連續式跨聲速風洞軸流壓縮機氣動設計與低噪聲設計

2022-03-22 03:24:58龍炳祥劉宗政陳振華陳吉明雷鵬飛

實驗流體力學 2022年1期

龍炳祥，劉宗政，陳振華，陳吉明，雷鵬飛

中國空氣動力研究與發展中心設備設計與測試技術研究所，綿陽 621000

0 引言

空氣動力學是航空航天飛行器研制、發展的基礎支撐學科。風洞是開展空氣動力學試驗研究的基礎設施，風洞試驗能力是衡量一個國家航空航天事業發展水平的核心標志之一。風洞試驗模擬能力越強，風洞試驗數據越準確，對先進航空航天飛行器自主研發的支撐作用就越大。20世紀50年代，歐美國家先后建成了功能齊全、領先世界的風洞群，這些風洞為歐美先進航空航天飛行器研制奠定了堅實的空氣動力試驗基礎。

連續式跨聲速風洞建設是風洞建設的核心內容之一。此類風洞的設計、建設屬于復雜系統工程，各系統設計建設難度大，面臨諸多挑戰。驅動風洞回路氣流克服阻力形成目標流場的軸流壓縮機設計是連續式跨聲速風洞設計的核心挑戰。軸流壓縮機氣動性能和氣動聲學性能對風洞運行工況范圍、風洞試驗段流場品質、風洞運行經濟性和安全性有直接、重要的影響，軸流壓縮機氣動設計和氣動聲學設計是連續式跨聲速風洞設計、建設需要首先關注和重點解決的技術難題。

具備先進地面空氣動力試驗模擬能力的連續式跨聲速風洞有工況運行范圍寬、流場品質高、運行經濟穩定等典型特征。先進連續式跨聲速風洞的基本特征要求驅動風洞回路氣流的軸流壓縮機能夠在寬工況范圍高效、穩定、安靜地運行。高效意味著壓縮機組等熵效率（或多變效率）高，穩定表示壓縮機組在全工況范圍有合適的喘振/失速裕度，安靜則要求壓縮機進出口氣動噪聲小。

壓縮機載荷特性是壓縮機設計輸入之一。連續式跨聲速風洞軸流壓縮機典型的工作特性如圖1所示。亞聲速區間內，風洞回路阻力損失主要來源于摩擦損失，風洞回路質量流量隨著馬赫數增大而增大，壓縮機工況呈現出寬流量、窄總壓比的特征（圖1中AB段）。超聲速區間內，風洞回路阻力損失主要來源于激波損失，風洞試驗段質量流量隨試驗馬赫數增大而減小，壓縮機工況呈現出窄流量、寬總壓變化的特征（圖1中BC段）。

圖1 連續式跨聲速風洞壓縮機典型工作特性曲線Fig.1 Operating curve of continuous transonic wind-tunnel

常規跨聲速飛行器飛行馬赫數在0.9附近（圖1中B點），因此，常選取Ma=0.9工況點作為連續式跨聲速風洞設計點。由軸流壓縮機氣動性能基本特征可知，壓縮機組的最易失穩工況為圖1中的A、C工況。為確保壓縮機系統穩定運行，考慮風洞載荷計算不確定性、風洞試驗載荷多變性以及壓縮機設計的不確定性，軸流壓縮機設計時A工況和C工況至少需要預留10%的失穩裕度。由于B工況處于載荷特性線的拐點位置，若不慎重設計壓縮機氣動方案，B工況極易落在壓縮機堵塞工況區，進而造成壓縮機組效率下降、氣動噪聲增大及疲勞壽命降低等問題。

