间隙非谐对离心压气机离散噪声的影响

祁明旭， 张美杰， 马朝臣

(北京理工大学 机械车辆学院，北京 100081)



间隙非谐对离心压气机离散噪声的影响

祁明旭， 张美杰， 马朝臣

(北京理工大学 机械车辆学院，北京 100081)

以主叶片及分流叶片叶顶间隙相同的离心压气机为原型，采用数值方法，对比分析了增大主叶片叶顶间隙同时减小分流叶片叶顶间隙，以及减小主叶片叶顶间隙的同时增加分流叶片叶顶间隙这两种间隙非谐方案对于离心压气机性能的影响. 在此基础上，基于离心压气机内部非定常流动参数，结合FW-H方程进行了离心压气机内部离散噪声分析，研究了间隙非谐对离心压气机离散噪声的影响. 结果表明，适当减小主叶片叶顶间隙，增大分流叶片叶顶间隙，可以在保持压气机性能的基础上有效降低压气机离散气动噪声.

离心压气机；间隙非谐；离散噪声

随着汽车排放要求的不断提高，涡轮增压器作为发动机减排及性能提升的重要部件得到了广泛应用. 但在涡轮增压器被广泛使用的同时，随之带来的噪声污染又成为制约发动机噪声达标的关键因素. 从噪声的产生机理来看，压气机气动噪声由宽频噪声和离散噪声组成，其中离散噪声与叶轮转速和叶片数相关，是离心压气机噪声的重要组成部分[1]. 刘扬等[2]通过数值计算，认为离心压气机的最大声功率主要分布在工作叶轮. 温华兵等[3]对离心压气机进口侧的气动噪声进行了实验研究，结果表明在压气机入口气动噪声频谱图中，约1/2BPF频率处分布着窄带叶尖间隙噪声，并且随着转速的增大，幅值增大；Raitor等[4]采用实验手段系统研究了离心压气机在不同转速下压气机进口和出口处主导噪声的产生机理，指出在叶轮进口叶尖马赫数约等于1时，BPF离散噪声占主导地位；Khelladi[5]使用一种基于FW-H方程的声学模型对离心压气机离散气动噪声进行了数值计算，指出叶轮与扩压器之间的相互作用是压气机气动噪声的来源. Polacsek[6]则在转子上游安装尾迹发生器. 两种方法在一定程度上都起到了降低压气机噪声的作用，但装置复杂，且都以尺寸较大的轴流压气机为研究对象，难以应用在尺寸较小的车用高速离心压气机上. 针对上述问题，作者提出一种间隙非谐的方法，来降低高速离心压气机离散气动噪声. 即主叶片和分流叶片的叶顶间隙不相等，以打破叶轮典型几何特征的周期性，抑制同频脉动波的叠加增益，达到降低压气机离散气动噪声的目的.

1 数值模型与方法

1.1 几何模型

研究对象为J90S车用涡轮增压器离心压气机，工作转速为40 000～80 000 r/min. 该压气机叶轮出口直径90 mm，进口叶顶直径为62 mm. 叶轮由7支主叶片和7支分流叶片组成，主叶片和分流叶片叶顶间隙均为0.5 mm. 在原型压气机基础上，通过改变主叶片和分流叶片的叶顶间隙尺寸得到两种间隙非谐模型：模型1对应主叶片和分流叶片叶顶间隙分别为0.4 mm和0.6 mm；模型3对应主叶片和分流叶片叶顶间隙则分别为0.6 mm和0.4 mm. 各模型的子午结构及尺寸如图1及表1所示.

