汽車渦輪增壓器同步諧波噪聲仿真與優化?

凌 旭 黃守輝 肖 芝 劉 敏

(1 湖南化工職業技術學院 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渦輪有效利用發動機廢氣能量，帶動與其同軸的葉輪來壓縮空氣，增加發動機的進氣量，從而增加發動機的功率。一般而言，增壓發動機與自然吸氣發動機相比，能提高發動機功率與扭矩20%～30%，并能降低尾氣當中污染物的排放，還可通過更小的發動機實現更大的功率與扭矩，達到整車輕量化與節油的效果。正是由于上述優點，增壓發動機在乘用車中開始大力普及。乘用車相對商用車而言，整車NVH 性能要求更為嚴格。需要對整車的重要噪聲源進行有效控制，以滿足顧客日趨嚴格的需求[1?3]。

增壓器為高轉速機械，在目前的小型增壓器中，轉速高達3×105r/min。兩輪在高速旋轉過程中與空氣的相互作用以及轉子不平衡、非線性油膜力等因素，使增壓器容易產生各種中高頻噪聲。高頻噪聲不容易被發動機的低頻背景噪聲屏蔽，并且易于通過車身孔、縫隙等傳入駕駛室。由于人耳具有對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。如何設計制造高性能、高可靠性與低噪增壓器成為業內人員的巨大挑戰。

眾多科研人員對增壓器噪聲的產生機理、傳播路徑及治理方法進行了大量試驗與仿真方面的研究。王欽慶[4]較為詳細地總結了增壓器常見噪聲的表現形式及治理方法。Teng 等[5]對增壓器壓氣機Whoosh 噪聲的產生機理及解決措施進行了有效試驗研究。圣小珍等[3]對增壓器一階(同步，即噪聲頻率與葉輪軸的轉動頻率一致)噪聲的客觀評價標準、傳播特性及路徑傳播控制方面進行了大量卓有成效的研究。楊景玲等[6]在增壓器執行器與脈沖寬度調制(Pulse width modulation, PWM)閥之間增加穩壓腔優化了增壓器的閥門敲擊聲。李志遠等[7]通過優化發動機的進氣系統聲學設計，優化了乘用車上的渦輪增壓器泄氣聲。Sheng等[8]、Cai等[9]通過計算流體動力學(Computational fluid dynamics,CFD)及FW-H 方程計算了離心機的氣動噪聲與輻射噪聲，指出離心壓氣機噪聲主要為帶通濾波器(Band pass filter, BPF)為主的氣動噪聲。龔金科等[10]、溫華兵等[11]對增壓器壓氣機氣動噪聲進行了聲類比及寬帶噪聲法仿真，指出葉輪為增壓器壓氣機噪聲的主要源頭等。上述文獻對增壓器的結構噪聲與離心機的氣動噪聲均進行了較為深入的研究，但是，針對增壓器的同步諧波噪聲，目前還未見相關資料報道。本文針對工程實際應用中，增壓器急加急減時，氣流速度與壓力快速壓縮與釋放，當葉輪與壓殼兩者之間的間隙不合理時，將導致大量的漩渦生成與釋放，在此過程中，產生同步諧波噪聲的問題，利用試驗確定該噪聲的特點與傳播路徑，結合仿真模型對該噪聲進行優化，取得了較好的效果。

1 噪聲特點與傳播路徑

噪聲發生工況為發動機零負荷和急加速急減速，主觀表現為尖銳的口哨聲，噪聲源來自于增壓器壓氣機位置。為了探明該噪聲的特點，在發動機臺架上對該增壓器的壓氣機殼體布置三向加速度計，檢測壓機機殼體的振動，以判斷該噪聲是否由壓氣機殼體振動輻射產生。壓氣機出口管路布置壓力脈動傳感器，檢測壓氣機出口的壓力脈動，判斷壓氣機出口氣流壓力脈動是否為該噪聲產生的原因。高度平行增壓器1 m 處布置近場揚聲器，用來采集增壓器的近場噪聲。測點布置見圖1。

