增壓器一階噪聲降噪措施試驗研究

摘 要：闡述增壓器一階噪聲的測量方法，通過對噪聲測量值的軟件分析，計算出噪聲頻率等級，掌握該噪聲特性。通過噪聲特性判斷其產生機理，最終針對性的解決噪聲問題。并通過不同噪聲解決方案之間的對比，探尋解決噪聲問題的最佳方案，指導增壓器針對噪聲方面的優化設計。

關鍵詞：發動機噪聲；增壓器噪聲；一階噪聲；降噪裝置

引言

廢氣渦輪增壓器實際上是一種空氣壓縮機，通過壓縮空氣來增加進氣量。它是利用發動機排出的廢氣慣性沖力來推動渦輪室內的渦輪，渦輪又帶動同軸的葉輪，葉輪壓送由空氣濾清器管道送來的空氣，使之增壓進入氣缸[1]。進入氣缸的空氣壓力和密度增大，可以燃燒更多的燃料，相應增加燃料量和調整發動機的轉速，就可以增加發動機的輸出功率了。

廢氣渦輪增壓器主要由渦輪機和壓氣機等構成。將發動機排出的廢氣引入渦輪機，利用廢氣的能量推動渦輪機旋轉，由此驅動與渦輪同軸的壓氣機實現增壓[2，3]。渦輪機進氣口與發動機排氣歧管相連，排氣口則接在排氣管上；壓氣機進氣口與空氣濾清器相連，排氣口則接在進氣歧管上。

渦輪機葉輪與壓氣機葉輪通過增壓器軸剛性連接，這部分稱作增壓器轉子。增壓器轉子通過浮動軸承（轉子高速旋轉時可保證摩擦阻力矩較小）固定在增壓器中。發動機工作時，排出的廢氣以一定角度高速沖擊渦輪機葉輪，使增壓器轉子高速旋轉（最高可達2萬轉/分鐘）。壓氣機葉輪的高速旋轉使得發動機進氣管內的氣壓升高，達到增壓效果。如此，在進氣過程中，空氣會受到較大的壓力，從而使更多的、密度更大的空氣進入氣缸[4]。這樣，燃油就可以更加充分的燃燒，發動機的性能便更上一層樓。

渦輪增壓器工作過程中產生的主要問題是空氣動力噪聲和殼體因結構振動而向外輻射的噪聲，浮環軸承的油膜振蕩、轉子系統結構與增壓空氣的耦合振動與噪聲問題。這些噪聲的特征是頻率為增壓器工作頻率，遠高于發動機工作頻率[5]。

1 研究對象

本試驗研究的主要目的是通過實驗數據采集及計算，驗證降噪方案的有效性。對于增壓器殼體輻射一階噪聲和管道流體傳播一階噪聲，降噪方案分別為采用吸聲材料包裹和管道添加消聲器來消除其一階噪聲。

2 數值模擬及試驗驗證

本試驗主要通過對比分析增加消聲裝置前后一階噪聲的變化情況來確定消聲裝置的有效性。對于殼體輻射噪聲主要通過對比包裹吸聲材料前后增壓器近場一階噪聲的變化情況；對于管道流體傳播噪聲測試壓氣機出口消聲器前、后端的聲壓，估算一階噪聲通過消聲器后的傳遞損失曲線，來驗證消聲器的降噪效果。另外，本試驗還測試了車內聲場，壓殼、中間體、發動機振動用以分析參考。

2.1 測點布置

圖1為振動傳感器布置，分別測試了發動機、中間體、壓殼的振動數據，一階噪聲的頻譜成分在中間體和壓殼上同樣存在，測試振動數據不僅能夠驗證一階振動能夠從增壓器殼體輻射噪聲，還能用于噪聲數據分析的參考。

圖2為壓氣機出口消聲器前、后端的壓力脈動測試，通過消聲器前端和消聲器后端的壓力波動，能夠對比噪聲通過消聲器前后的變化情況，從而驗證消聲器對于一階噪聲的降噪效果。圖3為增壓器近場測試，圖中標示增壓器壓殼和中間體未被吸聲材料包裹時的情況，通過對比包裹前、后增壓器近場噪聲的變化情況，能夠驗證一階噪聲通過殼體輻射效率和吸聲材料對于一階噪聲的影響。

圖4為6通道SqudrigaⅡ測試前端和用于車內聲場測試的BHS雙兒采集器，通過車內聲場和增壓器近場噪聲的頻譜對比，可以看出增壓器一階噪聲是否會進入車內，影響乘客。

2.2 分析方法

本次試驗中對于聲學信號采樣率設置為44100，對于振動信號采樣率設置為11025。試驗工況主要是空擋加速，發動機轉速從1000rpm到3500rpm。

（1）FFT Average。通過FFT Average將測試的時域數據轉換成頻域數據，用于研究消聲器的作用頻率范圍是否與最初的設計范圍相符，參數設置見圖5。

（2）FFT VS Time。通過FFT VS Time得到振動、噪聲數據的三維頻譜，分析重要的頻譜成分，一方面可以研究一階噪聲是否存在于振動、噪聲信號中；另一方面還可以對比增加消聲裝置前后頻譜中一階噪聲成分的變化情況，其參數設置見圖6。