模型叶顶间隙/mm主叶片分流叶片沿流线分布方式10.40.6均布2-原型0.50.5均布30.60.4均布

1.2 数值方法与计算网格

计算采用FINE/Turbo软件包，求解三维雷诺平均湍流N-S方程组. 应用格子中心有限体积法，空间差分采用添加人工黏性项的二阶中心差分格式. 时间项采用4阶Runge-Kutta法迭代求解. 计算采用三层多重网格结合变时间步长及残差光顺方法进行收敛加速. 湍流模型使用Spalart-Allmaras一方程模型. 对于间隙非谐性能对比的数值计算，采用动-静交接面基于混合面模型的定常计算方法；对于气动噪声预测所依赖的非定常计算，采用基于非线性谐波(non-linear harmonic)方法，采用3阶谐波，并通过时域转换方法获得非定常流场. 计算网格采用多块结构化网格，叶轮、无叶扩压器及蜗壳流道计算网格单元总数224万，其中叶轮流道网格单元64万，无叶扩压器及蜗壳网格数160万. 图2给出了计算网格分布. 文献[7]采用以上数值方法针对上述研究对象进行了实验验证并取得了较好的结果，证明了数值方法的有效性.

1.3 气动噪声计算方法

首先需对压气机内部流动进行非定常计算，基于离心压气机内的非定常流动参数，利用Farassat针对FW-H方程所提出的Formulation 1A[8]公式，计算压气机进口面的近场离散气动噪声. 计算针对压气机工作转速为60 000 r/min时最高效率工况点和大流量工况点进行，以研究间隙非谐对离心压气机离散气动噪声的影响.

监测点全周分布及放置位置如图3所示.

压气机近场气动噪声监测面放置在压气机进口，每个叶片通道沿叶高方向和周向方向分别为4和7个监测点，对应每个通道28个离散监测点. 在60 000 r/min的效率最高工况点和大流量工况点下，每个监测点在叶轮旋转一周时间1 ms内共采集512个数据用来噪声近场计算，采集频率为1 kHz.

2 结果分析

2.1 气动性能计算结果

图4给出了计算所得的3种不同间隙分布的压气机总压比和效率特性对比结果.

可以看出，对比模型2(原型)，在各计算转速下，模型1皆具有基本相同的效率和压比分布规律，模型3对应的压气机压比和效率则皆略有下降，且随着转速升高，压比和效率的下降幅度有增大的趋势，但压比和效率的最大差异保持在1%以内. 所以从整体上来看，两种间隙非谐模型的气动性能与原型差别皆不明显. 同时，从模型1和3对比模型2的压气机性能变化幅度来看，主叶片的叶顶间隙变化对压气机性能的影响幅度大于分流叶片间隙变化所带来的影响.

2.2 离散气动噪声计算结果

对转速为60 000 r/min时的最高效率工况点和大流量工况点下压气机的近场气动噪声进行了分析，其中最高效率工况点流量为0.23 kg/s，大流量工况点流量为0.27 kg/s. 图5及图6给出了75%叶高处监测点在最高效率工况点和大流量工况点的噪声频域特性. 可以看出，离心压气机离散气动噪声主要由7 kHz的压气机通道通过频率和14 kHz的叶片通过频率组成，其中7 kHz的通道通过频率噪声占主导地位. 对比7 kHz频率处的噪声可知，模型1在最高效率工况点和大流量工况点的噪声均低于模型2，其中最高效率点工况噪声降低3.2 dB，大流量工况则降低2 dB；而模型3相比模型2，7 kHz频率处噪声均升高，其中最高效率点工况升高2.5 dB，大流量工况则升高3 dB.

图7、图8给出了3种模型对应的离心压气机进口近场气动噪声对比结果. 对于同一模型，大流量工况点的压气机进口离散气动噪声高于最高效率工况点. 相比模型2(原型)，在最高效率点工况，模型1进口离散气动噪声明显降低，而模型3则显著增大；在大流量工况，模型1进口离散气动噪声仍然有所降低，而模型3则依然有所升高. 以上结果说明，模型1的间隙非谐方案可有效抑制离心压气机近场离散气动噪声，在最高效率工况点和大流量工况点，有效地抑制了同频脉动波的叠加增益，使离心压气机的离散气动噪声显著降低. 模型3的非谐方案则不仅没有起到抑制作用，反而使得压气机离散气动噪声升高.

