空气动力噪声

1.脉动啸叫

脉动啸叫［1］主要是由于铸造、研磨等制造工艺导致的压气轮叶片间各腔室容积的微小差别引起的。具体而言，由于腔室容积的差异，引起在压气机叶轮叶片出口处压强的变化，在增压器每一循环周期内，增压端的高压空气补偿变化的进气压力，这必然导致增压端空气压力波动，从而导致可经压气机室、中冷器和高压进气管传播的脉动啸叫（图1-11）。此脉动啸叫通过激励进气系统部件使进气系统辐射噪声。此噪声频率在1200～4500Hz之间，通常发生在二挡高负荷工况、1500～3500r/min发动机转速区间内。另外，此噪声也与压气轮不相同容积腔室的数目有关。为了降低此脉动噪声，基于赫姆霍兹共振消声器的脉动阻尼器可安装在压气机增压出口端以降低此脉动啸叫的幅值。

图1-11 压气轮出口处的压力分布

2.BPF噪声

BPF噪声又称为Rotational noise，是由压气轮和涡轮的旋转的叶片导致的。对于车用径向压气轮而言，旋转的叶片对叶片入口、叶片出口及压气机舌尖附近的空气压力场产生扰动，这导致在旋转叶片后端及压气机舌尖附近产生空气尾流和涡旋，局部压力的波动导致BPF噪声［1］。特别地，在气体经过舌尖部分时产生较大的压力变化（图1-12），从而对叶轮产生较大的激振作用，引起叶片周期性振动［6］。如激振频率与压气机叶片的固有频率重合，还可引发叶片的共振，从而辐射出啸叫声。BFP噪声发生在接近设计转速（大于40000r/min）， BPF=Nf0；式中N为压气机叶片数目，f0为转子转速。转速越高，BPF及其谐次越明显［7］，其频率与增压器转速和叶轮的叶片数量成比例，随发动机转速的增加而增加。需要指出的是，由于压气轮分离叶片的存在，在压气轮入口处与出口处的叶片数目并不相等。压气机壳体附近测得的噪声瀑布图如图1-13所示，在压气机入口附近BPF噪声为6阶噪声，而在压气机出口附近BPF噪声为12阶噪声［1］。

图1-12 增压器转速为70800r/min时压气机叶轮上的压力变化率

图1-13 增压器壳体附近的噪声频谱

通常降低BPF噪声的手段可分为：通过调整压气壳舌片的几何形状以降低高压端压力波动和增加叶片数量使此噪声频率高于人耳听力阈值上限，同时也可使气流在每个旋转周期内更加地平缓［1］。

3.Whoosh噪声

Whoosh噪声也称压气机失速噪声、growling noise、midsurge noise，是由于气流在吸力侧叶片出口附近、扩压器中或叶片进口端附近在发生部分分离时，进气流量减少但未发生全局倒流，将发生压气机旋转失速，引发压气机失速噪声［1］。

由于目前广泛使用后掠式径向压气轮，空气在旋转的压气轮叶片的前端受到压缩，此叶片前端为压力端。而在叶片出口附近，气流在叶片的后端发生分离，因而叶片后端为吸力侧。在叶片压力侧，空气因受压而与叶片贴合，而在吸力侧，空气从入口到出口的过程中，其压力不断减小，当出口吸力侧的壁面处空气的相对速度梯度为零时，空气尾流（wake）开始在吸力侧的叶片顶端发生分离。在分离局部区域内，当空气相对速度梯度为负时，气流开始部分发生倒流循环（图1-14），然而，压气轮的总体积流量仍然为正，即未发生全局的倒流。图1-15（a）中表示了叶片的压力侧与吸力侧的位置；图1-15（b）中表示了在压力侧与吸力侧处不同的气流相对速度；图1-15（c）表示了在气流出口处叶轮不同高度处的气流形态。

图1-14 径向压气轮叶片吸力侧的气流分离

图1-15 径向压气轮叶片间的气流形态

通常，Whoosh噪声是许多HSDI/TSI/TDI发动机在全负荷加速时出现的宽带气流型噪声，可理解为压气机因增压压力过快而引发气体湍流，从而产生噪声。在稳态工况下， Whoosh噪声与压气机工作曲线离边际喘振区曲线的远近程度有关。当压气机工作曲线离边际喘振区越靠近时，Whoosh噪声越突出（图1-16）。

图1-16 呈现高Whoosh噪声的边际喘振区

在考虑增压比及流量的动态特性时，由于发动机在特定的时间吸气，其吸气就有明显的脉动特性，这必然产生压力比和流量的动态特性，此时虽然涡轮增压器的工作曲线离边际喘振区曲线较远，但是气流增压比的动态特性区域很大，很有可能产生湍流现象（图1-17）。一般在发动机低转速时，Whoosh噪声导致的声压级对动力总成的声品质会产生重要的影响（图118）［5］。