試驗段流場品質是影響風洞試驗準確性、試驗效率等的核心因素。軸流壓縮機進出口氣動噪聲是影響風洞試驗段流場品質的關鍵。控制壓縮機進出口噪聲水平有助于提升風洞試驗段流場品質。基于傳統聲學里襯的被動降噪手段是抑制軸流壓縮機進出口氣動噪聲的有效方法之一。基于傳統設計的軸流壓氣機噪聲聲壓級最高可達155 dB，而先進風洞試驗段流場品質要求壓縮機進出口噪聲聲壓級低于140 dB。單純依靠聲學里襯實現15 dB的降噪量極具挑戰，因此，連續式跨聲速風洞軸流壓縮機需采用氣動-聲學融合設計方法，即考慮機組氣動性能的同時協同考慮設計參數對壓縮機氣動噪聲的影響，進而從噪聲源控制壓縮機氣動噪聲。

載荷特性和風洞試驗段流場品質的高要求給連續式跨聲速風洞軸流壓縮機設計帶來挑戰。盡管軸流壓縮機設計本身是一個傳統課題，但是公開文獻中針對其開展的設計分析較少。本文從寬工況連續式跨聲速風洞軸流壓縮機氣動設計與氣動-聲學融合設計兩方面重點闡述連續式跨聲速風洞軸流壓縮機設計基本思想，著重闡述先進連續式跨聲速風洞軸流壓縮機調節方式及基本參數的選取原則和氣動-聲學融合設計基本思路，并給出了必要的設計結果和試驗測試結果。

1 風洞壓縮機氣動設計

合理選擇壓縮機的變幾何調節方式（動葉調節、靜葉調節）以及基本設計參數是使軸流壓縮機高效、穩定地滿足連續式跨聲速風洞全工況運行需求的兩個重要途徑。

1.1 動、靜葉調節方式選擇

變幾何設計是流動控制的有效手段。在軸流壓縮機流動控制領域，采用變動葉安裝角技術（簡稱動葉調節技術）或變進口導葉、靜葉安裝角技術（簡稱靜葉調節技術）均可有效拓寬壓縮機高效穩定運行的范圍。美國阿諾德工程中心的16 ft（英尺）連續式跨聲速風洞（AEDC 16T）、歐洲跨聲速低溫風洞（ETW）、NASA跨聲速風洞設施（NTF）和英國的8 ft高速風洞（HSWT）等的壓縮機均采用靜葉調節技術。動葉調節技術在煤礦、化工行業的大型通風機以及渦槳發動機槳葉安裝角調節領域已成功應用，但在風洞軸流壓縮機中應用較少，德國RAE風洞軸流壓縮機采用了該技術。

動、靜葉調節技術在軸流旋轉機械中已有廣泛應用，但量化評估兩種調節方式優劣的方法較少。本文過建立分析模型，從氣動設計角度量化評估兩種調節方式的優劣，為連續式跨聲速風洞壓縮機動、靜葉調節方式的選擇提供參考。

1.1.1 分析模型

調節壓縮機進口導葉、靜葉與動葉安裝角，拓寬壓縮機高效、穩定運行工況范圍，主要通過改變壓縮機級間匹配實現。典型的以做功系數（）和流量系數（）表示的軸流壓縮機等轉速性能曲線如圖2所示。

圖2 壓縮機等轉速性能曲線Fig.2 Constant rotational performance curve

做功系數反映壓縮機做功能力大小，流量系數間接反映氣流角。圖2中點A、B、C分別表示壓縮機最佳進氣角、負進氣角與正進氣角工況。壓縮機轉速保持不變，通過調節壓縮機進口導葉、靜葉或（和）動葉安裝角改變氣流角，實現不同的級間匹配策略，可有效拓寬壓縮機工況范圍。

采用速度三角形分析法對動、靜葉調節有效性進行分析，分析時假設調節過程中氣體物性、葉柵進出口氣流軸向速度和進出口徑向位置無變化。壓縮機做功系數（）與流量系數（）的定義如式（1）所示。葉柵幾何參數與速度三角形的定義如圖3所示，圖中W表示相對速度，為動葉安裝角，相對氣流角。

