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渦輪增壓器壓氣機(jī)的氣動(dòng)噪聲源特性研究

文檔作者：溫華兵桑晶晶劉紅丹楊興林文檔來(lái)源： 1．江蘇科技大學(xué)振動(dòng)噪聲研究所 2．重慶江增船舶重工有限公司		點(diǎn) 擊數(shù)：	更新時(shí)間： 2026年01月24日
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第5期(總第214期)
2014年1O月
車(chē)用發(fā)動(dòng)機(jī)
VEHICLE ENGINE
No．5(Seria1 No．214)
0Ct．2014
渦輪增壓器壓氣機(jī)的氣動(dòng)噪聲源特性研究
溫華兵 ，桑晶晶 ，劉紅丹。，楊興林
(1．江蘇科技大學(xué)振動(dòng)噪聲研究所，江蘇鎮(zhèn)江 212003；2．重慶江增船舶重工有限公司，重慶402263)
摘要：基于雷諾平均納維一斯托克斯方程與Realizable ￡雙方程湍流模型，利用CFD軟件建立了某大型渦輪
增壓器離心式壓氣機(jī)內(nèi)部氣體的可壓縮流動(dòng)仿真模型。分析了不同工況下壓氣機(jī)內(nèi)部氣流的速度、壓力等流動(dòng)特
性，利用寬帶噪聲模型對(duì)壓氣機(jī)進(jìn)行了氣動(dòng)噪聲源數(shù)值研究。結(jié)果表明，葉輪區(qū)域是壓氣機(jī)的主要?dú)鈩?dòng)噪聲源；壓
氣機(jī)內(nèi)擾動(dòng)強(qiáng)度和葉輪轉(zhuǎn)速是氣動(dòng)噪聲聲功率的主要影響因素；寬帶噪聲與湍流強(qiáng)度的分布趨勢(shì)一致。研究結(jié)果
對(duì)分析壓氣機(jī)的氣動(dòng)噪聲源產(chǎn)生機(jī)理及其控制具有參考價(jià)值。
關(guān)鍵詞：渦輪增壓器；壓氣機(jī)；流場(chǎng)；寬帶噪聲；湍流強(qiáng)度
DOI：10．3969／j．issn．i001—2222．2014．05．019
中圖分類(lèi)號(hào)：TK427 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：B 文章編號(hào)：1001—2222(2014)05—0087—06
廢氣渦輪增壓技術(shù)廣泛應(yīng)用于車(chē)輛、船舶發(fā)動(dòng)
機(jī)，隨著產(chǎn)品低噪聲設(shè)計(jì)技術(shù)的發(fā)展，離心壓氣機(jī)的
聲學(xué)性能研究愈加受到重視。由于計(jì)算流體力學(xué)
(CFD)及噪聲預(yù)測(cè)工具的發(fā)展[1]，離心壓氣機(jī)的氣
動(dòng)噪聲數(shù)值研究成為分析其氣動(dòng)噪聲產(chǎn)生機(jī)理及控
制方法的重要手段。
目前，國(guó)外對(duì)離心壓氣機(jī)的氣動(dòng)噪聲研究主要
采用數(shù)值仿真和試驗(yàn)的方法。Gherman研究了離
心風(fēng)機(jī)的結(jié)構(gòu)形狀優(yōu)化對(duì)氣動(dòng)噪聲的影響[2]。Ale—
nius對(duì)小型車(chē)用渦輪增壓器管道聲學(xué)傳播特性進(jìn)行
了CFD模擬分析[3]。Till Raitor進(jìn)行了離心式增
壓器的噪聲產(chǎn)生機(jī)理試驗(yàn)分析[4]，這是目前較為完
善的對(duì)增壓器的噪聲研究_5]。國(guó)內(nèi)對(duì)離心式壓氣機(jī)
氣動(dòng)噪聲形成機(jī)理的研究較少。劉秋洪通過(guò)數(shù)值分
析研究了徑流式風(fēng)機(jī)的流動(dòng)特性，定性分析了風(fēng)機(jī)
的氣動(dòng)噪聲頻譜[6]。李杜進(jìn)行了壓氣機(jī)噪聲數(shù)值模
擬，預(yù)測(cè)了壓氣機(jī)的流動(dòng)以及氣動(dòng)噪聲特性[7]。溫
華兵通過(guò)試驗(yàn)對(duì)增壓器噪聲進(jìn)行了頻譜分析及聲強(qiáng)
