涡轮增压器出口消声器的性能预测和评估

刘联鋆，郝志勇，钱欣怡，胡先锋

(浙江大学能源工程系，浙江杭州310027)

柴油发动机已经是欧洲乘用车的主流，为了提高功率密度、降低油耗和满足排放要求，几乎所有汽车柴油机都采用了增压技术.随着其他零部件噪声控制的改进和增压器质量流量的增加，增压器噪声得到越来越多的关注.另外，增压器在高转速下运行，其噪声存在高频尖锐刺耳的成分，会恶化汽车的声品质.

车用柴油发动机普遍采用涡轮驱动离心式增压器.离心式增压器的声学特性包括主动声学特性和被动声学特性，主动声学特性主要为叶轮旋转时产生的叶片通过频率(BPF)和其谐次成分，被动声学特性指其对声波传播的影响[1-2].在发动机瞬时加速时，增压器还会产生宽频带的嘶嘶噪声(whoosh noise)[3-4].文献[5]则应用计算流体动力学法(CFD)、边界元法和响应曲面法对增压器叶轮进行形貌优化，取得了较好的降噪效果.

增压器入口与空滤器相连，空滤器(主要是滤芯)对增压器噪声有较大的衰减，因此增压器出口的噪声就显现出来，需要在增压器出口处连接消声器进行降噪处理.标致雪铁龙集团设计了一种结合Herschel-Quincke管和1/4波长管的消声器，该消声器在1.6～3.4 kHz频率间的传递损失达到15 dB以上[6].I.J.Lee等[7]针对以上消声器设计尺寸偏大、消声频率对长度变化过分敏感的缺点，设计了一种多腔体Helmholtz共振消声器.

国内对车用涡轮增压器的噪声特性研究较少，对增压器出口消声器的研究更是几乎没有.由于消声器内部结构复杂，且消声频率较高，用一维平面波方法计算其声学性能已经不适用，须用三维仿真方法进行分析，比如有限元法和边界元法[8-9].近年来，三维CFD法在计算声学性能方面的应用越来越多[10-12]，CFD法可以考虑到介质的粘性、平均流场和温度场对声学性能的影响，因此相比有限元法和边界元法有其固有的优势.

本文对一款国外高级汽车发动机使用的增压器出口消声器进行了三维仿真分析.首先用三维CFD法计算了该消声器常温无流条件下的消声量，将计算结果和实验测量结果进行对比，验证了CFD模型的可靠性;然后用CFD法计算了存在高温气流时消声器的传递损失，分析其声学性能;最后在发动机台架上针对增压器出口噪声进行简易的测试，初步分析增压器出口的噪声特性和消声器的插入损失，间接验证了有流时CFD方法预测消声器声学性能的有效性.

1 建立三维CFD消声器模型

消声器内部结构可分为3段:头段是由连接头和消声器本身组成的Helmholtz共振腔，中段膨胀腔、插入管和末段膨胀槽.消声器内部结构如图1所示.

图1 消声器内部结构Fig.1 Inside structure of the silencer

1.1 消声量测量实验

通过对比消声量(noise reduction，NR)的实验测量值和计算值来验证CFD模型和CFD方法的可靠性，消声量定义如下:

式中:NR为消声量，Lpi和Lpo为消声器进、出口的声压级，pi和po为进出口的声压幅值.消声器末端与大气相连，仿真时须注意末端声学边界的模拟方法.

图2为消声量实验测量现场.将声源置于半消声室外，用管道将声源引入到消声室内，在消声室内将消声器的入口端与管道连接，测量了常温无流条件下消声器入口与出口2处的声压级差，得到消声器的消声量.为了测量方便，入口传声器距消声器实际入口有一定距离，传声器头部端面与管道壁面平齐，出口传声器头部端面与消声器出口平面平齐.