圖3 葉柵與速度三角形Fig.3 Cascade and velocity triangle

式中：表示進口絕對速度，m/s；表示出口絕對速度，m/s；v表示進出口軸向速度，m/s；表示圓周速度，m/s；和分別表示進出口絕對氣流角，（°）；文中若無特別說明，下標1和2分別表示進口和出口。

定義調節有效性（）以便量化評估動葉調節與靜葉調節技術的優劣。調節有效性是指單位做功系數調節量對應的動葉或進口導葉、靜葉安裝角調節量，反映了采用動葉調節技術、靜葉調節技術改變單位做功系數的難易程度。調節有效性的計算表達式為：

式中： Δ表示安裝角調節量，（°）。

圖4 速度三角形Fig.4 Velocity triangle

軸流壓縮機設計通常保證進出口軸向速度相近，因此上面兩個計算公式中不考慮葉柵進出口軸向速度變化對調節有效性的影響。為了盡可能將分析結果全部用壓縮機的設計參數表示，需要消去。由反動度R（氣流經過壓縮機轉子獲得的靜焓升與其經過壓縮機靜子獲得的靜焓升之比）的定義以及速度三角形關系，可用下面的關系式消去：

根據式（5）可得:

將式（6）代入式（3）和（4）可得：

根據三角形余弦定理可以得到，做功系數變化時需要調節的靜葉安裝角度和動葉安裝角度：

根據式（2）和式（7）～（10）可將動葉調節與靜葉調節技術的調節有效性解析表達出來。

1.1.2 小結

動、靜葉調節技術的調節有效性與流量系數、做功系數、反動度密切相關。在低反動度、小做功系數條件下，動葉調節在大流量系數工況下比其在小流量系數工況下具有更高的優勢；而在高反動度、大做功系數條件下，動葉調節在小流量系數工況下比其在大流量系數工況下更具優勢。在低反動度、小做功系數條件下，靜葉調節在小流量系數工況比其在大流量系數工況具有更高的優勢；而在高反動度、大做功系數條件下，靜葉調節在大流量系數工況比其在小流量系數工況更具優勢。反動度0.5是動、靜葉調節有效性優劣發生根本轉變的臨界點。當反動度小于0.5時，從氣動設計考慮，軸流壓縮機應優先采用靜葉調節；當反動度大于0.5時，軸流壓縮機應優先采用動葉調節技術。

連續式跨聲速風洞軸流壓縮機的設計是多學科協同設計，實際設計中選取何種調節方式還需綜合考慮結構的可實現性、穩定性、安全性等因素。

1.2 設計參數選取

軸流壓縮機氣動設計流程包括軸流壓縮機一維設計、二維設計、三維造型設計和壓縮機優化設計。一維設計的主要目的是確定軸流壓縮機的子午流道參數以及各級葉片加工量、葉片環量、葉片數、弦長和稠度等參數。二維設計主要通過求解完全徑向平衡方程完成軸流壓縮機S2流面的計算。通過二維設計可以初步確定軸流壓縮機葉片展向各個位置進出口氣流角、安裝角等參數。在一維和二維設計的基礎上，可完成壓縮機葉片造型設計，即壓縮機的三維設計。最后，通過三維CFD數值計算方法和（或）試驗測試結果驗證壓縮機氣動性能是否滿足用戶設計要求。若不滿足，則對壓縮機進行優化設計，確保所設計壓縮機最終能夠達到設計指標。設計流程如圖5所示。

圖5 軸流壓縮機氣動設計流程Fig.5 Axial-flow compressor design process

一維設計是軸流壓縮機設計的基礎，決定了設計方案可達到的最優氣動性能，完成合理的一維設計意味著基本完成了整個設計工作量的60%～70%。選擇合適的設計點、做功系數、流量系數、子午流道，葉型基本參數是開展基于軸流壓縮機基本理論、熱力學理論和經驗公式（損失、進氣角、落后角等）的一維設計的前提，也是決定一維設計方案優劣的關鍵要素。

