涡轮增压器出口消声器的仿真和改进

周 慧，郝志勇，刘联鋆

(浙江大学能源工程学系，杭州 310027)



2015059

涡轮增压器出口消声器的仿真和改进

周 慧，郝志勇，刘联鋆

(浙江大学能源工程学系，杭州 310027)

应用计算流体动力学(CFD)方法，计算无流条件下涡轮增压器出口阻抗复合型消声器的传递损失，与实验结果进行对比，验证了CFD模型的可靠性，进而计算有流条件下阻抗复合型消声器的消声性能。结果表明，添加多孔材料后，部分频段消声性能略有提高，特定频段消声性能变差。最后对消声器结构进行改进，并采用CFD法重新评估了改进后消声器的消声性能。

消声器；CFD法；多孔材料；消声性能

前言

涡轮增压器产生的噪声分为涡轮噪声和增压器噪声。涡轮产生的气动噪声与发动机的排气噪声一起进入排气系统，后处理装置与排气消声器可以降低涡轮产生的气动噪声和发动机排气噪声向下游传播[1]。增压器产生的气动噪声通过进气管和空气滤清器向进气口传播并辐射，典型的增压器宽频流体噪声和1 阶高速旋转噪声的频率范围为1.5～3.5kHz[2]。如果进气空滤器设计恰当，或者选用吸声能力较强的滤芯，增压器噪声对进气口噪声的贡献量较小，因此增压器与中冷器连接的管路辐射成为增压器噪声的主要表现形式。设计能消除宽频、高频噪声的增压器出口消声器对提高发动机声品质很有必要。文献[3]中对螺旋式消声器性能进行了分析和评估，在大于1kHz的特定频段传递损失达到20dB以上。文献[4]中也针对whoosh噪声设计了一款多腔消声器，在1.8～2.8kHz频率范围传递损失大于15dB。文献[5]中对国外某款汽车发动机使用的增压器出口消声器的性能进行了预测和评估，在1.8～2.6kHz有明显的消声效果，但是在其消声高值区域2.6～3.3kHz消声性能不佳，因此需要对该消声器进行合理的改进设计。

进、排气系统中常用多孔介质作为阻性消声元件，以获取宽频带的消声特性。声波进入多孔材料时，引起孔隙内的空气振动，并与周围的纤维摩擦，使声能耗散成热能，因此多孔材料具有较好的吸声性能[6]。多孔材料的消声特性由流阻率、孔隙率、纤维直径和纤维排列方式等因素决定[7]，可通过实验与仿真拟合的方法获取多孔材料的特性参数[8]。

针对内部结构复杂，且消声频率较高的消声器，须用三维仿真方法进行分析，三维CFD法在时域中解析全部流场方程，计算时可以考虑到介质的黏性、平均流场和温度场对其声学性能的影响[9-10]，因此相比有限元法和边界元法[11-12]有着特定的优势。

本文针对文献[3]中的增压器出口消声器进行了仿真。首先不改变消声器结构，对头段腔体内添加多孔材料，并测量多孔材料的声学参数，进而用CFD法计算了该阻抗复合型消声器在无流条件下的传递损失，并与实验结果进行对比，验证模型的准确性；然后计算了有流条件下消声器的消声性能，为消声器的改进设计提供基础；最后改进消声器结构，并用CFD法计算结构改进前后无流条件下和全负荷工况下的消声性能，初步提出工程中的改进设计方案。

1 模型分析

该消声器内部结构剖视图如图1所示。在不改变结构的基础上，将工程中常用的多孔材料—玻璃纤维添加在头段Helmholtz共振腔内。由于消声器整体尺寸较小，总长为175mm，吸声材料可均匀填充至腔内，无需额外固定装置。

1.1 多孔材料参数测量实验

由于实验条件限制，可通过实验与仿真拟合的方法得到多孔材料的特性参数，即将多孔材料置于管道内，测量管道在多孔材料两端处的消声量，图2为多孔材料实验示意图，实验测量现场如图3所示。根据测量结果和经验判断比流阻率和孔隙率的范围，初步设定3个参数的初始值。建立包含多孔区域管道的二维CFD轴对称模型如图4所示，计算管道的消声量。对比消声量计算值和测量值，反复修改参数，使计算值和测量值最大程度地吻合后，即确认得到近似参数[8]。消声量NR可以表示为

(1)

