分析涡轮增压器压气机的气动噪声源特性研究

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1、第5期(总第214期)车用发动机No．5(Seria1No．214)2014年1O月VEHICLEENGINE0Ct．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

2、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1数学求解模型机，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1．1流场求解(CFD)及噪声预测工具的发展[1]，离心压气机的

3、气流动求解使用的控制方程为三维、稳态、可压缩动噪声数值研究成为分析其气动噪声产生机理及控Navier—Stokes方程，流动介质为理想气体，方程守制方法的重要手段。恒形式为目前，国外对离心压气机的气动噪声研究主要差(，)一o，()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—丢()一一OpTOro，(2)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]。TillRaitor进行了离心式增矗()一+_qJ]。(3)压器的噪声产生机理试验分析[4]，这是目前较为完式中：P为气体密度；(或，z)是笛卡尔坐标；善的对增压

4、器的噪声研究_5]。国内对离心式压气机U(或，)为笛卡尔坐标系下各方向速度；P为静气动噪声形成机理的研究较少。刘秋洪通过数值分压；e为总能量；由分子应力及雷诺应力组成：；一2(S—S／3)+，(4)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一212T(So—S碰／3)一2／3，(5)拟，预测了压气机的流动以及气动噪声特性[7]。温s一(+)。(6)华兵通过试验对增压器噪声进行了频谱分析及声强式中：为层流黏度；r为湍流黏度；为克罗内识别研究_8]。本研究通过CFD软件对三维定常流克符号；S为平均应变张量；q为总热流量，其定场进行数值仿真，模

5、拟了大型增压器压气机的流动义为和气动噪声源特性，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。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为湍机，设计转速28200r／min，结构组成包括进气道、流普朗特数；T为静温。叶轮、

6、扩压器及蜗壳，叶轮与蜗壳之间通过有叶扩压采用Realizable￡湍流模型预测离心叶轮内器连接，蜗壳为渐扩式圆形截面单出口。为了研究黏性湍流流动。湍动能及湍动耗散率e的输运方该型压气机在正常工作范围的气动噪声特性，对其程如下：进行多工况的数值分析，表1示出增压器实验台实3(测的5个计算工况下压气机的特征参数。pk)+去(ID忌)一去[(+)Ozk，]+表1压气机特征参数Gk—Pe—YM，(8)工况12345丢(1De)+矗(ID)一去+)差]+转速／r·min-12430O258002688028200291OO出口压力／kPa152182．4200218230PC1Se—IDC2——。

7、(9)忌+√ue流量／m。·s-12．93．253．453．753．95式中：C1===max[-0．43，]，一(2S·S)1；1_0’￡2．2压气机内气流流动特性分析C。一1．9；u为分子运动黏性系数；t为时间；和d为便于分析，定义压气机的7个特征截面位置：分别是湍动能及其耗散率的湍流普朗特数，取值分进气道入口、叶轮入口、叶轮中部、叶轮出口、扩压器别为l_0和1．2；Gk表示由平均速度梯度引起的湍出口、蜗舌截面和蜗壳出口。图1示