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涡轮增压器压气机的气动噪声源特性研究

文档作者：温华兵桑晶晶刘红丹杨兴林文档来源： 1．江苏科技大学振动噪声研究所 2．重庆江增船舶重工有限公司		更新日期： 2026年01月24日	点击数：
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第5期(总第214期)
2014年1O月
车用发动机
VEHICLE ENGINE
No．5(Seria1 No．214)
0Ct．2014
涡轮增压器压气机的气动噪声源特性研究
温华兵 ，桑晶晶 ，刘红丹。，杨兴林
(1．江苏科技大学振动噪声研究所，江苏镇江 212003；2．重庆江增船舶重工有限公司，重庆402263)
摘要：基于雷诺平均纳维一斯托克斯方程与Realizable ￡双方程湍流模型，利用CFD软件建立了某大型涡轮
增压器离心式压气机内部气体的可压缩流动仿真模型。分析了不同工况下压气机内部气流的速度、压力等流动特
性，利用宽带噪声模型对压气机进行了气动噪声源数值研究。结果表明，叶轮区域是压气机的主要气动噪声源；压
气机内扰动强度和叶轮转速是气动噪声声功率的主要影响因素；宽带噪声与湍流强度的分布趋势一致。研究结果
对分析压气机的气动噪声源产生机理及其控制具有参考价值。
关键词：涡轮增压器；压气机；流场；宽带噪声；湍流强度
DOI：10．3969／j．issn．i001—2222．2014．05．019
中图分类号：TK427 文献标志码：B 文章编号：1001—2222(2014)05—0087—06
废气涡轮增压技术广泛应用于车辆、船舶发动
机，随着产品低噪声设计技术的发展，离心压气机的
声学性能研究愈加受到重视。由于计算流体力学
(CFD)及噪声预测工具的发展[1]，离心压气机的气
动噪声数值研究成为分析其气动噪声产生机理及控
制方法的重要手段。
目前，国外对离心压气机的气动噪声研究主要
采用数值仿真和试验的方法。Gherman研究了离
心风机的结构形状优化对气动噪声的影响[2]。Ale—
nius对小型车用涡轮增压器管道声学传播特性进行
了CFD模拟分析[3]。Till Raitor进行了离心式增
压器的噪声产生机理试验分析[4]，这是目前较为完
善的对增压器的噪声研究_5]。国内对离心式压气机
气动噪声形成机理的研究较少。刘秋洪通过数值分
析研究了径流式风机的流动特性，定性分析了风机
的气动噪声频谱[6]。李杜进行了压气机噪声数值模
拟，预测了压气机的流动以及气动噪声特性[7]。温
华兵通过试验对增压器噪声进行了频谱分析及声强
识别研究_8]。本研究通过CFD软件对三维定常流
场进行数值仿真，模拟了大型增压器压气机的流动
和气动噪声源特性，预测了离心式压气机的近场噪
声源分布，对气动噪声的形成机理进行了分析。
1 数学求解模型
1．1 流场求解
流动求解使用的控制方程为三维、稳态、可压缩
Navier—Stokes方程，流动介质为理想气体，方程守
恒形式为
差( ，)一o， ( )
丢( )一一 Op T Oro， (2)
矗( )一 + _qJ]。(3)
式中：P为气体密度； (或 ，z)是笛卡尔坐标；
U (或 ， )为笛卡尔坐标系下各方向速度；P为静
压；e为总能量； 由分子应力及雷诺应力组成：
； 一2 (S —S ／3)+ ， (4)
一212T(So— S碰 ／3)一2 ／3， (5)
s 一 ( + )。 (6)
式中： 为层流黏度； r为湍流黏度； 为克罗内
克符号；S 为平均应变张量；q 为总热流量，其定
义为
q 一一(古)( +P／*，r ) aZW。 (7)
收稿日期：2014-04-21；修回日期：2014—05—30
基金项目：国家自然科学基金项目(11302088)；江苏省自然科学基金青年基金(BK2012278)
作者简介：温华兵(1977一)，男，副教授，硕士，研究方向为振动噪声控制；wen—huabing@163．tom。
车用发动机 2014年第5期
式中：y为比热容比；Pr为层流普朗特数；Prr为湍
流普朗特数；T为静温。
采用Realizable ￡湍流模型预测离心叶轮内
黏性湍流流动。湍动能 及湍动耗散率e的输运方
程如下：
3 (p k)+去(ID忌 )一去[( + ) Ozk，]+
Gk— P e— YM ， (8)
丢(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为分子运动黏性系数；t为时间； 和d
分别是湍动能及其耗散率的湍流普朗特数，取值分
别为l_0和1．2；Gk表示由平均速度梯度引起的湍
动能产生项；yM表示可压缩湍流脉动膨胀对总耗
散率的影响。
为了分析由于压气机叶轮入口及出口的压力畸
变导致的流动不稳定性，对叶轮区域划分了细密的