1.2.1 設計點選取

開展具有寬工況運行特征的軸流壓縮機設計首先需要確定軸流壓縮機氣動設計點。設計點的選取決定了設計方案可實現的最優氣動性能，決定了設計滿足連續式跨聲速風洞運行需求的軸流壓縮機氣動方案的難易程度。

連續式跨聲速風洞高性能軸流壓縮機設計要求壓縮機在風洞設計點（圖1中B點）具有較高熱效率。根據軸流壓縮機氣動性能基本特性可知，全工況范圍內，喘振裕度最低的工況點一定出現在最低馬赫數工況點和最高馬赫數工況點（圖1中A點和C點）。對于運行馬赫數范圍為0.2～1.6的連續式跨聲速風洞，粗糙地將其壓縮機的氣動設計點選擇在B點（對應Ma=0.9工況點）或者C點（對應Ma=1.6工況點）將無法獲得滿意方案。

1）方案一：Ma=0.9設計點

若選取Ma0.9工況點作為設計點，壓縮機動葉進氣角隨著壓縮機運行工況點逐漸遠離設計點而逐漸增大，在Ma=1.6和Ma=0.2時達到最大正進氣角，意味著壓縮機在工況點A和工況點C運行時，壓縮機機組的喘振裕度小。為此需要將壓縮機的靜葉安裝角度調小，使壓縮機在風洞運行工況兩端運轉時的進氣角盡可能朝合理的負進氣角移動。

選取Ma=0.9工況作為設計點開展設計獲得的設計方案表明：壓縮機在Ma=0.2～0.3、Ma=1.3～1.4和Ma=1.5～1.6工況運行時，靜葉安裝角需要分別調小6.9°、5.7°和12°才可獲得滿意的氣動性能。

2）方案二： Ma=1.6設計點

若將設計點選擇在Ma=1.6對應的工況，如果不調節靜葉，壓縮機在低馬赫數工況區等熵效率低，因此需要將靜葉安裝角調大。但受限于靜葉的可用調節范圍以及壓縮機轉速，低馬赫數工況區（尤其是風洞運行工況點）的效率可能無法達到令人滿意的結果。將設計點選取為Ma=1.6而獲得的設計方案，風洞設計點等熵效率比方案一低5%，且為滿足全工況范圍運行，需要采用靜葉調節技術。

3）設計點準則

優化設計是開展設計點選擇的合適途徑，但耗時較長。基于速度三角形分析模型，可快速篩選合理的壓縮機設計點。設計點選取的原則是Ma=1.6工況對應等轉速線上的失穩工況點進氣角的絕對值不小于Ma=0.9工況點對應進氣角的絕對值。

基于葉輪機械基本理論和圖3所示的速度三角形，假定進口無預旋，可得式（11）：

式中：C表示等壓比熱容；表示壓縮機組熱效率；T表示總溫，K；p表示總壓比；v、v分別表示絕對速度軸向和周向分量，m/s。

基于圖1所示連續式跨聲速風洞壓縮機載荷特性，假定BC線上的流量保持不變，并將設計點流量系數取0.6。其余輸入的計算參數如表1所示。

表1 計算輸入參數表Table 1 Design inputs

基于設計點選取原則，將表1中的計算參數代入式（11）中，得到設計點壓比約為1.39。連續式跨聲速風洞回路損失計算結果表明：壓比1.39對應的工況點為Ma=1.4工況點。綜上，設計Ma=0.2～1.6運行范圍的連續式跨聲速風洞壓縮機時，宜將設計點選擇在Ma=1.4工況點附近。圖6展示了某風洞軸流壓縮機氣動性能曲線（設計點選取為Ma=1.4），從圖中可以看出，此風洞軸流壓縮機在全工況范圍內具有較優的綜合性能。