識(shí)別研究_8]。本研究通過(guò)CFD軟件對(duì)三維定常流
場(chǎng)進(jìn)行數(shù)值仿真，模擬了大型增壓器壓氣機(jī)的流動(dòng)
和氣動(dòng)噪聲源特性，預(yù)測(cè)了離心式壓氣機(jī)的近場(chǎng)噪
聲源分布，對(duì)氣動(dòng)噪聲的形成機(jī)理進(jìn)行了分析。
1 數(shù)學(xué)求解模型
1．1 流場(chǎng)求解
流動(dòng)求解使用的控制方程為三維、穩(wěn)態(tài)、可壓縮
Navier—Stokes方程，流動(dòng)介質(zhì)為理想氣體，方程守
恒形式為
差( ，)一o， ( )
丟( )一一 Op T Oro， (2)
矗( )一 + _qJ]。(3)
式中：P為氣體密度； (或 ，z)是笛卡爾坐標(biāo)；
U (或 ， )為笛卡爾坐標(biāo)系下各方向速度；P為靜
壓；e為總能量； 由分子應(yīng)力及雷諾應(yīng)力組成：
； 一2 (S —S ／3)+ ， (4)
一212T(So— S碰 ／3)一2 ／3， (5)
s 一 ( + )。 (6)
式中： 為層流黏度； r為湍流黏度； 為克羅內(nèi)
克符號(hào)；S 為平均應(yīng)變張量；q 為總熱流量，其定
義為
q 一一(古)( +P／*，r ) aZW。 (7)
收稿日期：2014-04-21；修回日期：2014—05—30
基金項(xiàng)目：國(guó)家自然科學(xué)基金項(xiàng)目(11302088)；江蘇省自然科學(xué)基金青年基金(BK2012278)
作者簡(jiǎn)介：溫華兵(1977一)，男，副教授，碩士，研究方向?yàn)檎駝?dòng)噪聲控制；wen—huabing@163．tom。
車(chē)用發(fā)動(dòng)機(jī) 2014年第5期
式中：y為比熱容比；Pr為層流普朗特?cái)?shù)；Prr為湍
流普朗特?cái)?shù)；T為靜溫。
采用Realizable ￡湍流模型預(yù)測(cè)離心葉輪內(nèi)
黏性湍流流動(dòng)。湍動(dòng)能 及湍動(dòng)耗散率e的輸運(yùn)方
程如下：
3 (p k)+去(ID忌 )一去[( + ) Ozk，]+
Gk— P e— YM ， (8)
丟(1D e)+矗(ID )一去 + )差]+
P C1 S e— ID C2—— 。 (9)
忌+ √u e
式中：C1===max[-0．43， ]， 一(2S ·S ) 1 ；
1_ 0 ’ ￡
C。一1．9；u為分子運(yùn)動(dòng)黏性系數(shù)；t為時(shí)間； 和d
分別是湍動(dòng)能及其耗散率的湍流普朗特?cái)?shù)，取值分
別為l_0和1．2；Gk表示由平均速度梯度引起的湍
動(dòng)能產(chǎn)生項(xiàng)；yM表示可壓縮湍流脈動(dòng)膨脹對(duì)總耗
散率的影響。
為了分析由于壓氣機(jī)葉輪入口及出口的壓力畸
變導(dǎo)致的流動(dòng)不穩(wěn)定性，對(duì)葉輪區(qū)域劃分了細(xì)密的
網(wǎng)格，壁面邊界條件為絕熱無(wú)滑移壁面，壓氣機(jī)進(jìn)氣
道入口給定徑向均勻的質(zhì)量流量、總溫及湍流強(qiáng)度，
在蝸殼出口處設(shè)定出口壓力。
1．2 聲場(chǎng)預(yù)測(cè)求解
在眾多涉及湍流流動(dòng)的流場(chǎng)中，噪聲并不具有
某一明顯的音頻，聲能量連續(xù)分布在較寬的頻率范
圍內(nèi)嘲。基于此，本研究使用寬帶噪聲模型對(duì)壓氣
機(jī)的噪聲特性進(jìn)行研究。利用流場(chǎng)計(jì)算得到的統(tǒng)計(jì)
學(xué)變量，結(jié)合Lighthill聲類(lèi)比方法中Proudman方
程計(jì)算聲功率分布。
PA= qD。( ) 。 (1o)
‘ a o
式中：a為常量；po為氣體密度；a。為聲速；z為湍流
尺度； 為湍流速度。式(i0)可按照湍流動(dòng)能 和
湍流動(dòng)能耗散率￡寫(xiě)成以下形式：