网格，壁面边界条件为绝热无滑移壁面，压气机进气
道入口给定径向均匀的质量流量、总温及湍流强度，
在蜗壳出口处设定出口压力。
1．2 声场预测求解
在众多涉及湍流流动的流场中，噪声并不具有
某一明显的音频，声能量连续分布在较宽的频率范
围内嘲。基于此，本研究使用宽带噪声模型对压气
机的噪声特性进行研究。利用流场计算得到的统计
学变量，结合Lighthill声类比方法中Proudman方
程计算声功率分布。
PA= qD。( ) 。 (1o)
‘ a o
式中：a为常量；po为气体密度；a。为声速；z为湍流
尺度； 为湍流速度。式(i0)可按照湍流动能 和
湍流动能耗散率￡写成以下形式：
PA — acpocM t 。 (11)
式中：Mf一 丝；。 为重差极化常数，设为0．1。
口0
声功率级定义为Lw一10log( )，P 为参
考声功率，P ref一10 W／m。。
2 压气机流场及气动噪声分析
2．1 压气机特征参数
研究对象为某型发动机涡轮增压器的离心压气
机，设计转速28 200 r／min，结构组成包括进气道、
叶轮、扩压器及蜗壳，叶轮与蜗壳之间通过有叶扩压
器连接，蜗壳为渐扩式圆形截面单出口。为了研究
该型压气机在正常工作范围的气动噪声特性，对其
进行多工况的数值分析，表1示出增压器实验台实
测的5个计算工况下压气机的特征参数。
表1 压气机特征参数
工况 1 2 3 4 5
转速／r·min-1 24 30O 25 800 26 880 28 200 29 1OO
出口压力／kPa 152 182．4 200 218 230
流量／m。·s-1 2．9 3．25 3．45 3．75 3．95
2．2 压气机内气流流动特性分析
为便于分析，定义压气机的7个特征截面位置：
进气道入口、叶轮入口、叶轮中部、叶轮出口、扩压器
出口、蜗舌截面和蜗壳出口。图1示出在压气机设
计工况下7个截面位置的质量平均速度、质量平均
压力的变化趋势。由图可知，质量平均速度在叶轮
内水平最高，质量平均压力则是在蜗壳内具有较高
数值。这主要是由于叶轮转动做功，机械功转化为
流体的动能及压力能，使得速度、压力都有增加；从
叶轮出口到蜗壳出口，气体的静压提高，速度下降，
高速流动的空气将部分动能转化为压力能，导致蜗
壳内压力水平较高。
主
●
暑
、
露
1碧-
删
略
山
箍
图1 工况4压气机内部气体速度、压力变化
质量平均静压变化的总体趋势：叶轮的高速旋
转使得进气口呈负压，将新鲜气体压入叶轮内，从进
气道入口到叶轮入口的压力下降到最低，从叶轮中
部至扩压器出口的压力迅速增加，在扩压器与蜗壳
内再缓慢地增加。
图2示出主流叶片压力面及吸力面静压分布云
图，主流叶片吸力面静压力较压力面小且变化剧烈，
并在吸力面前缘形成低压区。叶轮内部截面速度分
布图显示，内部固壁边界出现流动边界层，在叶轮中
部截面处叶片吸力面边界层较厚，速度梯度较大。
2014年10月 温华兵，等：涡轮增压器压气机的气动噪声源特性研究
静H{／Pa
2 57e+05
2 37e+05
2l7e+05
l 97 +O5
l 78e+05
，58e+05
图2 工况4主流叶片表面静压分布
根据压气机的湍流强度变化分析可知，在叶轮
内气流湍流强度较大，最大值出现在叶片靠近机壳
的叶尖部位以及叶片吸力面前缘的低压区。由于湍
流是导致宽频噪声的主要原因之一，因此对湍流强
度大的区域进行重点关注。
为直观有效地研究蜗壳内部流动特性，对蜗壳
划分5个特征截面(见图3)。由于蜗壳体积较大，
流体流经蜗壳距离较长，必然导致能量的损耗_1 ，
为分析蜗壳内压力损失情况，定义总压损失系数为
C o一(P。一P。)／(Po。一Ps)。 (12)
式中：下标3表示扩压器出口；P为静压；P。为总压。
饿
图3 蜗壳特征截两分布
在5个工况下，蜗壳内的静压力均高于扩压器
出口静压，蜗壳各个特征截面的总压损失系数均小
于0，这表明蜗壳的设计符合提升压力、减小压力损
失的目的。工况1及工况5时，蜗舌截面位置的压
力损失系数见图4和图5。在蜗壳外半径位置的压
力损失系数绝对值最大，而在人口处和内半径位置
的数值最小，这主要由于蜗壳外半径壁面较好的压
力提升作用使得其绝对值达到最大。
图6示出工况4时蜗壳各截面的速度分布云
图。由图可知，蜗壳内气流速度总体呈下降趋势，从
蜗壳入口到出口，蜗壳靠近外半径位置的速度相对
较高。总体上，外半径的速度值从蜗壳人口到蜗舌
处单调递减，在蜗舌截面附近出现短暂的增加后继
续减小，直至蜗壳出口。其原因主要是，从蜗壳入口
到截面2，扩压器出口的气流速度较高，进入蜗壳
后，由于流动空间骤然变大形成一股射流，但初始蜗
壳段的截面积较小，底部气流入口较窄，使得流动不
能充分发展，导致流体冲击蜗壳外半径壁面，使得此
处流动变化剧烈，速度及压力梯度较大。而蜗舌附
近外半径壁面处速度略有增大，主要由于在蜗舌处
截面形状突变，改变了气体流动路径，截面积减小使
