增压器一阶噪声降噪措施试验研究

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摘 要：阐述增压器一阶噪声的测量方法，通过对噪声测量值的软件分析，计算出噪声频率等级，掌握该噪声特性。通过噪声特性判断其产生机理，最终针对性的解决噪声问题。并通过不同噪声解决方案之间的对比，探寻解决噪声问题的最佳方案，指导增压器针对噪声方面的优化设计。

关键词：发动机噪声；增压器噪声；一阶噪声；降噪装置

引言

废气涡轮增压器实际上是一种空气压缩机，通过压缩空气来增加进气量。它是利用发动机排出的废气惯性冲力来推动涡轮室内的涡轮，涡轮又带动同轴的叶轮，叶轮压送由空气滤清器管道送来的空气，使之增压进入气缸[1]。进入气缸的空气压力和密度增大，可以燃烧更多的燃料，相应增加燃料量和调整发动机的转速，就可以增加发动机的输出功率了。

废气涡轮增压器主要由涡轮机和压气机等构成。将发动机排出的废气引入涡轮机，利用废气的能量推动涡轮机旋转，由此驱动与涡轮同轴的压气机实现增压[2，3]。涡轮机进气口与发动机排气歧管相连，排气口则接在排气管上；压气机进气口与空气滤清器相连，排气口则接在进气歧管上。

涡轮机叶轮与压气机叶轮通过增压器轴刚性连接，这部分称作增压器转子。增压器转子通过浮动轴承（转子高速旋转时可保证摩擦阻力矩较小）固定在增压器中。发动机工作时，排出的废气以一定角度高速冲击涡轮机叶轮，使增压器转子高速旋转（最高可达2万转/分钟）。压气机叶轮的高速旋转使得发动机进气管内的气压升高，达到增压效果。如此，在进气过程中，空气会受到较大的压力，从而使更多的、密度更大的空气进入气缸[4]。这样，燃油就可以更加充分的燃烧，发动机的性能便更上一层楼。

涡轮增压器工作过程中产生的主要问题是空气动力噪声和壳体因结构振动而向外辐射的噪声，浮环轴承的油膜振荡、转子系统结构与增压空气的耦合振动与噪声问题。这些噪声的特征是频率为增压器工作频率，远高于发动机工作频率[5]。

1 研究对象

本试验研究的主要目的是通过实验数据采集及计算，验证降噪方案的有效性。对于增压器壳体辐射一阶噪声和管道流体传播一阶噪声，降噪方案分别为采用吸声材料包裹和管道添加消声器来消除其一阶噪声。

2 数值模拟及试验验证

本试验主要通过对比分析增加消声装置前后一阶噪声的变化情况来确定消声装置的有效性。对于壳体辐射噪声主要通过对比包裹吸声材料前后增压器近场一阶噪声的变化情况；对于管道流体传播噪声测试压气机出口消声器前、后端的声压，估算一阶噪声通过消声器后的传递损失曲线，来验证消声器的降噪效果。另外，本试验还测试了车内声场，压壳、中间体、发动机振动用以分析参考。

2.1 测点布置

图1为振动传感器布置，分别测试了发动机、中间体、压壳的振动数据，一阶噪声的频谱成分在中间体和压壳上同样存在，测试振动数据不仅能够验证一阶振动能够从增压器壳体辐射噪声，还能用于噪声数据分析的参考。

图2为压气机出口消声器前、后端的压力脉动测试，通过消声器前端和消声器后端的压力波动，能够对比噪声通过消声器前后的变化情况，从而验证消声器对于一阶噪声的降噪效果。图3为增压器近场测试，图中标示增压器压壳和中间体未被吸声材料包裹时的情况，通过对比包裹前、后增压器近场噪声的变化情况，能够验证一阶噪声通过壳体辐射效率和吸声材料对于一阶噪声的影响。

图4为6通道SqudrigaⅡ测试前端和用于车内声场测试的BHS双儿采集器，通过车内声场和增压器近场噪声的频谱对比，可以看出增压器一阶噪声是否会进入车内，影响乘客。

2.2 分析方法

本次试验中对于声学信号采样率设置为44100，对于振动信号采样率设置为11025。试验工况主要是空挡加速，发动机转速从1000rpm到3500rpm。

（1）FFT Average。通过FFT Average将测试的时域数据转换成频域数据，用于研究消声器的作用频率范围是否与最初的设计范围相符，参数设置见图5。

（2）FFT VS Time。通过FFT VS Time得到振动、噪声数据的三维频谱，分析重要的频谱成分，一方面可以研究一阶噪声是否存在于振动、噪声信号中；另一方面还可以对比增加消声装置前后频谱中一阶噪声成分的变化情况，其参数设置见图6。

通过Order cut 分析来确定消声器对增压器一阶噪声的影响，在哪个频率范围作用比较明显，该分析前先要提取增压器的转速，分析参数设置见图7。

3 数据分析

3.1 管道流体噪声传播

图8为压气机出口处消声器前端和后端的声压级随频率的变化图，红色线为消声器前端的声压级，绿色线为消声器后端的声压级，发现从950Hz开始消声器后端的声压级开始明显降低，特别是在1000-4500Hz范围最为明显，这说明消声器有效地降低了频率范围在1000-4500Hz范围的噪声，在2700Hz处最高声压降达到25dB。