图2 消声器消声量测量实验Fig.2 NR measurement of the silencer

1.2 CFD 模型

采用分离隐式非定常求解器，二阶隐式方案作为时间积分算法，时间步长为 5 μs[11-12].网格类型包括四面体网格、菱形网格和六面体网格，网格大小为3.5 mm[12].采用理想气体模拟空气介质，考虑介质间能量传递，分别用层流模型和标准k-ε湍流模型计算无平均流和有平均流条件下的流场.

计算消声量时，须模拟消声器末端的声学边界.无流条件下，本文直接建立与末端相连的大气压模型来模拟末端声学边界，CFD模型见图3.大气压模型外围设为声学无反射边界[10]，与消声器外壳体接触的表面设为壁面边界.大气压模型外围的无反射边界仍然会反射极小部分声波，会干扰消声器末端测点，因此大气压模型须保证一定尺寸，将反射的小部分声波耗散.这里大气压模型各个方向的尺寸都大于末端直径的1.5倍.同样，为了减少入口边界的反射声波对消声器入口测点的干扰，在消声器入口端增加一段0.6 m的延长管，延长管末端作为声波入口，设为无反射边界;通过设置随时间变化的马赫数来产生脉冲激励，该变化马赫数为持续16 μs的半个正弦波，幅值为0.002.模型其他表面设为无滑移壁面.模型中的测点位置和实验测量时保持一致.

图3 计算NR的消声器CFD模型Fig.3 CFD model of silencer for calculation of NR

应用传递损失(transmission loss，TL)可更加直观地评估消声器对噪声传播的衰减能力，TL按下式计算:

其中，p+i和pt分别为消声器的入口正向声波的幅值和出口透射声波的幅值，Si和So为消声器进、出口的截面面积.用CFD法计算TL时，须保证消声器透射端无反射，CFD模型见图4.此模型在消声器出口端延长一段直管，延长管末端设为无反射边界.由于入口测点距消声器入口截面为0.4 m，出口测点距消声器出口截面0.2 m[11]，因此入口延长管增长到0.9 m，出口延长管长度设为0.6 m(透射声波能量较小).其它边界设置和图2中模型设置相同.

有平均流时，须先在入口和出口都设置稳态马赫数，马赫数大小由流量和入、出口截面面积决定，入口流动方向为垂直入口表面向内，出口流动方向为垂直出口表面向外，可由直角坐标的3个参数确定.待稳态结果收敛后，在稳态马赫数的基础上，加载一个和无流时相同的变化马赫数，作为脉冲激励.空气经增压器做功后，压力和温度都上升，因此在消声器入口(增压器出口)须设置正确的压力和温度.消声器总体尺寸较小，忽略其壁面传热效应，而两段延长管都是假想管，所以模型中壁面都设为绝热壁面.

图4 计算TL的消声器CFD模型Fig.4 CFD model of silencer for calculation of TL

2 计算结果及分析

2.1 无流条件下消声量的计算

用CFD法计算得到的消声器消声量见图5.计算的消声量曲线整体上与实验测量值吻合，存在2个消声峰值(见图5圆圈处)，左、右边的峰值频率分别在1.9 kHz和2.5 kHz附近，左边峰值由中段的插入管导致，右边峰值由头段的谐振腔导致;在需要特别关注的消声高值区域(1.8～2.6 kHz，NR＞20 dB)，CFD法计算值相与测量值基本一致，但在右边峰值附近，计算值频率比测量值低40 Hz，可能是因为消声器的头段谐振腔由两部分连接组成，不能完全保证腔体密封，另外四面体网格模型在高频区域的计算准确性不足也可能是原因.该消声器的材料是增强玻纤，其结构紧凑，刚度较高，用CFD法计算时，将消声器壳体当作刚性壁面处理，这种简化处理也会产生计算误差.

图5 消声器消声量的计算值和测量值对比Fig.5 Comparison between measured and calculated NR spectrums

通过对比计算值和测量值，CFD模型的可靠性得到了验证，可用来计算有流条件下消声器的传递损失.