3 结 论

为降低车用涡轮增压器离散气动噪声，对叶轮叶顶间隙对于压气机气动性能的影响进行了分析，并在此基础上研究了间隙非谐对于离心压气机离散气动噪声的影响. 结果表明，间隙非谐对于离心压气机离散气动噪声具有明显的影响. 针对本文所研究的离心压气机间隙非谐方案，增大主叶片叶顶间隙、减小分流叶片叶顶间隙的间隙非谐方法使得压气机叶片通过频率对应的离散噪声明显升高，在所分析的60 000 r/min转速对应的两个工况点下，噪声升幅达3 dB；减小主叶片叶顶间隙、增大分流叶片叶顶间隙的间隙非谐方法则可以在保持压气机性能的基础上有效降低压气机叶片通过频率对应的离散气动噪声，在所分析的工况点下降幅达3.2 dB.

[2] 刘扬，张文平，杜炳鑫，等.增压器离心压气机气动噪声数值分析[J].车用发动机，2013(2):31-35．

Liu Yang， Zhang Wenping， Du Bingxin， et al. Numerical analysis of aerodynamic noise for turbocharger centrifugal compressor[J]. Vehicle Engine， 2013(2):31-35. (in Chinese)

[3] 温华兵，徐文江，鲍苏宁，等.柴油机废气涡轮增压器噪声机理及性能试验研究[J].内燃机工程，2013，34(1):76-80.

Wen Huangbing， Xu Wenjiang， Bao Suning， et al. Experimental research on noise characteristics and mechanism of marine diesel engine turbocharger[J]. Chinese Internal Combustion Engine Engineering， 2013，34(1):76-80. (in Chinese)

[4] Raitor T， Neise W. Sound generation in centrifugal compressors [J]. Journal of Sound and Vibration， 2008，314(3):738-756．

[5] Khelladi S， Kouidri S， Bakir F， et al. Predicting tonal noise from a high rotational speed centrifugal fan[J]. Journal of Sound and Vibration， 2008，313(1):113-133.

[6] Polacsek C， Desbois-Lavergne F. Fan interaction noise reduction using a wake generator: experiments and computational aeroacoustics[J]. Journal of Sound and Vibration， 2003，265(4):725-743．

[7] Qi M X， Ma C C， Yang C. Numerical optimization on a centrifugal turbocharger compressor SAE International Journal of Fuels and Lubricants[J]. 2009(1):1175-1180.

[8] Farassat F. Derivation of formulations 1 and 1A of farassat, NASA/TM-2007-214853[R]. Hampton， USA: NASA， 2007．

(责任编辑：孙竹凤)

Influences of Dis-Tuned Tip Clearance on the Discrete Aerodynamic Noise in Centrifugal Compressor

QI Ming-xu， ZHANG Mei-jie， MA Chao-chen

(School of Mechanical Engineering， Beijing Institute of Technology， Beijing 100081， China)

Based on the compressor model with same main blade and splitter blade tip clearance, the influence of dis-tuned tip clearances of main blade and splitter blade on the compressor performances was numerically studied. With the dis-tuned tip clearance models, the FW-H equations were solved by using the unsteady flow results inside the compressor, and the influences of dis-tuned tip clearance on the compressor discrete aerodynamic noise were investigated. Results indicate that the dis-tuned tip clearance configuration with increased splitter tip clearance and decreased main blade tip clearance can decrease the discrete aerodynamic noise of centrifugal compressor effectively, while keeping its performance nearly unchanged.

centrifugal compressor; dis-tuned tip clearance; discrete aerodynamic noise

2014-07-06

国家自然科学基金资助项目(51006011，51276018)

祁明旭(1975—)，男，博士，副教授，E-mail:qimx@bit.edu.cn.

U 464.332

A

1001-0645(2016)05-0475-05

10.15918/j.tbit1001-0645.2016.05.007