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汽車空調(diào)的氣動噪聲分析與降噪方案設(shè)計

2020-05-09 23:04:19·  來源：2019 汽車空氣動力學分會學術(shù)年會  
　
徐鵬, 趙玉壘長城汽車股份有限公司摘 要：氣動噪聲是汽車空調(diào)最主要的噪聲源之一，本文以工程實際應(yīng)用需求為出發(fā)點，通過數(shù)值仿真和試驗相結(jié)合的方法，開展在研
徐鵬, 趙玉壘
長城汽車股份有限公司
 
摘 要：氣動噪聲是汽車空調(diào)最主要的噪聲源之一，本文以工程實際應(yīng)用需求為出發(fā)點，通過數(shù)值仿真和試驗相結(jié)合的方法，開展在研車型空調(diào)系統(tǒng)氣動噪聲的研究。運用寬頻噪聲源模型和計算氣動聲學方法（CAA），對某汽車空調(diào)系統(tǒng)的氣動噪聲進行數(shù)值模擬仿真，得到空調(diào)內(nèi)部的噪聲源分布情況，仿真和試驗的頻譜變化趨勢比較吻合，風量最大偏差 3.5%。依據(jù)數(shù)值仿真方法和試驗，給出了風道的造型優(yōu)化、蝸舌結(jié)構(gòu)的改變、風道包裹吸音棉等降噪措施，為空調(diào)低噪聲設(shè)計預(yù)估提供了簡潔手段，可有效快速的指導(dǎo)工程應(yīng)用。
 
關(guān)鍵詞：空調(diào)；噪聲；仿真和試驗；降噪
 
00引 言
隨著人們對汽車舒適性的要求越來越高，車內(nèi)噪聲問題成為消費者關(guān)注的焦點[1]，除了發(fā)動機噪聲和輪胎噪聲以外，汽車空調(diào)噪聲是車內(nèi)的主要噪聲源之一[2]，尤其新能源汽車沒有傳統(tǒng)發(fā)動機產(chǎn)生的背景噪聲，空調(diào)系統(tǒng)的噪聲凸顯出來?？照{(diào)系統(tǒng)由進氣殼體、空調(diào)箱、鼓風機、風道和出風口組成， 產(chǎn)生的氣動噪聲是主要噪聲源[3]，為此，分析空調(diào)的氣動噪聲，提出降噪改進措施，顯得尤為重要。
 
本文針對某在研車型的空調(diào)系統(tǒng)進行了氣動噪聲仿真，搭建了鼓風機、空調(diào)箱、蒸發(fā)器、風門、風道、出風口等空調(diào)系統(tǒng)部件的計算模型，較為準確的給出了空調(diào)系統(tǒng)流場分布和氣動噪聲源分布， 并結(jié)合空調(diào)的臺架試驗，評估氣動噪聲的聲源計算，對鼓風機的蝸舌提出了降噪改進措施，為后續(xù)的車型提供參考。
 
01、氣動噪聲仿真分析的理論
氣動噪聲是研究在非定常流體下噪聲源的產(chǎn)生與聲音的傳播?？照{(diào)的氣動噪聲主要是鼓風機旋轉(zhuǎn)，在蝸殼、空調(diào)箱和風道內(nèi)產(chǎn)生強烈的壓力波動和渦流導(dǎo)致的噪聲。數(shù)值仿真分析將穩(wěn)態(tài) RANS 方法和瞬態(tài) CAA 方法相結(jié)合[4]，在保證計算精度的情況下降低計算量。穩(wěn)態(tài) RANS 方法用寬頻帶直接獲取噪聲信息，包括 Curle 噪聲源模型和 Proudman 噪聲源模型，準確判斷噪聲源的位置。瞬態(tài) CAA 方法求解氣動噪聲的產(chǎn)生和傳播，通過指定監(jiān)測點，聲學信息可以直接從 CFD 結(jié)果提取。
 
1.1 Curle 噪聲源模型
Curle 噪聲源模型計算在低馬赫數(shù)情況下，對剛性表面上壓力產(chǎn)生的輻射聲壓進行積分[5]，得到邊界層表面產(chǎn)生的偶極子噪聲源，可表示固體邊界在流體上產(chǎn)生的波動表面壓力。Curle 模型針對的噪聲源為偶極子聲源，每個單位表面對整體噪聲聲功率的貢獻量，在優(yōu)化分析中，常用來篩選改進方案，評估噪聲源位置和近似的分貝值。
 
1.2 Proudman 噪聲源模型
Proudman 噪聲源模型采用統(tǒng)計方法，在低馬赫數(shù)和高雷諾數(shù)情況下，分析了各向同性湍流的體單元產(chǎn)生的噪聲[6]，其針對的噪聲屬于四極子聲源。Proudman 噪聲源是寬頻噪聲，能單一表達流體在湍流過程中的聲功率強弱，可進行兩組方案的對比或一個方案中不同部位的對比，快速識別早期設(shè)計的噪聲缺陷，不具有數(shù)值的絕對準確性。
 
