Page 57 - 《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 225

增压器 BPF 噪声频谱，该噪声频谱频率高，不易被 体配合处的一段圆弧机加成两段圆弧，同时，将叶轮
顾客感知。主观评价时，没有听到发动机急加速急 整体外径减小 0.02 mm，压气机壳体的扩压盘机加
减速时的尖锐口哨声，其声学性能得到了顾客的一 量减小0.02 mm。
致认可。 220.0

210.0
ܦԍࣨϙ/dB
Max: 158.277 200.0
Min: 107.369
172 ੵᅾ/NSm
165 190.0
158 ͖ӑவವ
151 180.0 Ԕவವ
144
138 170.0
131
124
117 160.0 1500 2000 2500 3000 3500 4000
1000
110
103 ԧү఻ᣁᤴ/(rSmin -1 )
图 13 两种方案的发动机扭矩曲线
图 11 4000 Hz 优化方案的压气机噪声分布云图
Fig. 11 Noise distribution on modified compressor Fig. 13 The engine torque curve about two plans
at 4000 Hz
4 结论
15.0 15.0
85.29 dB(A) 69.96 dB(A)
Ԕ࿄গ ͖ӑவವ (1) 对噪声的测试与分析表明：增压器同步谐
12.5 12.5 波噪声属于空气动力学噪声，发生在发动机低负荷、
急加速与急减速工况，主要沿压气机进口传播，主要
10.0 10.0
噪声频率为4000∼8000 Hz，噪声频率与增压器同步
f/kHz 7.5 7.5 转速频率呈倍数关系。
(2) 利用结构化网格对该增压器叶轮及其压壳

5.0 5.0 流道进行了网格划分。基于 SST 与 DES 湍流模型
仿真计算得到了该压气机的偶极子声源，并将该声
2.5 2.5
源导入声学仿真软件，得到了压气机流道与叶轮表
面及其远场的声学传播特性。在选定工况下，非稳
11 12 13 14 15 16 17 6.5 7.0 7.5 8.0 8.5 9.0 9.5 态计算压力误差为 1.68%。满足工程上误差 < 5%
t/s t/s
的要求。
20 90 20 90
ܦԍጟ L/dB(A) ܦԍጟ L/dB(A) (3) 声学仿真与试验所测试的噪声特征吻合较
好，同时表明：叶轮轮缘型线及其与压壳配合区域为
图 12 优化方案与原方案噪声试验结果对比
该噪声的主要声源区域。
Fig. 12 The compared noise Campbell between
original and modified plan (4) 反复优化了叶轮轮缘线及与之配合的压壳
型线后，有效减弱了该区域的气体回流与漩涡生
为了验证噪声优化后，发动机性能的变化情况，
成。通过试验证明，通过该优化方法，降低了 4000∼
在该发动机上进行了原方案与优化方案的外特性
8000 Hz 区域噪声值约 15.3 dB(A)，成功地消除了
试验。图 13为两种方案在外特性点上，发动机扭矩
增压器同步谐波噪声，且对发动机性能无明显影响。
的变化情况。可以看出，在同一台发动机上，两种
方案的发动机扭矩在外特性点上除了 1400 r/min、
参 考 文 献
3600 r/min时，优化方案略高1 N·m、0.4 N·m外，其
他点均一致。这说明采用本优化方案来优化增压器
[1] 《中国公路学报》编辑部. 中国汽车工程学术研究综述 ·
同步谐波噪声，对发动机的性能几乎无影响。在经 2017[J]. 中国公路学报, 2017, 30(6): 1–197.
过发动机耐久可靠性 400 h 考核后，该方案增压器 Editorial Department of China Highway Journal. Re-
view on China’s automotive engineering research progress:
性能正常，无损坏。优化带来的变更主要为修改叶
2017[J]. China Journal of Highway and Transport, 2017,
轮型线的机加工艺，即将原方案的压气机叶轮与壳 30(6): 1–197.