Page 55 - 《应用声学》2021年第2期

第 40 卷 第 2 期 凌旭等： 汽车涡轮增压器同步谐波噪声仿真与优化 223

其中， 增压器的一阶转速频率(2000 Hz)与一阶BPF频率
∑ (12000 Hz)，并且覆盖了该增压器噪声的频响范围。
= ρv i v j + (p − p 0 )δ ij − τ ij . (5)
ij 监测场点设置为压气机进口 1 m，保持与实际测点
方程右边第一项为四级子声源，第二项为偶极子声 一致。在计算中，为了探讨叶轮与压壳对该气动噪
源。在LMS Virtual. Lab软件中有专门的扇声源模 声的贡献量，分别计算了叶轮与压壳流道作为声源
型，将旋转壁面的偶极子声源解析表达。然后根据 时，两者之间的声传播特性。
声音传播理论求解该声源在压气机流道及外声场
的传播特性。

2.2 压气机气动噪声仿真
针对该噪声的产生机理及传播路径，本文利用
该增压器压气机壳体与叶轮的三维模型，在仿真软
件 Numeca 中进行六面体结构网格划分，网格划分
总数为 10 470 354，采用 6 大 6 小叶片的全叶片模
型，网格划分模型见图 4。流体计算采用 CFX 软件， 图 4 压气机网格划分
利用剪切应力输运(Shear stress transport, SST)湍 Fig. 4 Compressor hex mesh
流模型计算稳态流场，进口边界条件选取大气压力
5
1 × 10 Pa，温度选取 298 K。压气机出口设定流 ԍҧ̈ڏ/10 Pa
4
15.05
量为 0.05 kg/s。将叶轮流道设置为转动域，转速为 14.05
13.04
1.2 × 10 r/min。压气机进口与压壳流道均设置为 12.04
5
11.03
固定域。转子与压壳交界面设置为 Frozen Rotor， 10.03
9.023
流体介质选取为可压缩的理想气体，壁面均设置成 8.018
7.013
无滑移、固定、绝热壁面。上述工况参数的选取均 6.008
5.002
为该噪声产生时发动机台架测试的数据，确保仿真
与试验边界的统一。在稳态工况收敛后，将其作为 图 5 非稳态计算时的压气机表面压力分布
初始条件进行非稳态计算。非稳态计算中，转子与 Fig. 5 Compressor pressure distribution under
压壳交界面设置为 Transient Rotor Stator，选取分 unsteadysimulation
离涡流模拟(Detached eddy simulation, DES)湍流
5
模型进行模拟，时间步长设置为 2 × 10 −5 s。待压 图6为原方案压气机在1.2×10 r/min工况下，
气机出口流量呈周期性波动时，则视为计算已收敛。 叶轮与压壳分别作为声源时，声场监测点处的噪声
待非稳态收敛后，提取压气机壳体与叶轮叶片流道 频谱对比。由图 6 可知，该压气机的噪声特点主要
表面的偶极子声源 [8−9] 。后续基于 Light-Hill 声类 表现为离散噪声，在 4000 Hz、6000 Hz、8000 Hz、
比方法进行噪声的进口传播特性计算。图 5 为非稳 10000 Hz、12000 Hz均有较明显的2∼6阶阶次特征。
态计算收敛后的压气机流场压力分布图。由图 5 可 上述模拟方案较好地再现了该增压器噪声的一阶
知，压力由压气机进口往出口方向逐渐增大，到压气 谐波成分。叶轮在谐波噪声传播中占据主导作用，
机出口位置时，最大压力达到 0.1505 MPa，该数据 尤其以 2 阶与 4 阶谐波最为明显，这两阶谐波噪声
与试验数据 0.148 MPa 相比，偏大 2500 Pa，误差为 分别比压壳大 58.4 dB、66.5 dB。相较于叶轮而言，
1.68%。误差满足工程上<5% 的要求。 压壳产生的气动噪声则在主要集中在 BPF(6阶) 噪
在声学计算中，分别计算叶轮与压壳壁面偶极 声上。
子声源在压气机流道及场点内的传播。声学边界 图 7 与图 8 分别为叶轮与压壳流道作为声源，
条件设定为：压气机进口考虑了声音频散效应的自 4000 Hz处的声压分布云图。由图可知，声压最大的
动匹配层 (Automatically matched layer, AML) 边 区域集中在叶轮为声源时，叶轮轮缘与压壳的配合
界，压气机出口为无反射边界。计算频率分辨率为 处。相较于叶轮而言，压壳壁面声源的作用较为轻
50 Hz。计算频率范围为2000∼20000 Hz。能够涵盖 微，应重点优化叶轮轮缘与压壳的配合型线。