PA — acpocM t 。 (11)
式中：Mf一 絲；。 為重差極化常數(shù)，設(shè)為0．1。
口0
聲功率級(jí)定義為L(zhǎng)w一10log( )，P 為參
考聲功率，P ref一10 W／m。。
2 壓氣機(jī)流場(chǎng)及氣動(dòng)噪聲分析
2．1 壓氣機(jī)特征參數(shù)
研究對(duì)象為某型發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪增壓器的離心壓氣
機(jī)，設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速28 200 r／min，結(jié)構(gòu)組成包括進(jìn)氣道、
葉輪、擴(kuò)壓器及蝸殼，葉輪與蝸殼之間通過(guò)有葉擴(kuò)壓
器連接，蝸殼為漸擴(kuò)式圓形截面單出口。為了研究
該型壓氣機(jī)在正常工作范圍的氣動(dòng)噪聲特性，對(duì)其
進(jìn)行多工況的數(shù)值分析，表1示出增壓器實(shí)驗(yàn)臺(tái)實(shí)
測(cè)的5個(gè)計(jì)算工況下壓氣機(jī)的特征參數(shù)。
表1 壓氣機(jī)特征參數(shù)
工況 1 2 3 4 5
轉(zhuǎn)速／r·min-1 24 30O 25 800 26 880 28 200 29 1OO
出口壓力／kPa 152 182．4 200 218 230
流量／m。·s-1 2．9 3．25 3．45 3．75 3．95
2．2 壓氣機(jī)內(nèi)氣流流動(dòng)特性分析
為便于分析，定義壓氣機(jī)的7個(gè)特征截面位置：
進(jìn)氣道入口、葉輪入口、葉輪中部、葉輪出口、擴(kuò)壓器
出口、蝸舌截面和蝸殼出口。圖1示出在壓氣機(jī)設(shè)
計(jì)工況下7個(gè)截面位置的質(zhì)量平均速度、質(zhì)量平均
壓力的變化趨勢(shì)。由圖可知，質(zhì)量平均速度在葉輪
內(nèi)水平最高，質(zhì)量平均壓力則是在蝸殼內(nèi)具有較高
數(shù)值。這主要是由于葉輪轉(zhuǎn)動(dòng)做功，機(jī)械功轉(zhuǎn)化為
流體的動(dòng)能及壓力能，使得速度、壓力都有增加；從
葉輪出口到蝸殼出口，氣體的靜壓提高，速度下降，
高速流動(dòng)的空氣將部分動(dòng)能轉(zhuǎn)化為壓力能，導(dǎo)致蝸
殼內(nèi)壓力水平較高。
主
●
暑
、
露
1碧-
刪
略
山
箍
圖1 工況4壓氣機(jī)內(nèi)部氣體速度、壓力變化
質(zhì)量平均靜壓變化的總體趨勢(shì)：葉輪的高速旋
轉(zhuǎn)使得進(jìn)氣口呈負(fù)壓，將新鮮氣體壓入葉輪內(nèi)，從進(jìn)
氣道入口到葉輪入口的壓力下降到最低，從葉輪中
部至擴(kuò)壓器出口的壓力迅速增加，在擴(kuò)壓器與蝸殼
內(nèi)再緩慢地增加。
圖2示出主流葉片壓力面及吸力面靜壓分布云
圖，主流葉片吸力面靜壓力較壓力面小且變化劇烈，
并在吸力面前緣形成低壓區(qū)。葉輪內(nèi)部截面速度分
布圖顯示，內(nèi)部固壁邊界出現(xiàn)流動(dòng)邊界層，在葉輪中
部截面處葉片吸力面邊界層較厚，速度梯度較大。
2014年10月 溫華兵，等：渦輪增壓器壓氣機(jī)的氣動(dòng)噪聲源特性研究
靜H{／Pa
2 57e+05
2 37e+05
2l7e+05
l 97 +O5
l 78e+05
，58e+05
圖2 工況4主流葉片表面靜壓分布
根據(jù)壓氣機(jī)的湍流強(qiáng)度變化分析可知，在葉輪
內(nèi)氣流湍流強(qiáng)度較大，最大值出現(xiàn)在葉片靠近機(jī)殼
的葉尖部位以及葉片吸力面前緣的低壓區(qū)。由于湍
流是導(dǎo)致寬頻噪聲的主要原因之一，因此對(duì)湍流強(qiáng)
度大的區(qū)域進(jìn)行重點(diǎn)關(guān)注。
為直觀(guān)有效地研究蝸殼內(nèi)部流動(dòng)特性，對(duì)蝸殼
劃分5個(gè)特征截面(見(jiàn)圖3)。由于蝸殼體積較大，