2.2 有流条件下传递损失的计算

图6为在消声器入口设置不同温度T、相对压力P和平均流马赫数Ma时，用CFD法计算的消声器TL频谱曲线.从消声器的消声量曲线可知，消声器的消声高值区域在1.8～2.6 kHz，为了更加清晰地反映消声器的声学性能，图中TL曲线的频率范围取为1.5 kHz以上.

图6 不同平均流时消声器的传递损失计算值Fig.6 Calculated TL of silencer with different mean flow conditions

从图6可见，常温常压无平均流时，TL频谱曲线存在两个峰值，其频率和图5中的消声量峰值频率相对应;有平均流时，传递损失曲线向高频区域移动，移动幅度随着马赫数升高而增大;随着马赫数增大，曲线在峰值区域Ma变得更加平滑，TL幅值也相应减小.另外，相同入流马赫数时，TL曲线随着温度的升高而向高频区域移动，其幅值相应变小.声波在理想气体内传播，其声速式中γ为比热比，R为摩尔气体常数，T0为无扰动时的绝对温度，μ为气体摩尔质量.因此声速与温度有关，与平均压力无关，图6中入口相对压力为86 kPa时计算的TL曲线与相对压力为0时的曲线几乎重合，正好反映了这点.发动机涡轮增压器工作时，增压器出口气体的压力偏大，与理想气体存在偏差，仍然用理想气体模拟气体特性与实际不符.因此，还须进一步用更接近实际的气体模型分析平均压力对消声器声学性能的影响.

图6中TL曲线在1.5 kHz附近出现的负值可能是由于数值方法的计算精度不足导致的，细化网格可能会减少负值的出现.

3 发动机台架实验和消声器性能评估

在实验条件不足的情况下，为了初步分析发动机涡轮增压器出口的噪声特性，在半消声室内进行了图7所示的发动机台架实验.将增压器出口与中冷器间的连接管道断开，增压器出口连接消声器，然后用直管将消声器出口噪声引离发动机本体.整个发动机主要用厚的橡胶板包裹住，其他对图示管口影响较小的区域则用木板屏蔽，直管从橡胶板的小孔钻出，其余孔隙用厚重的石灰棉掩盖.增压器进口连接空滤器，并将空滤器进气口引离直管管口.另外还测量了不接消声器时，直接从增压器出口引出的直管管口噪声.传声器距管口20 cm，其轴线和管口端面法向成45°.用手持式风速仪测量了增压器出口的流速和温度.

图7 增压器出口噪声的测量实验示意Fig.7 Schematic diagram of turbocharger outlet noise measurement

由于增压器出口与中冷器断开，发动机以自然吸气方式组织进气，发动机工况达不到全负荷状态.实验测量了发动机20%负荷，不同转速r的稳态工况下的增压器出口噪声频谱，选取频谱中十分突出的噪声峰值，如图8.

图8 增压器出口噪声频谱Fig.8 Noise spectrum at compressor outlet

图中前3组峰值是增压器出口噪声的1阶、2阶和3阶BPF成分，其频率随发动机转速上升而增大.由图可见，安装消声器后，频谱中的BPF成份得到很大的衰减;但在频率为5.7 kHz附近(图中圆圈处)，安装消声器后，反而存在一个噪声峰值，很可能是气流流过消声器内孔隙产生的气流

将不安装消声器和安装消声器时，发动机转速2 300～2 800 r/min每隔100 r/min测得的增压器出口噪声的1阶、2阶、3阶BPF成份，以及总值(overall)相减，得到消声器的插入损失IL，见图9.图中显示，消声器对增压器出口噪声的2阶BPF成份衰减最大;对2 500～2 800 r/min的1阶成份和3阶成份衰减程度基本一致，但整体上对3阶成份的衰减偏大;2 300 r/min和2 400 r/min 2个转速下的3阶成份衰减较大，1阶成份没有衰减，反而增大;另外，出口噪声总值增大了.具体原因分析如下.