圖1 增壓器噪聲測點布置Fig.1 Turbocharger noise measurement point

由信號處理軟件Artemis對增壓器近場測得的聲音信號濾波可知，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速的4～6倍，為增壓器同步諧波噪聲(增壓器同步轉速的4～6倍)。壓殼上的振動主要表現為增壓器的一階振動(與增壓器轉速的同頻率振動)，無相應同步諧波噪聲的振動頻譜。這說明：同步諧波噪聲并不是由壓氣機殼體振動輻射而來。壓氣機出口的壓力脈動數據分析表明：壓氣機出口壓力脈動并無相關噪聲頻率成分，這說明，壓氣機出口由壓力脈動產生的氣動噪聲并無同步諧波噪聲成分。根據上述分析特征可以推斷：該噪聲屬于空氣動力學噪聲，且主要沿壓氣機進口管路傳播。相關振動與噪聲頻譜見圖2與圖3。

圖2 壓殼振動與近場噪聲頻譜圖Fig.2 Campbell on compressor wheel vibration and near field noise

圖3 增壓器近場噪聲與壓氣機出口壓力脈動頻譜Fig.3 Campbell on near field noise and compressor outlet pulsation

2 噪聲仿真預測

2.1 氣動噪聲Light Hill聲類比理論

LMS Virtual.Lab 軟件進行噪聲計算基于Light Hill聲類比方法，并加入了Curle’s 理論[12?13]。由質量守恒方程以及動量守恒方程可以推導得到

其中，a0為流體中聲速，ρ為流體密度；ρa=ρ ?ρ0是聲學變量，Tij為Light Hill 應力張量，τij為黏性應力張量，υ為速度，p為壓力；理想介質中，在高雷諾數、低馬赫數以及無熵源項條件下，

對式(3)運用強變分并應用格林積分公式可以得到：

其中，

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

2.2 壓氣機氣動噪聲仿真

針對該噪聲的產生機理及傳播路徑，本文利用該增壓器壓氣機殼體與葉輪的三維模型，在仿真軟件Numeca 中進行六面體結構網格劃分，網格劃分總數為10 470 354，采用6 大6 小葉片的全葉片模型，網格劃分模型見圖4。流體計算采用CFX 軟件，利用剪切應力輸運(Shear stress transport,SST)湍流模型計算穩態流場，進口邊界條件選取大氣壓力1×105Pa，溫度選取298 K。壓氣機出口設定流量為0.05 kg/s。將葉輪流道設置為轉動域，轉速為1.2×105r/min。壓氣機進口與壓殼流道均設置為固定域。轉子與壓殼交界面設置為Frozen Rotor，流體介質選取為可壓縮的理想氣體，壁面均設置成無滑移、固定、絕熱壁面。上述工況參數的選取均為該噪聲產生時發動機臺架測試的數據，確保仿真與試驗邊界的統一。在穩態工況收斂后，將其作為初始條件進行非穩態計算。非穩態計算中，轉子與壓殼交界面設置為Transient Rotor Stator，選取分離渦流模擬(Detached eddy simulation, DES)湍流模型進行模擬，時間步長設置為2×10?5s。待壓氣機出口流量呈周期性波動時，則視為計算已收斂。待非穩態收斂后，提取壓氣機殼體與葉輪葉片流道表面的偶極子聲源[8?9]。后續基于Light-Hill 聲類比方法進行噪聲的進口傳播特性計算。圖5為非穩態計算收斂后的壓氣機流場壓力分布圖。由圖5可知，壓力由壓氣機進口往出口方向逐漸增大，到壓氣機出口位置時，最大壓力達到0.1505 MPa，該數據與試驗數據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 壓氣機網格劃分Fig.4 Compressor hex mesh

圖5 非穩態計算時的壓氣機表面壓力分布Fig.5 Compressor pressure distribution under unsteadysimulation

在聲學計算中，分別計算葉輪與壓殼壁面偶極子聲源在壓氣機流道及場點內的傳播。聲學邊界條件設定為：壓氣機進口考慮了聲音頻散效應的自動匹配層(Automatically matched layer, AML)邊界，壓氣機出口為無反射邊界。計算頻率分辨率為50 Hz。計算頻率范圍為2000～20000 Hz。能夠涵蓋增壓器的一階轉速頻率(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。監測場點設置為壓氣機進口1 m，保持與實際測點一致。在計算中，為了探討葉輪與壓殼對該氣動噪聲的貢獻量，分別計算了葉輪與壓殼流道作為聲源時，兩者之間的聲傳播特性。