流體流經(jīng)蝸殼距離較長(zhǎng)，必然導(dǎo)致能量的損耗_1 ，
為分析蝸殼內(nèi)壓力損失情況，定義總壓損失系數(shù)為
C o一(P。一P。)／(Po。一Ps)。 (12)
式中：下標(biāo)3表示擴(kuò)壓器出口；P為靜壓；P。為總壓。
餓
圖3 蝸殼特征截兩分布
在5個(gè)工況下，蝸殼內(nèi)的靜壓力均高于擴(kuò)壓器
出口靜壓，蝸殼各個(gè)特征截面的總壓損失系數(shù)均小
于0，這表明蝸殼的設(shè)計(jì)符合提升壓力、減小壓力損
失的目的。工況1及工況5時(shí)，蝸舌截面位置的壓
力損失系數(shù)見(jiàn)圖4和圖5。在蝸殼外半徑位置的壓
力損失系數(shù)絕對(duì)值最大，而在人口處和內(nèi)半徑位置
的數(shù)值最小，這主要由于蝸殼外半徑壁面較好的壓
力提升作用使得其絕對(duì)值達(dá)到最大。
圖6示出工況4時(shí)蝸殼各截面的速度分布云
圖。由圖可知，蝸殼內(nèi)氣流速度總體呈下降趨勢(shì)，從
蝸殼入口到出口，蝸殼靠近外半徑位置的速度相對(duì)
較高?？傮w上，外半徑的速度值從蝸殼人口到蝸舌
處單調(diào)遞減，在蝸舌截面附近出現(xiàn)短暫的增加后繼
續(xù)減小，直至蝸殼出口。其原因主要是，從蝸殼入口
到截面2，擴(kuò)壓器出口的氣流速度較高，進(jìn)入蝸殼
后，由于流動(dòng)空間驟然變大形成一股射流，但初始蝸
殼段的截面積較小，底部氣流入口較窄，使得流動(dòng)不
能充分發(fā)展，導(dǎo)致流體沖擊蝸殼外半徑壁面，使得此
處流動(dòng)變化劇烈，速度及壓力梯度較大。而蝸舌附
近外半徑壁面處速度略有增大，主要由于在蝸舌處
截面形狀突變，改變了氣體流動(dòng)路徑，截面積減小使
得該處流動(dòng)速度增加。通過(guò)對(duì)蝸殼內(nèi)流動(dòng)的分析發(fā)
現(xiàn)，雖然蝸殼內(nèi)沒(méi)有出現(xiàn)類(lèi)似葉輪內(nèi)較強(qiáng)的流動(dòng)突
變，但是整個(gè)蝸殼體內(nèi)存在明顯的局部流動(dòng)變化，相
對(duì)于雙蝸殼結(jié)構(gòu)而言，湍動(dòng)劇烈_1 ，亦應(yīng)作為氣動(dòng)
噪聲源分析的重點(diǎn)區(qū)域。
速度／m·s
外
半
徑
蝸殼人n
圖4 工況l蝸舌截面壓力損失系數(shù)
外
生
徑
蝸殼入¨
圖5 工況5蝸舌截面壓力損失系數(shù)
一 一啪
，
掀
圖6 工況4蝸殼各截面速度云圖
2．3 壓氣機(jī)內(nèi)氣動(dòng)噪聲源分析
將壓氣機(jī)內(nèi)部流場(chǎng)的湍流參數(shù)與寬帶噪聲計(jì)算
模型相結(jié)合，可求得壓氣機(jī)內(nèi)的氣動(dòng)寬帶噪聲源分
布。圖7示出壓氣機(jī)內(nèi)部7個(gè)特征截面的平均聲功
m塒塒 門(mén)卜 ======
車(chē)用發(fā)動(dòng)機(jī) 2014年第5期
率級(jí)變化趨勢(shì)。從進(jìn)氣道到葉輪出口截面，平均聲
功率級(jí)逐漸增加并達(dá)到最大值，從葉輪出口到蝸殼
出口，聲功率級(jí)減少。隨著轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速的上升，各截面
總體加權(quán)聲功率級(jí)呈上升趨勢(shì)。
圖7 不同工況各截面聲功率級(jí)
從工況4到工況5，在進(jìn)氣道入口到轉(zhuǎn)子出口
段，聲功率級(jí)平均增加約2 dB；在大多數(shù)工況，從葉
輪出口到蝸殼出口，轉(zhuǎn)速增加3 000 r／rain，各截面
的平均聲功率級(jí)增加約3 dB；設(shè)計(jì)工況下，從葉輪
出口到蝸殼出口，各截面的聲功率級(jí)近似等斜率下
降。在進(jìn)氣道入口處，工況1至3的聲功率級(jí)較低，
在工況4后陡然增加至70 dB。分析原因：從圖8可
以發(fā)現(xiàn)，工況1至工況3的湍流強(qiáng)度較小，在工況4