图9为压气机出口处消声器前端和后端的脉动压力三维频谱，在图中能够看到发动机二阶、增压器一阶噪声、压气机叶轮BPF噪声、压气机叶轮BPF二阶噪声等频谱成分。图9也能得到图8相似的结论：在1000-4000Hz频率范围左图（消声器后端）明显要比右图（消声器前端）的颜色暗很多，说明在1000-4000Hz频带范围消声器作用非常明显。另外，我们还发现在左图中一阶噪声的频谱线在2000Hz以上消失，即2000Hz以上的一阶噪声已经被消除，而1000-2000Hz范围的一阶噪声也有明显减弱。试验结果与设计目标非常吻合，该消声器的设计频率即针对一阶噪声的1000-4000Hz的频率范围。

图10为压气机出口处消声器前端和后端一阶噪声随增压器转速的变化，能够发现增压器转速从60000rpm开始（一阶噪声1000Hz），消声器后端的一阶噪声开始明显减弱，在增压器转速80000-100000rpm范围一阶噪声最大降低8dB，在增压器转速100000-190000rpm范围一阶噪声降低15dB，消声器对于一阶噪声的作用效果非常明显。

3.2 壳体辐射噪声

图11为压壳、中间体、发动机的振动三维频谱，发动机的二阶振动最为显著，表示增压器整机的振动主要来自于发动机的振动激励。另外，在压壳和中间体上增压器一阶振动也较为明显，这是由于转子系统残余不平衡量在旋转过程中产生的周期性激振力所致，前文已经详细分析过。图12为车内噪声、压气机出口动态压力和增压器近场噪声的三位频谱，发动机阶次噪声依然是主要频谱成分，在压气机出口脉动压力频谱中还存在增压器一阶噪声频谱成分，但在车内和增压器近场噪声频谱中则看不到增压器一阶噪声频谱成分，说明压壳和中间体的结构辐射效率相对较低，不作为增压器一阶噪声的主要传播路径。

图13为用吸声材料包裹压壳和中间体前后的增压器近场噪声三维频谱，发现无论使用吸声材料包裹与否，增压器近场噪声频谱并没有很大的变化，且均不在增压器一阶噪声的频谱成分，这与前述的试验结果相吻合。通过图14的总声压级对比也能够说明，使用吸声材料包裹对增压器近场噪声影响很小。

4 实验结论

（1）通过对比消声器前、后端的压力脉动，发现该消声器能够降低频率高于1000Hz的噪声成分，对于频率介于1000-4000Hz范围的增压器一阶噪声有非常明显的效果，在增压器转速10-19万转范围内最大声压降达到15dB。因此，管道流体传播是增压器一阶噪声的主要传播路径，且通过增加消声器能够有效地降低该噪声。

（2）发现无论使用吸声材料包裹与否，增压器近场噪声频谱并没有很大的变化，且均不存在增压器一阶噪声的频谱成分，使用吸声材料包裹对增压器近场噪声影响很小。

（3）通过分析压壳和中间体的振动，以及车内和增压器近场噪声，发现转子系统的残余不平衡量产生的一阶振动能够传递至压壳和中间体，但由于压壳和中间体的辐射效率较低，很难通过壳体将一阶振动辐射出去，故增压器近场噪声中的一阶噪声频谱成分并不明显。因此，壳体辐射不作为增压器一阶噪声的主要传播路径。

现阶段，涡轮增压器的一阶噪声（也成为啸叫声）是客户抱怨的主要噪声之一，也是我们日常最常遇到的噪声之一，提高动平衡标准降低整机动平衡的g值能够有效地消除该噪声，但一味的提高整机动平衡标准会降低生产效率、增加废品率、增加生产成本。因此，从传递路径上的被动降噪作为主动降噪的补充，在一定情况下能够有效地提高产品的声学性能，使产品得到市场的认可。

参考文献

[1]蒋国鑫.涡轮增压器的噪声控制[J].噪声与振动控制，1986，8，32（4）：43-45.

[2]邹长征，田丹.增压柴油机降噪措施试验研究[J].内燃机，2007，12（6）：35-37.

[3]曹侠，田生，黄守辉，等.涡轮增压器减振降噪解决方案[J].现代零部件，2013，4（8）：70-71.

[4]Y.S.Yamashita，Ibaraki，H.Ogita.Development of electrieally assisted turboeharger for diesel engine[A].8th international conference on turbochargers and turbo eharging[C].UK：IMeehE， 2006：147-155.

[5]王钦庆.几种常见涡轮增压器噪声及其控制[J].内燃机与动力装置，2012，8（4）：43-36.

作者简介：杨晓琴（1983-），女，湖南衡阳人，中北大学机械与动力工程学，硕士研究生，主要研究方向：动力机械性能与增压技术。