圖6 某風洞軸流壓縮機氣動性能曲線Fig.6 Performance map of wind-tunnel compressor

1.2.2 做功系數、流量系數

軸流壓縮機級數和尺寸是開展壓縮機設計需要首先確定的兩項關鍵設計參數。軸流壓縮機級數的多少取決于全工況范圍內壓縮機的總壓比大小和做功系數。壓縮機尺寸則決定了壓縮機的流量系數。圖7為反動度為0.7的軸流壓縮機對應的Lewis圖，該類圖的相關介紹見文獻[10]，根據圖7可對做功系數和流量系數進行合理選擇。

圖7 Lewis圖（反動度0.7）Fig.7 Lewis chart（R=0.7）

1）做功系數

高載荷設計是軸流壓縮機設計的趨勢。基于公式（12），通過增加葉型彎角（ Δv），提升壓縮機周向線速度（U）是增大壓縮機級載荷的有效途徑。

考慮到逆壓梯度下邊界層易分離，壓縮機葉型彎角無法隨意增大，因此增大周向線速度是提升級載荷的重要途徑。為避免激波誘導產生的高氣動損失、應對壓縮機系統面臨的超低雷諾數運行工況問題并考慮長壽命設計要求，連續式跨聲速風洞軸流壓縮機仍宜采用常規軸流壓縮機設計思路。鑒于常規軸流壓縮機葉型的臨界馬赫數約為0.75，因此連續式跨聲速風洞軸流壓縮機最高周向線速度應小于250 m/s，軸流壓縮機單級做功系數選擇范圍為0.15～0.30。

2）流量系數

圖7中展示了不同工況點壓縮機熱效率和穩定裕度（Dehaller Number，哈勒數）的關系。常規軸流壓縮機設計中，哈勒數小于等于0.72是軸流壓縮機失穩的判定準則之一。哈勒數的定義如式（13）所示：

基于上述分析，壓縮機全工況范圍內的流量系數均應該大于0.4。從圖7還可以看出，做功系數一定時，流量系數越大，壓縮機效率越低。因此，為盡可能地提升壓縮機熱效率，壓縮機流量系數不可太大。壓縮機流量系數的選擇還需綜合考慮可用加工能力對最大輪轂直徑的限制、交通運輸對機組整體尺寸的限制，以及增大流量系數造成的壓縮機一次性成本降低與增大流量系數帶來運行成本增加之間的平衡。連續式跨聲速風洞軸流壓縮機流量系數宜選擇在0.5～0.7范圍內。為保證在全工況范圍內壓縮機流量系數大致處于上述范圍，連續式跨聲速風洞軸流壓縮機設計點對應的流量系數宜選擇為0.6左右。

1.2.3 子午流道

典型的軸流壓縮機子午流道形式包括等外徑子午流道、等內徑子午流道和等中徑子午流道。等內徑設計配合采用重復級設計思路，使得碳纖維葉片制造只需采用一套模具即可，可以降低模具開發成本，從而降低壓縮機組制造成本，并縮短葉型開發的時間。在通流能力相同的前提下，壓縮機葉片的輪轂比較高，便于降低二次流損失，提升壓縮機運行的經濟性。一方面，等外徑設計可充分利用葉尖的做功能力，另一方面，通過抬升輪轂可有效加速葉根附近氣流，降低葉根失速的風險，提升壓縮機的穩定裕度。等內徑設計中，由于葉尖環切而損失的加功能力通常需要通過增大葉片的折轉角來實現。

由于連續式跨聲速風洞總壓比不高（運行馬赫數為1.6，總壓比約為1.6），采用2～3級軸流壓縮機即可滿足連續式跨聲速風洞運行需求。因此，連續式跨聲速風洞軸流壓縮機宜采用等外徑設計思想。以下為設計方案的對比分析。

