龍炳祥, 陳吉明, 陳振華, 劉宗政, 廖達雄

(中國空氣動力研究與發(fā)展中心 設備設計與測試技術研究所, 四川 綿陽 621000)

影響連續(xù)式跨聲速風洞試驗段壓力脈動水平的因素主要包括槽壁和孔壁自生噪聲、湍流邊界層噪聲、節(jié)流噪聲和壓縮機噪聲等。壓縮機噪聲是閉式、變密度連續(xù)式跨聲速風洞試驗段壓力脈動水平的重要來源。為使試驗段壓力脈動水平滿足空氣動力試驗高精度測力需求,風洞壓縮機進、出口氣動噪聲不能超過140 dB。中國空氣動力研究與發(fā)展中心(CARDC)0.6 m×0.6 m連續(xù)式跨聲速風洞軸流壓縮機出口噪聲聲壓級高達155 dB。若要將軸流壓縮機進出口氣動噪聲控制在140 dB以下,需要采取有效降噪措施抑制壓縮機出口氣動噪聲傳播,最終實現(xiàn)不小于15 dB的降噪。

在航空發(fā)動機短艙進氣道、機匣、反推力裝置及風扇涵道等部位安裝聲襯(acoustic liner)是控制航空發(fā)動機氣動噪聲的有效措施[9-12]。中國空氣動力研究與發(fā)展中心通過在0.6 m×0.6 m連續(xù)式跨聲速風洞軸流壓縮機出口導流錐上安裝聲襯僅僅實現(xiàn)了6 dB降噪量[13]。

實際工程應用中,綜合考慮聲襯設計制造成本,尺寸效應(超大軸流壓縮機)等因素,僅依靠安裝聲襯使連續(xù)式跨聲速風洞軸流壓縮機進出口聲壓級小于140 dB存在一定風險。為此,某新研制連續(xù)式跨聲速風洞三級軸流壓縮機采用了增大壓縮機級間距和基于合理動靜葉數(shù)目比實現(xiàn)聲截斷的低噪聲設計思路。

為準確掌握此壓縮機氣動噪聲特性,本文對此三級軸流壓縮機進出口氣動噪聲特性進行測試,并對壓縮機進出口噪聲聲壓級隨試驗馬赫數(shù)變化而變化的規(guī)律以及噪聲的頻譜特性進行了分析。

1 試驗測試

1.1 試驗對象

某連續(xù)式跨聲速風洞壓縮機為一臺三級軸流壓縮機。壓縮機的基本參數(shù)如表1所示。

表1 壓縮機基本參數(shù)

1.2 測點布置與測試方法

脈動壓力采集點布置于壓縮機進口截面1-1和出口截面2-2上(如圖1所示),每個測量截面周向均勻預留8個噪聲測點。

圖1 壓縮機測點布置示意圖

現(xiàn)場實際測量時,受安裝條件限制,壓縮機進、出口只布置4個壓力脈動傳感器(如圖2所示),壓力脈動傳感器均布置于上半部分機殼。本次測試中所用部分測試設備及其主要參數(shù)見表2。本次試驗采樣頻率為50 kHz,單次采樣時間為20 s,所用窗函數(shù)為漢寧窗。

圖2 測量截面脈動壓力傳感器布置圖

表2 測試設備及參數(shù)

1.3 誤差控制

為了有效控制隨機誤差,每一狀態(tài)均重復采集3次,試驗數(shù)據(jù)取3次測量值的算術平均值(若無特別說明,文中的平均值均指算術平均值)。另外,測試前采用聲校準器對脈動壓力傳感器進行現(xiàn)場校準,標準誤差小于0.2 dB;安裝傳感器時應特別注意傳感器與壁面保持齊平以避免因傳感器安裝不平引起較大誤差,本試驗由傳感器安裝不平度引起的測量誤差估計在0.01 dB以下;本試驗所用的傳感器經(jīng)過多次反復試驗測量證明其性能是穩(wěn)定的,本底噪聲較低,由傳感器自身噪聲引起的測量誤差估計為0.2 dB。綜上,本次測量的精度是符合要求的。