通過Order cut 分析來確定消聲器對增壓器一階噪聲的影響，在哪個頻率范圍作用比較明顯，該分析前先要提取增壓器的轉速，分析參數設置見圖7。

3 數據分析

3.1 管道流體噪聲傳播

圖8為壓氣機出口處消聲器前端和后端的聲壓級隨頻率的變化圖，紅色線為消聲器前端的聲壓級，綠色線為消聲器后端的聲壓級，發現從950Hz開始消聲器后端的聲壓級開始明顯降低，特別是在1000-4500Hz范圍最為明顯，這說明消聲器有效地降低了頻率范圍在1000-4500Hz范圍的噪聲，在2700Hz處最高聲壓降達到25dB。

圖9為壓氣機出口處消聲器前端和后端的脈動壓力三維頻譜，在圖中能夠看到發動機二階、增壓器一階噪聲、壓氣機葉輪BPF噪聲、壓氣機葉輪BPF二階噪聲等頻譜成分。圖9也能得到圖8相似的結論：在1000-4000Hz頻率范圍左圖（消聲器后端）明顯要比右圖（消聲器前端）的顏色暗很多，說明在1000-4000Hz頻帶范圍消聲器作用非常明顯。另外，我們還發現在左圖中一階噪聲的頻譜線在2000Hz以上消失，即2000Hz以上的一階噪聲已經被消除，而1000-2000Hz范圍的一階噪聲也有明顯減弱。試驗結果與設計目標非常吻合，該消聲器的設計頻率即針對一階噪聲的1000-4000Hz的頻率范圍。

圖10為壓氣機出口處消聲器前端和后端一階噪聲隨增壓器轉速的變化，能夠發現增壓器轉速從60000rpm開始（一階噪聲1000Hz），消聲器后端的一階噪聲開始明顯減弱，在增壓器轉速80000-100000rpm范圍一階噪聲最大降低8dB，在增壓器轉速100000-190000rpm范圍一階噪聲降低15dB，消聲器對于一階噪聲的作用效果非常明顯。

3.2 殼體輻射噪聲

圖11為壓殼、中間體、發動機的振動三維頻譜，發動機的二階振動最為顯著，表示增壓器整機的振動主要來自于發動機的振動激勵。另外，在壓殼和中間體上增壓器一階振動也較為明顯，這是由于轉子系統殘余不平衡量在旋轉過程中產生的周期性激振力所致，前文已經詳細分析過。圖12為車內噪聲、壓氣機出口動態壓力和增壓器近場噪聲的三位頻譜，發動機階次噪聲依然是主要頻譜成分，在壓氣機出口脈動壓力頻譜中還存在增壓器一階噪聲頻譜成分，但在車內和增壓器近場噪聲頻譜中則看不到增壓器一階噪聲頻譜成分，說明壓殼和中間體的結構輻射效率相對較低，不作為增壓器一階噪聲的主要傳播路徑。

圖13為用吸聲材料包裹壓殼和中間體前后的增壓器近場噪聲三維頻譜，發現無論使用吸聲材料包裹與否，增壓器近場噪聲頻譜并沒有很大的變化，且均不在增壓器一階噪聲的頻譜成分，這與前述的試驗結果相吻合。通過圖14的總聲壓級對比也能夠說明，使用吸聲材料包裹對增壓器近場噪聲影響很小。

4 實驗結論

（1）通過對比消聲器前、后端的壓力脈動，發現該消聲器能夠降低頻率高于1000Hz的噪聲成分，對于頻率介于1000-4000Hz范圍的增壓器一階噪聲有非常明顯的效果，在增壓器轉速10-19萬轉范圍內最大聲壓降達到15dB。因此，管道流體傳播是增壓器一階噪聲的主要傳播路徑，且通過增加消聲器能夠有效地降低該噪聲。

（2）發現無論使用吸聲材料包裹與否，增壓器近場噪聲頻譜并沒有很大的變化，且均不存在增壓器一階噪聲的頻譜成分，使用吸聲材料包裹對增壓器近場噪聲影響很小。

（3）通過分析壓殼和中間體的振動，以及車內和增壓器近場噪聲，發現轉子系統的殘余不平衡量產生的一階振動能夠傳遞至壓殼和中間體，但由于壓殼和中間體的輻射效率較低，很難通過殼體將一階振動輻射出去，故增壓器近場噪聲中的一階噪聲頻譜成分并不明顯。因此，殼體輻射不作為增壓器一階噪聲的主要傳播路徑。

現階段，渦輪增壓器的一階噪聲（也成為嘯叫聲）是客戶抱怨的主要噪聲之一，也是我們日常最常遇到的噪聲之一，提高動平衡標準降低整機動平衡的g值能夠有效地消除該噪聲，但一味的提高整機動平衡標準會降低生產效率、增加廢品率、增加生產成本。因此，從傳遞路徑上的被動降噪作為主動降噪的補充，在一定情況下能夠有效地提高產品的聲學性能，使產品得到市場的認可。

參考文獻

[1]蔣國鑫.渦輪增壓器的噪聲控制[J].噪聲與振動控制，1986，8，32（4）：43-45.

[2]鄒長征，田丹.增壓柴油機降噪措施試驗研究[J].內燃機，2007，12（6）：35-37.

[3]曹俠，田生，黃守輝，等.渦輪增壓器減振降噪解決方案[J].現代零部件，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]王欽慶.幾種常見渦輪增壓器噪聲及其控制[J].內燃機與動力裝置，2012，8（4）：43-36.

作者簡介：楊曉琴（1983-），女，湖南衡陽人，中北大學機械與動力工程學，碩士研究生，主要研究方向：動力機械性能與增壓技術。