分別以等內徑子午流道和等外徑子午流道思路設計了某運行馬赫數范圍為0.2～1.6的連續式跨聲速風洞軸流壓縮機方案。采用等內徑和等外徑方案設計得到的軸流壓縮機第一級轉子的折轉角如圖8所示。從圖8可以看出，采用等外徑方案時，葉根和葉尖折轉角大幅減小，可以有效拓寬壓縮機穩定工況范圍，同時降低壓縮機轉子的葉型損失和端壁損失。圖9展示了轉子稠度沿葉高的分布規律，從圖中可以看出，等外徑子午流道設計方案35%葉高以上轉子的稠度小于等內徑設計方案，35%葉高以下轉子的稠度大于等內徑設計方案。由此可進一步降低35%葉高以上的氣動損失并有效增加葉根失穩的裕度。

圖8 第一級轉子折轉角沿葉高分布Fig.8 Turning angle of the first rotor blade

圖9 第一級轉子稠度沿葉高分布Fig.9 Solidity of the first rotor blade

圖10和圖11分別展示了壓縮機等熵效率提升（等外徑減等內徑）和喘振裕度分布規律，從圖可以看出，采用等外徑設計方案的壓縮機喘振裕度分布更加合理，等熵效率更高，無需采用靜葉調節即可在全工況范圍內穩定運行。因此，運行范圍為Ma=0.2～1.6的連續式跨聲速風洞軸流壓縮機采用等外徑子午流道更為合適。

圖10 壓縮機等熵效率提升Fig.10 Adiabatic efficiency improvement of compressor

圖11 喘振裕度分布Fig.11 Surge margin distribution

2 壓縮機低噪聲設計

2.1 基本原理

軸流壓縮機氣動噪聲由單音噪聲（Tonal noise）與寬頻噪聲（Broadband noise）組成。軸流壓縮機內部轉子與靜子之間強烈的流動干涉是軸流壓縮機單音噪聲的主要誘因之一，對軸流壓縮機寬頻噪聲也有直接的重要影響。增大轉子與靜子之間的軸向距離，可有效抑制軸流壓縮機內部轉子與靜子之間的流動干涉。

NASA 通過大量試驗得出的軸流壓縮機級間距因子（RSS，計算方式見式14）對單音噪聲和寬頻噪聲聲壓級的影響如圖12所示。若軸流壓縮機進口流場不存在畸變，壓縮機噪聲隨著級間距因子的增大呈逐漸減小的趨勢，但是當級間距因子達到100時，噪聲不再隨著級間距因子的增大而降低。

圖12 級間距因子對單音、寬頻噪聲的影響[13]Fig.12 The influence of RSS on tonal and broadband noise[13]

式中：C為軸向弦長，m；C為動、靜葉排軸向間距（級間距），m；如圖13所示。

圖13 級間距Fig.13 Rotor-stator spacing

優化動靜葉級間距因子RSS可有效降低軸流壓縮機由動、靜葉之間相互干涉產生的噪聲。NASA的研究同樣表明：利用動、靜葉轉靜干涉關系，合理選擇動葉葉片數和靜葉葉片數能有效抑制壓縮機葉片通過頻率（BPF）及其倍頻對應的單音噪聲向壓縮機上、下游的傳播（聲截斷狀態），進而降低壓縮機噪聲。聲截斷的初步判斷條件如式（15）所示：

式中：B為動葉數；V為靜葉數；m為動葉造成的空間畸變形態的周期數；n為靜葉造成的空間畸變形態的周期數。

盡管氣動噪聲是連續式跨聲速風洞軸流壓縮機的核心指標之一，但不是唯一指標。開展連續式跨聲速風洞軸流壓縮機低噪聲設計時需要綜合考慮其他有關方面的影響：

1）級間距因子

增大級間距將增加壓縮機系統轉子的軸向尺寸，導致轉子重量增加，從而增加壓縮機制造成本，同時可能給壓縮機轉子的動力學設計帶來困難。且增大間距因子將導致風洞整體尺寸增加，從而導致風洞占地面積、整體造價增加。因此，連續式跨聲速風洞軸流壓縮機級間距因子一般取值不超過100。