1.4 數(shù)據(jù)處理

本次試驗主要對壓縮機的噪聲聲壓級和功率譜進行了分析。噪聲聲壓級LSP計算方法如(1)式所示：

(1)

式中

幅值譜(φ(f))數(shù)據(jù)處理方法如(2)式和(3)式所示。設壓力脈動傳感器測得的脈動壓力信號在時域中可表示為f(t),通過快速傅里葉變換可求得與之對應的頻域函數(shù)P(f),根據(jù)(3)式可計算脈動壓力信號對應的幅值譜。文中若無特別說明,幅值譜為同一測量截面所有有效測點的平均值,所有幅值譜均只顯示前五階BPF對應頻率范圍。

2 試驗結果與分析

2.1 噪聲聲壓級

表3、表4和圖3展示了壓縮機進、出口測量截面上不同周向測量位置所測噪聲聲壓級及其平均值隨風洞試驗馬赫數(shù)的變化特性?？梢钥闯鰤嚎s機出口平均聲壓級隨馬赫數(shù)增加而逐漸增加,Ma0.2工況對應的出口平均聲壓級最小,為127.24 dB。Ma1.6對應的出口平均聲壓級最高,為150.93 dB。壓縮機進口平均聲壓級隨馬赫數(shù)的變化規(guī)律不明顯,從表3、表4和圖3可以看出,Ma0.4工況壓縮機平均聲壓級最低,為129.73 dB,Ma0.6工況對應的壓縮機平均聲壓級最高,為148.99 dB。

表3 壓縮機出口噪聲聲壓級

表4 壓縮機進口噪聲聲壓級

圖3 不同工況壓縮機進、出口總聲壓級

葉輪機械單音噪聲和寬頻噪聲聲功率級可用(4)式關聯(lián)計算。

(4)

連續(xù)跨聲速風洞不同試驗馬赫數(shù)工況下所需總壓比隨試驗馬赫數(shù)增加而增加。各工況壓縮機的轉(zhuǎn)速如表5所示。綜上,所測壓縮機進出口氣動噪聲聲壓級應隨馬赫數(shù)的增加而增加。

表5 不同工況下壓縮機轉(zhuǎn)速

試驗結果顯示壓縮機出口噪聲聲壓級隨馬赫數(shù)增加而變化的規(guī)律符合上述特征,壓縮機進口噪聲聲壓級不符合上述變化規(guī)律,表明壓縮機內(nèi)部存在新的聲源。另一方面,若干座連續(xù)式軸流壓縮機噪聲數(shù)據(jù)表明,同一工況下,壓縮機出口噪聲聲壓級均大于壓縮機進口噪聲聲壓級。表3、表4和圖3表明,壓縮機出口噪聲平均聲壓級只有在Ma0.4、Ma1.4和Ma1.6工況下高于進口噪聲聲壓級,而其余工況下壓縮機進口噪聲平均聲壓級高于出口噪聲平均聲壓級,Ma0.6工況下,壓縮機進口噪聲平均聲壓級與出口噪聲平均聲壓級之差高達5.86 dB。據(jù)此同樣推測壓縮機內(nèi)產(chǎn)生了新的聲源,新聲源在Ma0.6工況下對壓縮機氣動噪聲產(chǎn)生的影響最大。

已經(jīng)測得的若干座連續(xù)式風洞軸流壓縮機噪聲數(shù)據(jù)均顯示壓縮機進出口同一測量界面聲壓級周向分布不均。表3、表4中所展示的壓縮機氣動噪聲測試結果同樣反映了此特征。從表3中可以看出,Ma0.4工況時,壓縮機出口噪聲周向分布最不均勻(以所測最大值與最小值之差表征),周向最高聲壓級與最低聲壓級之差約為2.8 dB;壓縮機進口噪聲周向分布最不均勻的工況為Ma1.2工況,周向最高聲壓級與最低聲壓級之差約為4.4 dB。進一步分析進出口噪聲聲壓級周向分布情況發(fā)現(xiàn),在多數(shù)工況下,壓縮機進口噪聲周向分布比出口噪聲周向分布更不均勻。