得该处流动速度增加。通过对蜗壳内流动的分析发
现，虽然蜗壳内没有出现类似叶轮内较强的流动突
变，但是整个蜗壳体内存在明显的局部流动变化，相
对于双蜗壳结构而言，湍动剧烈_1 ，亦应作为气动
噪声源分析的重点区域。
速度／m·s
外
半
径
蜗壳人n
图4 工况l蜗舌截面压力损失系数
外
生
径
蜗壳入¨
图5 工况5蜗舌截面压力损失系数
一 一啪
，
掀
图6 工况4蜗壳各截面速度云图
2．3 压气机内气动噪声源分析
将压气机内部流场的湍流参数与宽带噪声计算
模型相结合，可求得压气机内的气动宽带噪声源分
布。图7示出压气机内部7个特征截面的平均声功
m埘埘 门卜 ======
车用发动机 2014年第5期
率级变化趋势。从进气道到叶轮出口截面，平均声
功率级逐渐增加并达到最大值，从叶轮出口到蜗壳
出口，声功率级减少。随着转子转速的上升，各截面
总体加权声功率级呈上升趋势。
图7 不同工况各截面声功率级
从工况4到工况5，在进气道入口到转子出口
段，声功率级平均增加约2 dB；在大多数工况，从叶
轮出口到蜗壳出口，转速增加3 000 r／rain，各截面
的平均声功率级增加约3 dB；设计工况下，从叶轮
出口到蜗壳出口，各截面的声功率级近似等斜率下
降。在进气道入口处，工况1至3的声功率级较低，
在工况4后陡然增加至70 dB。分析原因：从图8可
以发现，工况1至工况3的湍流强度较小，在工况4
达到设计转速时，流量增加，湍流强度增大，在
工况5超过设计转速后，进气道入口的湍流强度较
大，且从进气道人口到出口的流动变化剧烈，导致该
区域的声功率增加。由此可见，湍流强度的增加是
宽带噪声上升的重要原因。图8示出各工况下部分
特征截面的湍流强度，受流体流动速度的影响，叶轮
出口位置的平均湍流强度远大于进气道入口及蜗壳
出口截面。
图8 各工况下特征截面的湍流强度
分析表明，叶轮区域气动噪声的声功率最大，是
压气机气动噪声的主要噪声源。蜗壳内的局部流动
复杂，在蜗舌部位存在相对低压区以及较大的压力
梯度和速度梯度，对气动噪声的形成具有重要影响，
因此也是气动噪声源控制的重点区域。
通过对各工况主流叶片压力面的声功率分析发
现，在靠近机壳的叶尖部位以及叶片前缘，出现较高
的声功率分布。叶片吸力面的声功率总体大于压力
面，且高声功率区范围较大，沿流动方向梯度较大。
在靠近机壳叶尖部位高声功率的分布主要由叶片与
机壳间的叶尖间隙导致。较大的叶尖间隙导致二次
流动剧烈，湍流强度增大，使得声功率级上升。因
此，减小叶尖间隙可降低叶尖噪声。
在工况1和工况2时，主流叶片压力面在人口
端沿翼展方向依次出现低声功率区、高声功率区(见
图9)。随着转速的上升，压力面的高声功率区域不
断被挤压至叶尖，范围不断缩小；对于工况3至
工况5，主流叶片压力面整体声功率分布呈渐增趋
势，且声功率分布相对均匀(见图10)。而在叶片的
吸力面，由于吸力面静压较低且变化剧烈，边界层较
厚且易脱落，导致吸力面区域的湍流强度相对较大，
因此相应的声功率级较高。由主流叶片吸力面声功
率分布云图发现，在叶片前缘位置出现声功率最大
值，出现的位置与图2所示叶片吸力面压力场中的
低压区，亦即速度场的紊流区一致。由于受吸力面
的影响，主流叶片压力面前缘也出现了相应的高声
功率分布区域。
1．60e+02一力面
腼
1．70e+02
■ 一
1．22e +02
压插
图lO 工况5主流叶片声功率级分布
通过对扩压器声功率分布的分析发现，湍流强
度与声功率级的分布趋势一致。在扩压器翼型叶片
前缘处声功率较大，根据扩压器内部速度分析结果
可知，从叶轮流出的气流具有较高的射流速度，在翼

· 92· 车用发动机 2014年第5期
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Characteristics Of Aerodynamic Noise Source for
Turb0charger Compressor
WEN Hua—bing ，SANG Jing—jing ，LIU Hong—dan ，YANG Xing一1in
(1．Institute of Noise and Vibration，Jiangsu University of Science and Technology，Zhenjiang 212003，China；
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
[编辑：潘丽丽]
(上接第86页)
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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
[编辑：姜晓博]

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