2）動、靜葉數目

一般情況，軸流壓縮機單音噪聲中一階BPF對應的能量最強。因此，連續式跨聲速風洞壓縮機低噪聲設計中一般只要求m和n都等于1時，式（15）成立。

2.2 設計結果及試驗測試方案

某運行馬赫數范圍為0.2～1.6的連續式跨聲速風洞的壓縮機為一臺三級軸流壓縮機。為有效控制壓縮機氣動噪聲，壓縮機級間距因子選擇為100，壓縮機動、靜葉片數目分別為28和54。為有效驗證低噪聲設計效果，對該壓縮機氣動噪聲進行了測試分析。

噪聲測試中采用庫里特（KULITE）脈動壓力傳感器和恩德福克（ENDEVCO）脈動壓力傳感器進行聲學信號收集。庫里特脈動壓力傳感器型號為CTL-190SM-±15D，恩德福克脈動壓力傳感器型號為8510C-15。數據信號采集系統采用NI PXI-1042Q數據信號采集系統。信號采樣頻率為50 kHz，單次采樣點數為32 768，單次采樣重復30次。受試驗條件限制，此次試驗僅在壓縮機進出口各布置一個脈動壓力傳感器測試點。

2.3 結果分析

2.3.1 總聲壓級

表2和圖14展示了Ma=0.2～1.6運行工況范圍內（對應不同總壓比和流量）某連續式跨聲速風洞壓縮機進、出口氣動噪聲聲壓級變化。

表2 模型機進出口噪聲Table 2 Sound pressure level at compressor inlet and outlet

圖14 壓縮機進、出口聲壓級Fig.14 Sound pressure level at compressor inlet and outlet

從圖14和表2可以看出，壓縮機進、出口氣動噪聲聲壓級隨試驗段馬赫數的增大而逐漸增大。壓縮機進、出口氣動噪聲聲壓級最低值分別為129.186 dB和131.503 dB；壓縮機進出、口氣動噪聲聲壓級最高分別為143.367 dB和152.481 dB。

2.3.2 頻譜分析

圖15、16展示了Ma=0.9運行工況下壓縮機進出口氣動噪聲的頻譜特性。從圖15可以看出，壓縮機進口前五階BPF對應的單音噪聲中，壓縮機進口的三階BPF對應的單音噪聲的能量最高。一階和二階BPF對應的單音噪聲能量均小于三階BPF對應的噪聲能量。從圖16可以看出，出口噪聲中能量最高的單音噪聲為二階BPF對應的單音噪聲。

圖15 進口噪聲頻譜（ Ma=0.9）Fig.15 Noise spectrum at compressor inlet (Ma=0.9)

圖16 出口噪聲頻譜（Ma=0.9）Fig.16 Noise spectrum at compressor outlet (Ma=0.9)

從圖15、16可以看出，在壓縮機噪聲頻譜中存在一個占主導地位的單音噪聲，其頻率與BPF及其諧頻均不對應，即“異常單音噪聲”。進口噪聲中的異常單音噪聲對應的頻率約為500 Hz，出口噪聲中異常單音噪聲對應的頻率為1 400 Hz。從圖15可以看出，壓縮機進口存在頻率為500 Hz的異常單音噪聲以及與之對應的二階、三階諧頻噪聲。壓縮機出口異常噪聲亦存在與主頻對應的二階、三階諧頻異常單音噪聲。據此，初步分析此異常單音噪聲與壓縮機轉動部件相關。

圖17、18展示了壓縮機在Ma=1.6工況運行時壓縮機進出口氣動噪聲的頻譜特性，與Ma=0.9工況類似，除異常單音噪聲外，壓縮機主導單音噪聲并非一階BPF對應的單音噪聲。