涡轮增压器涡轮BPF噪声试验研究

李伟，李国祥，马超，刘莹，张健健，付丽娇，苗熠芝，张晓林,3

1. 山东大学 能源与动力工程学院，山东 济南 250061；2. 康跃科技股份有限公司，山东 寿光 262718；3. 机械工业内燃机增压系统重点实验室，山东 寿光 262718

0 引言

在现代汽车行业，几乎所有柴油机和大部分高性能汽油机都采用涡轮增压技术。发动机小型化及强化程度增加导致增压器转速及压比不断提高，而涡轮功率和声功率随叶轮出口线速度呈几何级数增加[1]。现代涡轮机高效率和宽流量的设计增加了叶片平均应力，导致涡轮叶片通过频率(blade passing frequency，BPF)噪声呈增加趋势[2]，尤其在发动机低转速区域，涡轮BPF噪声容易与背景噪声区别出来，人耳对此频率段比较敏感，涡轮BPF噪声问题愈加突出，成为增压内燃机亟需解决的技术难题之一。

国内外学者对涡轮机流场及涡轮BPF噪声进行了大量研究。Simpson等[3]对无叶涡轮壳进行非定常计算流体动力学(computational fluid dynamics,CFD)仿真分析及试验研究，发现在流道喉舌区域涡轮进口静压呈明显周向不均匀性分布；Miller等[4]研究发现在喉舌区域涡轮进口静压呈轴向不均匀性分布；Suhrman等[5]研究了不同喉舌设计对涡轮效率及可靠性的影响。Carrion等[6]在高风速下观察到叶片的大量变形；Azadeh等[7]研究了涡轮叶片厚度分布对应力及效率的影响；郑光清等[8]试验研究发现适当增加喉舌到涡轮叶片距离可以改善涡轮BPF噪声。

本文中主要研究流道喉舌和涡轮叶片数量对涡轮BPF噪声的影响，在数值分析及试验研究基础上，提出改善涡轮BPF噪声的方案。

1 涡轮BPF谐次噪声产生机理

BPF及其谐次频率定义为：

f=i·f0·n，

(1)

式中：i为阶次，i=1,2,3,……；f0为转子旋转频率；n为涡轮叶片数。

由式(1)可知，增压器转速越高，BPF及其谐次频率就越突出。根据Lighthills理论，流体中产生声音主要有3种来源：1)波动的体积流量-单极子源； 2)波动的表面压力-偶极子源；3)自由湍流-四极子源。偶极子源是涡轮BPF噪声主要贡献者，尤其在低流量情况下[9]。

涡轮机流体运动不稳定导致涡轮叶片载荷明显不均匀，非定常仿真分析揭示了流动不稳定与噪声之间的关系[10-13]，相关试验研究证实了流动不稳定导致出现噪声[14]。流道喉舌对流场产生重要影响，是导致流动不稳定的重要影响因素。由于喉舌影响，涡轮进口流场圆周和轴向方向呈现出明显不均匀性，特别是在喉舌区域。此外，涡轮内部流场存在明显压力和速度梯度，当涡轮扫过喉舌时，涡轮应力周期性变化，再加上进入气流的扰动，产生涡轮BPF噪声，频率可达到20 kHz以上。

2 数值模型

2.1 几何模型

以正在研发的某四缸机用增压器为研究对象，涡轮增压器结构和不同叶片涡轮如图1所示，通过改变喉舌厚度来适当增加喉舌与涡轮距离，L为喉舌加工距离，Δh为喉舌与涡轮进口距离。选择叶片数为9和12径流式涡轮，制定3个方案分别研究喉舌与涡轮距离Δh和涡轮叶片数量对涡轮BPF噪声的影响，3个方案的具体参数见表1。

a)涡轮增压器结构 b) 9片涡轮 c) 12片涡轮 图1 涡轮增压器结构和不同叶片涡轮示意图

表1 3个方案具体参数

2.2 网格划分及参数设置

主要研究涡轮进口圆周及轴向方向静压分布。涡轮壳在NUMECA软件的IGG中采用手动划分蝶形网格。在保证网格拓扑结构、边界条件和湍流模型相同的前提下，采用中等精度的网格数即可满足计算要求。网格正交性最小为14.5，长宽比最大为680，延展比最大为4.3，满足计算要求；网格总数120万，网格划分结果如图2所示。