達(dá)到設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速時(shí)，流量增加，湍流強(qiáng)度增大，在
工況5超過(guò)設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速后，進(jìn)氣道入口的湍流強(qiáng)度較
大，且從進(jìn)氣道人口到出口的流動(dòng)變化劇烈，導(dǎo)致該
區(qū)域的聲功率增加。由此可見(jiàn)，湍流強(qiáng)度的增加是
寬帶噪聲上升的重要原因。圖8示出各工況下部分
特征截面的湍流強(qiáng)度，受流體流動(dòng)速度的影響，葉輪
出口位置的平均湍流強(qiáng)度遠(yuǎn)大于進(jìn)氣道入口及蝸殼
出口截面。
圖8 各工況下特征截面的湍流強(qiáng)度
分析表明，葉輪區(qū)域氣動(dòng)噪聲的聲功率最大，是
壓氣機(jī)氣動(dòng)噪聲的主要噪聲源。蝸殼內(nèi)的局部流動(dòng)
復(fù)雜，在蝸舌部位存在相對(duì)低壓區(qū)以及較大的壓力
梯度和速度梯度，對(duì)氣動(dòng)噪聲的形成具有重要影響，
因此也是氣動(dòng)噪聲源控制的重點(diǎn)區(qū)域。
通過(guò)對(duì)各工況主流葉片壓力面的聲功率分析發(fā)
現(xiàn)，在靠近機(jī)殼的葉尖部位以及葉片前緣，出現(xiàn)較高
的聲功率分布。葉片吸力面的聲功率總體大于壓力
面，且高聲功率區(qū)范圍較大，沿流動(dòng)方向梯度較大。
在靠近機(jī)殼葉尖部位高聲功率的分布主要由葉片與
機(jī)殼間的葉尖間隙導(dǎo)致。較大的葉尖間隙導(dǎo)致二次
流動(dòng)劇烈，湍流強(qiáng)度增大，使得聲功率級(jí)上升。因
此，減小葉尖間隙可降低葉尖噪聲。
在工況1和工況2時(shí)，主流葉片壓力面在人口
端沿翼展方向依次出現(xiàn)低聲功率區(qū)、高聲功率區(qū)(見(jiàn)
圖9)。隨著轉(zhuǎn)速的上升，壓力面的高聲功率區(qū)域不
斷被擠壓至葉尖，范圍不斷縮??；對(duì)于工況3至
工況5，主流葉片壓力面整體聲功率分布呈漸增趨
勢(shì)，且聲功率分布相對(duì)均勻(見(jiàn)圖10)。而在葉片的
吸力面，由于吸力面靜壓較低且變化劇烈，邊界層較
厚且易脫落，導(dǎo)致吸力面區(qū)域的湍流強(qiáng)度相對(duì)較大，
因此相應(yīng)的聲功率級(jí)較高。由主流葉片吸力面聲功
率分布云圖發(fā)現(xiàn)，在葉片前緣位置出現(xiàn)聲功率最大
值，出現(xiàn)的位置與圖2所示葉片吸力面壓力場(chǎng)中的
低壓區(qū)，亦即速度場(chǎng)的紊流區(qū)一致。由于受吸力面
的影響，主流葉片壓力面前緣也出現(xiàn)了相應(yīng)的高聲
功率分布區(qū)域。
1．60e+02一力面
靦
1．70e+02
■ 一
1．22e +02
壓插
圖lO 工況5主流葉片聲功率級(jí)分布
通過(guò)對(duì)擴(kuò)壓器聲功率分布的分析發(fā)現(xiàn)，湍流強(qiáng)
度與聲功率級(jí)的分布趨勢(shì)一致。在擴(kuò)壓器翼型葉片
前緣處聲功率較大，根據(jù)擴(kuò)壓器內(nèi)部速度分析結(jié)果
可知，從葉輪流出的氣流具有較高的射流速度，在翼

· 92· 車(chē)用發(fā)動(dòng)機(jī) 2014年第5期
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2．Chongqing Jiangzeng Shipbuilding Industry Co．，Ltd．，Chongqing 402263，China)
Abstract：Based on the Reynolds—averaged Navier—Stokes equation and Realizable two—equation turbulence model，the com—
pressible flow model of internal air in a large turbocharger compressor was built by CFD software．The flow characteristics of
