面設計，減少噪聲泄露量，以達到降噪目的。此外，可在引射器內壁面鋪設一定尺寸結構的聲襯，以達到對400 Hz附近頻率段噪聲有效吸收的目的[15]。

4 結論

論文以某試驗器排氣系統為研究對象，采用計算機仿真的技術手段，對噪聲源和聲傳播分別進行處理計算。結果表明排氣系統氣流速度很大導致噪聲過高，如補氣口噪聲聲壓級大于140 dB，總排氣口附近噪聲更是高達160 dB以上。補氣口與總排氣口的噪聲峰值頻率均為400 Hz左右，這些計算結果將對于該試驗件減噪提供結構優化設計方案和技術支持。