图2 网格划分

计算采用Fine/Turbo模块，流体介质为空气，采用S-A湍流模型。利用有限体积离散方法、4阶龙格库塔方法迭代求解，采用多重网格技术加快计算。计算分析点对应发动机低速工况，涡轮壳进口气体压力为11.3 kPa，进口气体温度为425 ℃，出口气体流量为0.010 5 kg/s。

3 数值计算及试验结果分析

3.1 涡轮进口静压分布分析

将图1中喉口的位置定义为0°，流道角度按顺时针方向增加。涡轮进口轴向位置如图3所示，B为涡轮进口宽度，分别选取0.2B、0.4B、0.6B和0.8B4个轴向位置进行分析。图4为3个方案涡轮进口静压分布仿真结果(图4d)中单位为kPa)。由图4可知：流道角度为16°～354°时，涡轮进口轴向静压随轴向距离增大而递减，流道角度为355°～15°(顺时针方向)静压随轴向距离增大而增大，流道喉舌结构导致355°～15°轴向静压分布与其余角度不同；涡轮进口圆周方向静压在30°～300°间差异性小，300°～30°(顺时针方向)间静压分布明显周向不均匀；300°～360°间静压分布呈V形，338°附近静压最低，300°和360°静压基本相同；0～30°间静压分布呈倒V形，12°附近静压最高，0和30°静压基本相同；涡轮进口轴向方向静压分布均匀性比周向方向好，300°～30°(顺时针方向)间轴向静压分布最不均匀；3个方案的320°～40°(顺时针方向)间静压标准方差分别为4.14%、4.76%和4.62%，喉舌结构对3种方案静压的影响基本相同。喉舌结构对流场产生重要影响，是涡轮进口静压分布周向和轴向不均匀的主要原因。

图3 涡轮进口轴向位置示意图

图4 不同方案涡轮进口静压分布曲线及方案1静压分布图

涡轮不同位置进口静压分布如图5所示。

由图5可知，不同方案涡轮进口静压存在明显差异，涡轮进口静压从大到小依次为方案3、1、2。0.2B轴向位置在流道角度为30°～300°时，方案3涡轮进口静压分别比方案1、2高0.4、0.7 kPa左右。喉舌与涡轮进口距离Δh对涡轮进口静压分布有明显影响，从涡轮壳流道出来的气流压力不均匀，气流在喉舌与涡轮进口距离Δh中将部分热能和压力能转化成动能，同时可以改善气流均匀性。Δh越小，热能和压力能转化越少，涡轮进口静压越高，涡轮受到的气动载荷越大；方案3、1、2的Δh依次减小，在0.2B、0.4B、0.6B、0.8B位置的静压基本呈递减趋势。方案2在345°～360°的静压比方案1高，这可能与喉舌的厚度等有关。

图5 涡轮不同位置进口静压分布曲线

3.2 涡轮BPF噪声测试分析

涡轮BPF噪声试验在某直列四缸四冲程增压直喷柴油机上进行，柴油机参数见表2。

表2 发动机参数

图6 噪声测试台架

为保证噪声测试的可对比性，涡轮壳采用同一批次毛坯加工而成。3个方案采用同一套轴承系统和压气机系统，为尽可能减少其余噪声源的干扰，噪声测试过程中只有该发动机台架运行，3个方案噪声测试在同一天完成，试验设备操作及测量等均为同一人。3个方案采用相同的测试工况：发动机启动后，增压器在转速为(35 000±2000)r/min稳定运转20 min；机油温度达到(85±3)℃时，增压器进行20 s的35 000～85 000 r/min的加速试验，同步测量加速过程噪声；每个方案试验3次，从中选出稳定性好的数据进行分析。噪声测试采用LMS test lab软件，采用单麦克风，噪声测试台架如图6所示，麦克风竖直位置与涡轮增压器等高，水平位置距离涡轮壳1 m，试验过程中保持麦克风位置不变。采样频率为30 kHz，分辨率为2 Hz，对增压器转速为(50 000～70 000)r/min的噪声进行分析。涡轮BPF噪声主观判断由5名年龄为25～50岁人员评价得到。