式中:NR为消声量；Lpi和Lpo为消声器进、出口的声压级；pi和po为进、出口的声压。

测得的多孔材料消声量曲线如图5所示。可以看出，在700Hz以上有无多孔材料的消声量曲线才看得出区别，说明多孔材料在700Hz以上才起作用。图5中的两条NR曲线在200Hz内有较大差别，可能是因为两测点相距较近(200mm)，多孔材料在该频率范围内起了一定的隔声作用。总体来说，存在多孔材料时的消声量要比没有多孔材料高。

根据经验和反复仿真判断玻璃纤维σ=3×103Pa·s/m2，孔隙率q=0.91。最终结果如图6所示，内置玻璃纤维的直管内NR测量值与CFD仿真结果吻合良好，因此该多孔材料的参数选取合理，为后续仿真计算的可靠性提供了保证。

1.2 传递损失测量实验

由于传递损失是消声器固有属性，与噪声源特性及管道系统无关，常用于评价消声器声学性能。这里通过对比传递损失的实验测量值及仿真计算值来验证CFD模型的可靠性，传递损失TL可表示为

(2)

式中:Lwi为入射声功率级；Lwt为透射声功率级；Ai为消声器进口的截面面积；Ao为消声器出口的截面面积；pi为消声器进口处的入射声压；pt为末端为无反射条件下消声器出口处的透射声压。

图7为两负载法[13]测传递损失的实验测量现场。将声源置于半消声室外，用管道将声源引入到消声室内，并在半消声室内连接消声器的入口端，出口端连接负载，在消声器的上游和下游分别布置两个传声器。忽略介质的黏性，通过改变末端负载得到两组测量结果。为了测量准确，在负载末端均贴有吸声材料，制作特定木桩控制传声器位置，并用橡皮泥保证密封性。其中消声器上游两传声器和下游两传声器距离均为30mm，且4个传声器高度保持一致。

1.3 CFD模型

对消声器和填充多孔材料部分分别划分网格，同时为了减少入口边界的反射声波对消声器入口测点的干扰，使出口测点能完整捕捉透射信号，在消声器入口和出口端分别增加与消声器入口和出口直径相同的延长管，长度为0.8和0.6m，并划分网格。网格类型包括四面体网格、菱形网格和六面体网格，网格大小为3.5 mm[10]。消声器CFD模型如图8所示。

采用分离式三维二阶隐式非定常求解器，二阶迎风格式对压力、密度、动量、湍动能、湍流耗散率和能量方程进行离散化处理，时间步长取为5μs[9-10]。采用理想气体模拟空气介质，多孔材料参数根据上述的结果进行设置，考虑传热，用标准k-ε湍流模型计算无平均流和有平均流条件下的消声性能。

在无流条件下，设置入口和出口均为无反射边界，入口测点位置为距消声器入口截面0.4m处，出口测点位置为距消声器出口截面0.2m处。通过设置随时间变化的马赫数来产生脉冲激励，该变化马赫数为持续16μs的半个正弦波，幅值为0.004。模型其它表面均设为无滑移壁面[5]。该消声器的材料是增强玻纤，其结构紧凑，刚度较高，计算时将消声器壳体当作刚性壁面处理。

有平均流时，先计算给定马赫数下消声器内部稳态流场，入口流动方向为垂直入口截面向内，出口流动方向为垂直出口截面向外，马赫数大小由入口截面面积和流量决定。待稳态结果收敛后，在入口施加激励，即在稳态马赫数的基础上，加载一个和无流条件下相同的随时间变化的马赫数，其余设置与无流条件下相同。

2 计算结果及分析

2.1 无流条件下传递损失的计算

用CFD法计算得到的声衰减曲线如图9所示。由图可见，曲线整体趋势上都与实验测量值相吻合，消声峰值对应的频率为1.9kHz。CFD法计算的传递损失峰值和测量结果基本一致，但在频率高于2.5kHz以后，计算的传递损失比测量值低，可能是因为测点受到进、出口边界的微小反射波的干扰和建模时对模型进行了简化，与实际几何形状存在微小差别，另外四面体网格模型在高频区域的计算准确性不足可能也是一个原因。实验测量的TL曲线存在不规则波动，可能是因为测量时没有校核传声器的相位差，另外双负载法中的两个负载阻抗差别小也可能导致测量结果不准确。

