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
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[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。
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