internal flow velocity and pressure were analyzed in different operating conditions and aerodynamic noise source of compressor
was studied by broadband noise mode1．The results show that the impeller region is the main source of aerodynamic noise．The
disturbance intensity and the impeller speed are the dom inant influential factors of aerodynamic noise sound power．Besides，the
distribution trend of broadband noise is the same as that of turbulence intensity．The research results provide the important ref—
erence for the mechanism analysis and control of aerodynamic noise source．
Key words：turbocharger；compressor；flow field；broadband noise；turbulence intensity
[編輯：潘麗麗]
(上接第86頁(yè))
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Experimental Research on Buckling Behavior of Engine Connecting Rod
xu Chun—guang ，W ANG Bin。，ZHANG Xiao—liang ，ZHAO Zhi—qiang ，
HOU Ye—xing ，W ANG Xiao-hui 。JING Guo-xi
(1．China North Engine Research Institute(Tianjin)，Tianjin 300400，China；
2．Avic South Aviation Industry Limitied Corporation，Zhuzhou 412002，China)
Abstract：An electric measuring approach was proposed to measure the critical buckling load of the engine connecting rod
based on the strut buckling theory．The results show that it is necessary to verify the buckling of connecting rod during the op—
eration．In addition，it is faster and more accurate to measure the critical buckling load by electric measurement．The tested
connecting rod is a bar with minor flexibility and its damage attributes to the strength problem ，so the problem solving methods
should be considered from the aspects of structure，stress and fatigue security．
Key words：connecting rod；buckling；critical load；electric test；flexibility
[編輯：姜曉博]

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