图9 消声器的插入损失Fig.9 IL of silencer

图10 不同发动机工况对应的传递损失计算值Fig.10 Calculated TL of silencer corresponding with different engine conditions

发动机转速从2 300 r/min上升到2 800 r/min，增压器出口处的平均流马赫数随着转速从0.1升到0.15，温度由 40℃ 上升到 45℃，计算 2 300 r/min和2 800 r/min时平均流边界条件下的消声器传递损失，如图10示.由于理想气体状态下，平均压力对消声器的TL几乎没有影响，为了计算方便，入口相对压力都设为0.图中，消声器的消声高值(TL＞8 dB)频率范围保持在1.8～3.3 kHz左右，而增压器出口噪声的2阶BPF以及2 300 r/min和2 400 r/min对应下的3阶成分的对应频率正好在消声高值区域，因此得到了很大的衰减.2 300 r/min和2 400 r/min的1阶BPF成分的频率在1125 Hz左右，消声器在此频率附近几乎没有消声作用，而且可能由于增加消声器后，连接增压器出口的整个管道系统的阻抗变了，反而放大了此频率附近的噪声;由于增大的幅值并不大，而且频率较低，是流体再生噪声导致增大的可能性较小;发动机正常工作时，增压器出口连消声器后，通过管道与进气歧管密封连接，此频率段的噪声因管道阻抗变化可能也会变化，需进一步分析.由于安装消声器后，气流再生噪声在高频段产生很高的单频成分(图8示)，增压器出口噪声总值反而增大了，产生气流再生噪声的具体原因，以及如何设计消声器的孔洞分布以降低气流再生噪声，都需要进一步研究.

在实验条件不足，测量设备不完善，无法测量涡轮增压发动机实际增压工况下增压器出口消声器的消声特性时，可测量或者计算实际工况时的增压器出口的温度和流速，然后用三维CFD法计算并评估有流条件下该消声器的声学特性.发动机全负荷，转速为5500 r/min时，增压器出口处Ma=0.2，T=98℃，P=86 kPa，消声器的传递损失对应了图6中的第6条曲线.由于温度和流速都提高，该曲线的消声高值(TL＞8 dB)区域因此也向高频区域移动，频率范围为2～4 kHz.而发动机全负荷高转速时的增压器转速必然会大幅度提高，其BPF成分对应的频率也相应地增大，因此可初步判断该消声器的设计是合理的.

4 结论

通过实验测量了涡轮增压器出口消声器的消声量和插入损失，并用三维CFD法计算了无流和有流条件下消声器的声学特性，用测量值验证了计算方法的有效性.最后初步预估了该消声器在发动机实际工况下的传递损失，为以后的优化设计做准备.

1)用CFD法计算了无流条件下消声器的消声量，并与实验测量值进行对比，二者基本一致，CFD模型的可靠性得到了验证.

2)用CFD法计算了有平均流条件下，不同入流马赫数和入口温度时消声器的传递损失.较为直观地分析了平均流马赫数、温度场和压力场对消声器声学性能的影响.发现随着马赫数和温度的提高，消声器的传递损失高值区域向高频区域移动.

3)将增压器出口噪声直接用直管引出，十分简易地在发动机台架上测量了增压器低转速工况下的出口噪声特性.测量发现，安装消声器后增压器出口噪声得到较大衰减的频率范围正好对应计算的传递损失高值区间，说明CFD法计算的传递损失能初步用来预测消声器的消声特性.

4)根据发动机全负荷，高转速时的增压器出口的平均流边界条件，用CFD法初步评估了该消声器的消声性能.

5)在增压器出口处连接消声器后，因为管道阻抗的变化或者气流再生噪声，出口噪声在某些频段反而可能增大，需进一步研究.

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