壓縮機進口氣流噪聲傳播為逆流傳播，而壓縮機出口氣流噪聲傳播為順流傳播,因此,初步認為順流傳播或許有利于抑制旋轉(zhuǎn)機械噪聲空間分布的不均勻性;受風洞第一拐角段影響,壓縮機進口流場相比于壓縮機出口流場更不均勻,空間流場自身均勻性可能也是影響壓縮機進、出口氣動噪聲空間分布不均勻的另一要素。

2.2 幅值譜特性

由上文可知,壓縮機內(nèi)部產(chǎn)生了新的異常噪聲源,故對噪聲幅值譜特性進行分析。由圖3可知，Ma0.4和Ma0.6為壓縮機出口噪聲高于和低于壓縮機進口噪聲的2種典型工況，故對Ma0.4和Ma0.6工況下壓縮機進出口氣動噪聲的幅值譜特性進行分析。根據(jù)表1和表5可以計算得出,Ma0.4和Ma0.6工況對應的一階BPF的頻率分別為707.6 Hz和969.5 Hz。根據(jù)壓縮機設計參數(shù)和(5)～(6)式計算獲得的Ma0.4和Ma0.6工況下模態(tài)傳播特性隨頻率的變化規(guī)律分別如圖4和圖5所示。

式中:Jm和Ym分別表示第一類和第二類貝塞爾函數(shù);κmn為管道模態(tài)特征值;rH和rD分別表示壓縮機輪轂和機殼半徑。

圖4 截通狀態(tài)最大周向與徑向模態(tài)階數(shù)(Ma0.4)

圖5 截通狀態(tài)最大周向與徑向模態(tài)階數(shù)(Ma0.6)

根據(jù)Tyler和Sofrin發(fā)展的經(jīng)典管道噪聲模型可知,由Z個動葉和V個靜葉相互干涉產(chǎn)生的周向聲模態(tài)的模態(tài)數(shù)m可用(7)式表示。

m=hZ±sV

(7)

式中：h表示基頻和它的諧頻；s為任意整數(shù)。

由(7)式計算得到Ma0.4工況和Ma0.6工況前五階BPF對應的最低周向模態(tài)階數(shù)如表6所示。綜合圖4和圖5可知,基于當前葉片數(shù)以及流動條件,壓縮機第一階BPF對應的單音噪聲可被有效截斷,而第二階BPF和第四階BPF對應單音噪聲被截斷的最少。

表6 最低周向模態(tài)階數(shù)

2.2.1Ma0.4工況

圖6和圖7反映了Ma0.4工況下壓縮機進、出口噪聲的幅值譜特性。由圖6可知,Ma0.4工況下壓縮機進口噪聲中第一階BPF和第二階BPF對應的單音噪聲的能量相近(相差約1.3 dB);由圖7可知,Ma0.4工況下壓縮機出口第一階BPF對應單音噪聲遠弱于第二階BPF對應的單音噪聲(相差約17 dB)。出口第一階BPF單音噪聲遠低于高階BPF單音噪聲的原因為此壓縮機設計時合理地選擇了壓縮機動靜葉數(shù)目比,從而使得壓縮機第一階BPF單音噪聲在管道中傳播時處于截止狀態(tài)。進口噪聲的第一階BPF單音噪聲與第二階BPF單音噪聲聲壓級相近也表明合理的動靜葉數(shù)目比有效地降低了第一階BPF對應的單音噪聲的能量。