不同方案涡轮BPF噪声瀑布图如图7所示。

由图7可知：1)方案1在增压器转速为50 000～70 000 r/min存在明显的9阶涡轮BPF噪声(涡轮叶片数为9)，最大声压级为95.0 dB(以A计权)，明显高于背景噪声，现场主观感受声音非常刺耳；2)方案2也存在9阶涡轮BPF噪声，最大声压级为92.5 dB,绝大部分工况低于87.5 dB,高于背景噪声，现场主观感受有较大改善，但声音仍较为刺耳；3)方案3存在12阶涡轮BPF噪声，声压级最大83.0 dB,绝大部分工况低于80.0 dB,与背景噪声差异性小，现场主观感受有明显改善，已基本听不出涡轮BPF噪声。

a)方案1 b)方案2 c)方案3图7 噪声瀑布图

图8 涡轮BPF噪声对比

3种方案下的涡轮BPF噪声对比见图8。方案2在方案1基础上喉舌与涡轮进口距离Δh增加0.5 mm，涡轮进口圆周方向静压减小0.3 kPa左右，涡轮叶片载荷改善，涡轮BPF噪声最大改善5 dB。方案3在方案2基础上更换为12叶片涡轮，喉舌与涡轮的距离Δh在3个方案中最小，但涡轮BPF噪声改善最明显，这归功于涡轮叶片数的增加。

根据欧拉涡轮机械方程，涡轮功率可表达为：

P=Tω=qm(h01-h02)=qm(u1vu1-u2vu2),

(2)

式中：T为力矩，N·m;ω为转子旋转角速度，rad/s;qm为质量流量，kg/s；h01为涡轮进口焓，J；h02为涡轮出口焓，J;u1为涡轮进口线速度，m/s；vu1为涡轮进口气流绝对速度的切向分量，m/s；u2为涡轮出口线速度，m/s；vu2为涡轮出口气流绝对速度的切向分量，m/s。

理想状态下涡轮出口气流为轴向，所以vu2≈0，则公式(2)简化为：

P=ρ1A1vr1u12vu1/u1，

(3)

式中：ρ1为废气密度，kg/m3;A1为涡轮进口面积，m2；vr1为涡轮进口气流绝对速度的径向分量，m/s;vu1/u1为载荷系数。

所有涡轮叶片受到的力

F=T/L=Tω/(ωL) ≈ρ1A1u12(vr1/u1)·(vu1/u1) ，

(4)

式中，L为力臂，m，一般L与涡轮进口半径差异很小；vr1/u1为流量系数。

单个叶片受到的力

F/n≈ρ1A1u12/n·(vr1/u1)·(vu1/u1)。

(5)

在相同运转工况下，不同方案的流量系数vr1/u1和载荷系数vu1/u1基本相同，则涡轮叶片受到的载荷与涡轮叶片数呈反比，即涡轮叶片数越多，涡轮叶片受到的气动载荷越小。

方案3的Δh在3个方案中最小，涡轮进口静压比方案1、2分别高约0.4、0.7 kPa。涡轮进口静压增高将导致涡轮叶片载荷增加，但由于方案3增加了3个涡轮叶片，根据式(4)可知涡轮叶片载荷将减小。由计算可知，由于涡轮叶片增加，减小的载荷不仅能够抵消由于Δh减小而增加的载荷，并且可以进一步改善涡轮叶片载荷，综合使得涡轮BPF噪声改善效果明显。

根据涡轮通过频率BPF的定义，由于涡轮叶片数量的增加，方案3涡轮叶片通过频率是方案2的1.33倍，频率增加使得人耳对噪声敏感度降低，主观感受方案3比方案2明显改善。

4 结论

研究流道喉舌和涡轮叶片数量对涡轮BPF噪声的影响，通过数值计算分析喉舌对涡轮进口静压分布的影响，并在某4缸发动机上进行噪声测量分析，为改善涡轮BPF噪声提出解决方案。

1)由于喉舌结构，涡轮进口静压在流道角度为300°～30°(顺时针方向)间存在明显周向不均匀性。

2)增加喉舌与涡轮进口距离能够降低涡轮进口静压，改善涡轮BPF噪声。

3)增加涡轮叶片数量能够改善涡轮叶片载荷，降低人耳对噪声的敏感度，改善涡轮BPF噪声。