通过对比实验测量值和仿真计算值，验证了CFD模型的可靠性，可用来计算有流条件下阻抗复合型消声器的传递损失。

2.2 有流条件下传递损失的计算

当入口温度为27℃，不同入口相对压力及不同入流马赫数时，用CFD法计算的消声器的传递损失频谱曲线如图10所示。有平均流时，随着马赫数的增加传递损失曲线向高频区域移动，传递损失幅值呈减小趋势；马赫数相同时，入口相对压力为30 kPa与入口相对压力为0时传递损失曲线几乎重合，说明不同的平均压力对计算结果影响较小。

3 消声器的改进

图11为添加多空材料前后消声器传递损失的CFD仿真值结果对比。由图可见，未添加多孔材料时，消声器在1.9和2.5kHz附近有两个消声峰值，左边的消声峰值是由膨胀腔-插入管结构导致的，右边的消声峰值是由Helmholtz共振腔导致的。添加了多孔材料后，第二个消声峰值消失，这是由于Helmholtz共振腔内添加了多孔材料后，占据了腔体内的原有的消声容积，阻抗变化，消声效果变差。但是消声器在1.0～2.3kHz频率段传递损失略有提高，这是因为声波进入多孔材料时，引起孔隙内的空气振动并与周围的纤维摩擦，使声能耗散成热能。整体上看，由于安装空间的限制，增压器出口消声器体积较小，且容易造成堵塞，添加多孔材料并不适宜。

为改善消声器在2.5～3.2kHz的消声高值区和3.2 kHz以上的次消声高值区的性能，将几乎不起消声作用的末端膨胀槽结构改为膨胀腔-插入管结构,且根据文献[14]中的研究表明，小孔-空腔组合极有可能引发空气动力噪声，因此将Helmholtz共振腔改为加工更简单的内插管结构，同时调整第二段的插入管长度。改进后消声器CFD模型局部剖视图如图12所示，整体结构简单，加工方便，符合工程应用。

用CFD法计算得到的改进前后消声器传递损失频谱曲线如图13所示。由图可见，改进后传递损失的两个峰值都向右移动，即TL峰值时刻都提高了约300Hz，且末段膨胀腔-插入管结构在4.0kHz导致了新的峰值，总的来说满足性能要求。

同时,计算发动机全负荷，转速为5 500r/min时，压气机出口流量Vm= 0.142kg/s(消声器入口Ma= 0.2)，T=98℃，p=86kPa工况对应平均流作用下，改进前后消声器的传递损失，结果如图14所示。由图可见，有流条件下，频率为2.3～4.2kHz时，改进后消声器TL的幅值比改进前高。因此，可初步判断该消声器的设计是合理的。

4 结论

(1)应用CFD法分析涡轮增压器出口复杂多腔体消声器在添加多孔材料后的声学性能，并与实验结果对比发现消声器在1.0～2.3kHz频率段传递损失略有提高，但由于填充多孔材料，占据了腔体内原有的消声容积，使2.3～2.9kHz消声效果变差，从工程应用角度，由于安装空间的限制，增压器出口消声器体积较小，添加多孔材料并不适宜。

(2)用CFD法计算了有平均流条件下，在相同温度，不同入口压力的情况下不同入流马赫数时阻抗复合型消声器的传递损失。发现有平均流时，随着马赫数的增加传递损失曲线向高频区域移动，传递损失幅值呈减小趋势，且不同的平均压力对计算结果影响较小。

(3)改进消声器首段Helmholtz共振腔和末段膨胀槽结构为内插管结构，消声性能有较大幅度提高，且制作更为简便，符合工程应用。

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Simulation and Improvement of Silencer at Turbocharger Outlet

Zhou Hui, Hao Zhiyong & Liu Lianyun

DepartmentofPowerEngineering,ZhejiangUniversity,Hangzhou310027

By applying computational fluid dynamics (CFD) technique, the transmission loss (TL) of impedance compound silencer at turbocharger outlet under non-flow condition is calculated and compared with experiment results, verifying the reliability of CFD model, and then the noise attenuation performance of impedance compound silencer under mean flow condition is calculated. The results show that after the silencer is covered by porous stuff, its noise attenuation performance slightly enhances in some frequency range but becomes poor in specific frequency range. Finally the structure of silencer is modified with its noise attenuation performance reevaluated with CFD technique.

silencer; CFD technique; porous material; noise attenuation performance

原稿收到日期为2013年7月31日，修改稿收到日期为2013年9月29日。