圖6 Ma0.4工況壓縮機進口噪聲頻譜特性

圖7 Ma0.4工況壓縮機出口噪聲頻譜特性

從圖6和圖7可以看出,Ma0.4工況壓縮機進、出口均存在一個頻率約為800 Hz的異常單音噪聲。在壓縮機進口截面上,此異常單音噪聲的能量遠小于各階BPF對應的能量。壓縮機出口截面上,此異常單音噪聲的能量僅小于第二階BPF對應的單音噪聲。盡管Ma0.4工況下,壓縮機進出口截面上均存在異常單音噪聲,但是占絕對主導的仍為各階BPF對應的單音噪聲。因此,Ma0.4工況下,壓縮機出口噪聲聲壓級高于進口噪聲聲壓級,符合壓縮機氣動噪聲一般規(guī)律。

對比圖6和圖7中的異常單音噪聲發(fā)現(xiàn)出口異常單音噪聲的能量遠高于同頻率壓縮機進口異常單音噪聲的能量(800 Hz單音頻率對應的異常噪聲值相差約15 dB),表明Ma0.4工況下異常單音噪聲的噪聲源可能更靠近壓縮機出口。

2.2.2Ma0.6工況

圖8和圖9展示了Ma0.6工況下壓縮機進出口氣流噪聲的幅值譜特性。由圖8可知壓縮機進口截面上第二階BPF對應的單音噪聲能量最高為122.66 dB,壓縮機出口前三階BPF對應的單音噪聲的能量基本相當,均在126 dB左右。從圖8和圖9可以發(fā)現(xiàn)壓縮機進出口氣動噪聲中存在大量異常單音噪聲。壓縮機進、出口截面上異常單音噪聲的最低頻率約為700 Hz(稱之為一階異常單音噪聲)。此外仍可在1 400 Hz,2 100 Hz等與700 Hz成倍數(shù)的頻率附近觀測到異常單音噪聲的存在(依次命名為二階、三階異常單音噪聲)。由于異常單音噪聲對應的頻率呈倍數(shù)關系,因此異常單音噪聲可能與壓縮機內(nèi)部轉(zhuǎn)動部件有關。由于壓縮機進、出口異常單音噪聲頻率相對應,Ma0.6工況壓縮機進出口異常單音噪聲源相同。

圖8 Ma0.6工況壓縮機進口噪聲頻譜特性

圖9 Ma0.6工況壓縮機出口噪聲頻譜特性

壓縮機進出口截面上異常單音噪聲自身特性存在差別。一方面壓縮機出口占主導的異常單音噪聲為一階異常單音噪聲,而壓縮機進口占主導的異常單音噪聲為二階異常單音噪聲。另一方面,壓縮機進口異常單音噪聲的能量遠高于壓縮機出口異常單音噪聲的能量。由于壓縮機進出口噪聲中異常單音噪聲占絕對主導地位,導致Ma0.6工況下壓縮機進口噪聲聲壓級高于出口噪聲聲壓級。由于壓縮機進口異常單音噪聲能量高于壓縮機出口異常單音噪聲能量,推測Ma0.6工況下異常單音噪聲源更靠近壓縮機進口。

由圖8可看出,壓縮機進口第一階BPF的能量遠低于第二階BPF對應的單音噪聲的能量,由圖9得知出口前三階單音噪聲能量相當,表明基于動靜葉數(shù)目比的聲截斷設計在Ma0.6工況同樣產(chǎn)生了作用。

2.2.3 其余各工況

與Ma0.4工況類似,Ma1.6工況對應的壓縮機進出口主導氣動噪聲為各階BPF對應的單音噪聲,而其余各工況下均存在與頻率呈倍數(shù)關系的占主導的異常單音噪聲。其余各工況下氣動噪聲的幅值譜特性圖不再列出。

2.3 異常單音噪聲源分析

由2.2節(jié)可知,除Ma0.4和Ma1.6工況外,其余各工況下壓縮機進出口氣動噪聲均受到高強度、異常的、與頻率呈倍數(shù)關系的單音噪聲影響,異常單音噪聲的產(chǎn)生與壓縮機旋轉(zhuǎn)部件相關,且異常單音噪聲源靠近壓縮機入口。

