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汽车涡轮增压器同步谐波噪声仿真与优化(2)
作者:网站采编关键词:
摘要：其中，a0为流体中声速，ρ为流体密度；ρa=ρ ?ρ0是声学变量，Tij为Light Hill 应力张量，τij为黏性应力张量，υ为速度，p为压力；理想介质中，在高雷诺数、
其中，a0为流体中声速，ρ为流体密度；ρa=ρ ?ρ0是声学变量，Tij为Light Hill 应力张量，τij为黏性应力张量，υ为速度，p为压力；理想介质中，在高雷诺数、低马赫数以及无熵源项条件下，
对式(3)运用强变分并应用格林积分公式可以得到：
其中，
方程右边第一项为四级子声源，第二项为偶极子声源。在LMS 软件中有专门的扇声源模型，将旋转壁面的偶极子声源解析表达。然后根据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，利用剪切应力输运(Shear stress transport,SST)湍流模型计算稳态流场，进口边界条件选取大气压力1×105Pa，温度选取298 K。压气机出口设定流量为0.05 kg/s。将叶轮流道设置为转动域，转速为1.2×105r/min。压气机进口与压壳流道均设置为固定域。转子与压壳交界面设置为Frozen Rotor，流体介质选取为可压缩的理想气体，壁面均设置成无滑移、固定、绝热壁面。上述工况参数的选取均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，将其作为初始条件进行非稳态计算。非稳态计算中，转子与压壳交界面设置为Transient Rotor Stator，选取分离涡流模拟(Detached eddy simulation, DES)湍流模型进行模拟，时间步长设置为2×10?5s。待压气机出口流量呈周期性波动时，则视为计算已收敛。待非稳态收敛后，提取压气机壳体与叶轮叶片流道表面的偶极子声源[8?9]。后续基于Light-Hill 声类比方法进行噪声的进口传播特性计算。图5为非稳态计算收敛后的压气机流场压力分布图。由图5可知，压力由压气机进口往出口方向逐渐增大，到压气机出口位置时，最大压力达到0.1505 MPa，该数据与试验数据0.148 MPa 相比，偏大2500 Pa，误差为1.68%。误差满足工程上<5% 的要求。
图4 压气机网格划分Fig.4 Compressor hex mesh
图5 非稳态计算时的压气机表面压力分布Fig.5 Compressor pressure distribution under unsteadysimulation
在声学计算中，分别计算叶轮与压壳壁面偶极子声源在压气机流道及场点内的传播。声学边界条件设定为：压气机进口考虑了声音频散效应的自动匹配层(Automatically matched layer, AML)边界，压气机出口为无反射边界。计算频率分辨率为50 Hz。计算频率范围为2000～ Hz。能够涵盖增压器的一阶转速频率(2000 Hz)与一阶BPF频率( Hz)，并且覆盖了该增压器噪声的频响范围。监测场点设置为压气机进口1 m，保持与实际测点一致。在计算中，为了探讨叶轮与压壳对该气动噪声的贡献量，分别计算了叶轮与压壳流道作为声源时，两者之间的声传播特性。
图6为原方案压气机在1.2×105r/min工况下，叶轮与压壳分别作为声源时，声场监测点处的噪声频谱对比。由图6可知，该压气机的噪声特点主要表现为离散噪声，在4000 Hz、6000 Hz、8000 Hz、 Hz、 Hz均有较明显的2～6阶阶次特征。上述模拟方案较好地再现了该增压器噪声的一阶谐波成分。叶轮在谐波噪声传播中占据主导作用，尤其以2 阶与4 阶谐波最为明显，这两阶谐波噪声分别比压壳大58.4 dB、66.5 dB。相较于叶轮而言，压壳产生的气动噪声则在主要集中在BPF(6阶)噪声上。
图6 压壳声源与叶轮声源的声场频谱Fig.6 Sound field frequency spectrum on stator and rotor
图7与图8分别为叶轮与压壳流道作为声源，4000 Hz处的声压分布云图。由图可知，声压最大的区域集中在叶轮为声源时，叶轮轮缘与压壳的配合处。相较于叶轮而言，压壳壁面声源的作用较为轻微，应重点优化叶轮轮缘与压壳的配合型线。
图7 4000 Hz 时叶轮声源下的压气机噪声分布Fig.7 Noise distribution on compressor under compressor wheel as sound source at 4000 Hz
图8 4000 Hz 时压壳流道声源下的压气机噪声分布Fig.8 Noise distribution on compressor under compressor housing flow as sound source at 4000 Hz
3 同步谐波噪声优化
参考上述仿真结果，主要对叶轮轮缘与压壳之间的配合型线、叶轮的叶片形状进行了反复迭代优化。优化的流程如图9所示。
图9 优化流程Fig.9 Modified process
经过多轮迭代与优化，最终通过优化叶轮轮缘弧线：减小叶轮大径0.02 mm。图10为叶轮优化前后的二维对比图，优化部位的虚线代表优化的部位。主要采用的方法为：将图10中的原来圆弧半径15 mm，修改为一段大圆弧半径35 mm 及半径为10.4 mm 的小圆弧进行组合，同时对应修改优化压壳与叶轮的轮缘配合型线，使进气气流在叶轮流道内的过度更为顺滑，减少气流在流动过程中的压力脉动与加快气体流出后的漩涡释放。在仿真计算结果中，该方案有效地降低了该同步谐波噪声的成分。图11为声学仿真优化方案与原方案的叶轮噪声对比云图。由图11知，优化后的叶轮噪声分布云图相较于原方案(图7)，叶轮轮缘处的声压级由最大值166 dB降低至151 dB，并且优化方案在整个叶片轮缘与压壳配合处，声压基本分布集中在147 dB，而原方案的叶轮轮毂与压壳配合处的噪声分布主要集中在166 dB。相较于原方案，大部分区域降低了声压级19 dB。
文章来源：《内燃机与配件》 网址: http://www.nrjypj.cn/qikandaodu/2021/0613/977.html