圖6為原方案壓氣機在1.2×105r/min工況下，葉輪與壓殼分別作為聲源時，聲場監測點處的噪聲頻譜對比。由圖6可知，該壓氣機的噪聲特點主要表現為離散噪聲，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主導作用，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，壓殼產生的氣動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，聲壓最大的區域集中在葉輪為聲源時，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，應重點優化葉輪輪緣與壓殼的配合型線。

圖7 4000 Hz 時葉輪聲源下的壓氣機噪聲分布Fig.7 Noise distribution on compressor under compressor wheel as sound source at 4000 Hz

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

3 同步諧波噪聲優化

參考上述仿真結果，主要對葉輪輪緣與壓殼之間的配合型線、葉輪的葉片形狀進行了反復迭代優化。優化的流程如圖9所示。

圖9 優化流程Fig.9 Modified process

經過多輪迭代與優化，最終通過優化葉輪輪緣弧線：減小葉輪大徑0.02 mm。圖10為葉輪優化前后的二維對比圖，優化部位的虛線代表優化的部位。主要采用的方法為：將圖10中的原來圓弧半徑15 mm，修改為一段大圓弧半徑35 mm 及半徑為10.4 mm 的小圓弧進行組合，同時對應修改優化壓殼與葉輪的輪緣配合型線，使進氣氣流在葉輪流道內的過度更為順滑，減少氣流在流動過程中的壓力脈動與加快氣體流出后的漩渦釋放。在仿真計算結果中，該方案有效地降低了該同步諧波噪聲的成分。圖11為聲學仿真優化方案與原方案的葉輪噪聲對比云圖。由圖11知，優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由最大值166 dB降低至151 dB，并且優化方案在整個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，大部分區域降低了聲壓級19 dB。

圖10 葉輪優化示意圖Fig.10 Diagram of modified compressor wheel

圖11 4000 Hz 優化方案的壓氣機噪聲分布云圖Fig.11 Noise distribution on modified compressor at 4000 Hz

圖12為優化方案與原方案的噪聲對比測試結果。由圖12可知，采用優化方案后，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。主觀評價時，沒有聽到發動機急加速急減速時的尖銳口哨聲，其聲學性能得到了顧客的一致認可。

圖12 優化方案與原方案噪聲試驗結果對比Fig.12 The compared noise Campbell between original and modified plan

為了驗證噪聲優化后，發動機性能的變化情況，在該發動機上進行了原方案與優化方案的外特性試驗。圖13為兩種方案在外特性點上，發動機扭矩的變化情況。可以看出，在同一臺發動機上，兩種方案的發動機扭矩在外特性點上除了1400 r/min、3600 r/min時，優化方案略高1 N·m、0.4 N·m外，其他點均一致。這說明采用本優化方案來優化增壓器同步諧波噪聲，對發動機的性能幾乎無影響。在經過發動機耐久可靠性400 h 考核后，該方案增壓器性能正常，無損壞。優化帶來的變更主要為修改葉輪型線的機加工藝，即將原方案的壓氣機葉輪與殼體配合處的一段圓弧機加成兩段圓弧，同時，將葉輪整體外徑減小0.02 mm，壓氣機殼體的擴壓盤機加量減小0.02 mm。

圖13 兩種方案的發動機扭矩曲線Fig.13 The engine torque curve about two plans

4 結論

(1)對噪聲的測試與分析表明：增壓器同步諧波噪聲屬于空氣動力學噪聲，發生在發動機低負荷、急加速與急減速工況，主要沿壓氣機進口傳播，主要噪聲頻率為4000～8000 Hz，噪聲頻率與增壓器同步轉速頻率呈倍數關系。

(2)利用結構化網格對該增壓器葉輪及其壓殼流道進行了網格劃分。基于SST 與DES 湍流模型仿真計算得到了該壓氣機的偶極子聲源，并將該聲源導入聲學仿真軟件，得到了壓氣機流道與葉輪表面及其遠場的聲學傳播特性。在選定工況下，非穩態計算壓力誤差為1.68%。滿足工程上誤差<5%的要求。

(3)聲學仿真與試驗所測試的噪聲特征吻合較好，同時表明：葉輪輪緣型線及其與壓殼配合區域為該噪聲的主要聲源區域。

(4)反復優化了葉輪輪緣線及與之配合的壓殼型線后，有效減弱了該區域的氣體回流與漩渦生成。通過試驗證明，通過該優化方法，降低了4000～8000 Hz 區域噪聲值約15.3 dB(A)，成功地消除了增壓器同步諧波噪聲，且對發動機性能無明顯影響。