仔細分析壓縮機設計特征發(fā)現(xiàn),壓縮機第一級動葉展弦比高達3.5,壓縮機制造時采用304不銹鋼葉片(設計用材為碳纖維)。異常單音噪聲可能與高展弦比葉片在周期性非均勻流場激勵下產(chǎn)生振動有關。氣流經(jīng)過第一拐角段、壓縮機入口9片支撐片和54片進口導葉形成的尾跡是第一級動葉入口周期性非均勻流場形成的主要原因。其中上半部分機殼中的4片支撐片在結構上是冗余的。為辨別異常單音噪聲源,將此4片支撐片移除后對壓縮機進出口氣動噪聲進行重新測試。

圖10和圖11給出了移除支撐片后Ma0.6工況下壓縮機進出口氣動噪聲的幅值譜特性。對比圖8和圖9可以發(fā)現(xiàn)Ma0.6工況下壓縮機進出口氣動噪聲中異常單音噪聲成分顯著減小。除700 Hz處仍有占主導地位的異常單音噪聲外,未見其他占主導地位的異常單音噪聲。相比于未移除支撐片工況,移除支撐片后,700 Hz對應的異常單音噪聲能量顯著降低。另外,圖10和圖11中可以見到形成了頻率為500 Hz的新的非主導性異常單音噪聲,且存在與之二倍頻對應的單音噪聲,此噪聲的生成可能與移除上機殼4片支撐片形成的新的非均勻流場有關。基于此,可以初步判斷壓縮機異常單音噪聲與第一級動葉在周期性非均勻流場作用下產(chǎn)生的振動有關。

圖10 Ma0.6工況壓縮機進口噪聲頻譜特性

圖11 Ma0.6工況壓縮機出口噪聲頻譜特性

從圖10和圖11發(fā)現(xiàn),當異常單音噪聲的主導地位降低時,各階BPF對應的單音噪聲的能量變化規(guī)律發(fā)生顯著變化。圖9中第一階BPF和第二階BPF對應的能量相當,但圖11中顯示第一階BPF單音噪聲對應的能量遠低于第二階BPF對應的單音噪聲的能量。表明壓縮機入口流場可顯著影響壓縮機單音噪聲能量分布以及聲截斷效應。

從圖6～11所呈現(xiàn)的幅值譜特性中發(fā)現(xiàn),低頻處存在一個隨著轉(zhuǎn)速增加而能量增加的異常單音噪聲,相同轉(zhuǎn)速下,出口處此噪聲聲壓級高于壓縮機進口對應的噪聲聲壓級約為5.0 dB。由于該異常噪聲頻率不隨轉(zhuǎn)速變化,而能量隨著轉(zhuǎn)速的增加而增加,初步推測此頻率異常單音噪聲可能由壓縮機結構或壓縮機基礎的振動引起，也可能由兩者共同引起。

3 結 論

1) 除Ma0.4和Ma1.6外,壓縮機進出口噪聲中存在異常單音噪聲;試驗研究表明周期性非均勻入口流場作用下誘導高展弦比葉片振動是異常噪聲的主要來源之一;

2) 合理選擇壓縮機動靜葉片數(shù)目比,可有效截斷壓縮機第一階BPF單音噪聲。但受真實流動條件的影響,截斷效應無法完全抑制第一階BPF對應的單音噪聲向壓縮機上下游傳遞;

3) 極低頻處的異常噪聲聲壓級隨著壓縮機轉(zhuǎn)速的增加而增加,該異常噪聲在出口處的聲壓級高于其在進口處對應的聲壓級約5 dB,異常噪聲可能由壓縮機下游結構或壓縮機基礎振動引起，也可能由兩者共同引起;

此外由于此次試驗未開展對比試驗,因此難以量化采用100%級間距因子帶來的效益。由于異常噪聲仍未完全消除,需要開展進一步更加系統(tǒng)與深入的測試分析。