通过测量在压气机高压管路中的动态压力，可知Whoosh噪声的激励呈宽频特性（图1-19）。在动力总成声品质级中，Whoosh噪声通常是频带在750～10000Hz之间的宽频噪声，其中大部分能量集中在1500～3000Hz之间（图1-20）。当车辆在二挡或三挡下加速或驾驶员瞬时踩下油门并且发动机转速在1400～2700r/min时，比较容易被车内乘员感知到［1］。此外，在车辆高挡爬坡时，由于发动机长时间转速较低，Whoosh噪声存在时间较长，极易被人察觉到。Whoosh噪声不仅仅限定在全负荷工况，在部分工况下，Whoosh噪声也能达到令人烦躁的程度［5］。

图1-17 考虑动态增压比和质量流量时的增压器动态工作区域

图1-18 若干款HSDI发动机四麦克风平均声压级与线性最优拟合的偏差比较

图1-19 压气机高压管内的Whoosh噪声

图1-20 全负荷工况下Whoosh噪声的频率成分

从声源 路径 受体模型分析得到，whoosh噪声主要是从进气系统的管道辐射出来的。最为常见的是通过压气机进气端和增压端的软管辐射出来［5］。通常有两种方法可用于降低whoosh噪声：①改善传递路径，主要包括增加管壁的厚度、加装宽频消声器；②降低激振源，包括对EGR（废气再循环阀）的优化控制、VGT（Variable Geometry Turbocharger）中叶片位置的调整、压气机及扩压器几何形状的修正和发动机与增压器的匹配标定等。

4.Whining噪声

Whining噪声是当压气机处于低流量、高增压严重的不稳定状态时，空气流量忽大忽小，压力值剧烈波动，并出现气体从压气机出口端到入口端、从吸力侧到压力侧、从压气轮底部到压气轮顶部的全局气流循环，同时伴随着压气机叶轮产生剧烈振动所引发的（图1-21）。Whining噪声通常发生在驾驶员突然松开油门踏板，此时，虽然压气机仍然在高速旋转，但发动机所需的进气量突然减小，这会引发压气机的深度喘振工况。Whining噪声的频带范围大致在800～2700Hz之间，并且包含部分金属噪声，常发生在二挡或三挡转速在1400～2700r/min之间。此外，Whining噪声主要向进气前端传递，即传向进气系统的进气口［1］。

图1-21 深度喘振时空气在叶轮前缘附近的流动情况

当压气机出口的压力大大高于压气机入口处的压力，即增压器增压比过大时，深度喘振现象往往紧跟在中度喘振之后，在深度喘振时，空气质量流量周期性地发生变化，即不断地从前进流变为倒退流，再从倒退流变为前进流，期间发出强烈的Whining噪声。由于气流循环中存在摩擦阻力，因此，此处的空气温度在此期间显著增高。另外，深度喘振会引起增压器推力轴承上载荷的周期性变化，使推力轴承发生早期损坏，进而损坏整个增压器。

需要指出的是，在低流量且压气机出口压力相对较高时，深度喘振也可能发生在扩压器中，此时，气流在扩压器与压气机入口之间发生循环流动。此外，在发生深度喘振时，由于气流完全在压气机出口与入口之间发生循环流动，因此，压气机此时并不能传输增压后的空气流量。

针对在大多数低流量，高增压的运行工况下，气流的不稳定会导致中度喘振或深度喘振。气流的不稳定引起的气流倒流，对应于增压器运行性能曲线图，主要发生在Surge曲线的左侧。如图1-22所示，随着压气机流量的降低，沿等速曲线NTC增压器高压端的空气压力增加。当等速曲线穿过Surge曲线，位于性能曲线的左侧且流量仍然为正时，压气机发生中度喘振，从而引起局部气流周期性的循环，同时，随着流量的降低，其空气的增压比降低。由于局部空气在很短的时间内，在压气机出口与入口间进行部分倒流而后又被增压到高压端，因此，中度喘振周期很短。相反，在重度喘振时，压气机体积流量在负体积流量区域内进一步减少，同时空气的压力也快速地降低。当增压端管内的压力降到比压气机入口端的压力还低时，空气又再次沿着增压器的正常工况被压缩增压。在这种情况下，由于增压端管内的气体需要排出以使其管内的压力低于压气机入口处的压力，因此，深度喘振周期明显长于中度喘振。此后，增压端管内再次充满压缩后的空气，其压力也高于压气机入口的压力，进而又导致喘振。

为改善径向压气轮在喘振时的气流稳定性，可增加叶片出口端的角度，但这会增加气流阻力，使增压器工作效率降低，也会增加叶片根部的应力，从而导致早期损坏。因此，实际上需综合考量。

5.Buzz-Saw噪声

在现代高速涡轮增压器中，由于叶轮外侧的旋转速度接近或者超过声速，在超音速情形下，产生的旋转冲击波出现在叶轮周围并发出Buzz-Saw噪声（图1-23、图1-24），此噪声频谱是其转子旋转频率的谐次，并且只向上游传播［7］。

图1-22 压气机喘振原理图

图1-23 压力面上的冲击波

图1-24 增压器进气管中测得的声压级（椭圆框）