1.3 計算氣動聲學方法（CAA）
計算氣動聲學方法的基本思想是，在噪聲源位置的流體流動和聲音的傳播都是流動現(xiàn)象，對流場進行求解的過程中也對壓力脈動進行充分的瞬態(tài)求解，計算出噪聲的產(chǎn)生與傳播[4]。通過指定測試點所有的聲學信息，可直接從流場結(jié)果中提取，聲壓級表示為
 
式中：p?為脈動壓力，p0=2×10 -5 為參考壓力（Pa）。
這種方法不需要引入額外的聲學模型，只需記錄測試點的壓力脈動信息，考慮了噪聲的反射、散射、共鳴等物理現(xiàn)象，聲壓級可通過頻譜分析來確定，對不同空調(diào)的氣動噪聲源進行預(yù)測，更好的理解噪聲產(chǎn)生和傳播的機理。

02、模型建立及數(shù)值仿真
空調(diào)的傳統(tǒng)設(shè)計方法主要依靠經(jīng)驗，隨著氣動噪聲理論的飛速發(fā)展，數(shù)值仿真已成為對空調(diào)開發(fā)設(shè)計的一種重要方法。在汽車空調(diào)設(shè)計初期，通過對空調(diào)進行分析，快速提出改進方案。
 
2.1 數(shù)值計算方法
空調(diào)系統(tǒng)包括濾芯、風機、空調(diào)箱、風門、蒸發(fā)器、風道和出風口等，圖 1 為某車型的空調(diào)系統(tǒng)仿真模型，主要研究在吹面模式下的氣動噪聲，出風口的格柵處于正交方向?？照{(diào)內(nèi)部結(jié)構(gòu)復(fù)雜，在保證計算結(jié)果準確的前提下，對模型適當簡化，刪掉短邊和合并碎面，采用三角形的面網(wǎng)格，網(wǎng)格大小 0.5mm~2.0mm。考慮邊界層的影響，在零部件表面生成三層棱柱網(wǎng)格，生成的體網(wǎng)格為六面體，網(wǎng)格數(shù)量約為 2200 萬。
 
計算域采用大氣壓力入口和大氣壓力出口，風機轉(zhuǎn)速為試驗測量的空調(diào)最高檔內(nèi)循環(huán)工況下的轉(zhuǎn)速，即 3355rpm。為了模擬旋轉(zhuǎn)的風機葉片，將計算域劃分為旋轉(zhuǎn)域和靜止域，旋轉(zhuǎn)域由葉輪和圓柱區(qū)域之間的空氣組成，靜止域是圓柱區(qū)域外部的空氣域，通過 interface 命令實現(xiàn)旋轉(zhuǎn)域與靜止域的數(shù)據(jù)傳遞。將空調(diào)系統(tǒng)的紙濾芯和蒸發(fā)器簡化成多孔介質(zhì)，壓降特性來自供應(yīng)商提供的試驗數(shù)據(jù)。
 
空調(diào)系統(tǒng)內(nèi)部的流動為完全發(fā)展的湍流，流體為可壓縮氣體，壓力與速度耦合采用 SIMPLE。穩(wěn)態(tài)計算采用標準 k~ε 模型和多重坐標參考系技術(shù)， 計算收斂的穩(wěn)態(tài)結(jié)果作為瞬態(tài)計算的初始值，瞬態(tài)計算采用 LES 模型和滑移網(wǎng)格技術(shù)，瞬態(tài)求解的時間步長 5×10 -5s，計算總時間 2s，由于流場從震蕩到穩(wěn)定有一個過程，采樣時間從 1s 開始，得到不同位置的噪聲特性。為了便于后續(xù)的分析和試驗對比， 在空調(diào)的出風口位置監(jiān)控各風道的風量，在距出風口 10cm 處布置聲壓監(jiān)測點（P1~P4），方向為出風口中心斜向下 45°。
 
2.2 仿真值和試驗值對比
為了驗證數(shù)值計算方法和模型，并量化氣動噪聲的仿真結(jié)果，在全消音室內(nèi)搭建了空調(diào)系統(tǒng)的臺架，如圖 2 所示。試驗用的測試設(shè)備主要包括 LMS 數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)、風速儀、1/2 英寸傳聲器單元等， 試驗前使用標準聲學校準器（114dB 和 1000Hz）對傳聲器進行校準，采樣帶寬≥12800Hz，分辨率 1Hz， 輸出格式為線性自功率譜。試驗過程中，應(yīng)保證空調(diào)系統(tǒng)各部件牢固的固定在總成上，避免發(fā)生振動，產(chǎn)生不必要的振動噪聲。試驗與仿真的工況相同，傳聲器單元布置在出風口位置，通過穩(wěn)壓電源給定空調(diào)系統(tǒng)的電壓和電流，使風機轉(zhuǎn)速達到七檔內(nèi)循環(huán)的工況。
 
表 1 為出風口的仿真和試驗結(jié)果比較，仿真結(jié)果和試驗測試偏差較小，最大誤差 3.5%，由此可見， LES 模型具有較高的精度，可滿足工程計算的要求。
 
圖 3 為試驗和仿真的聲壓頻譜對比，可以看出， 兩者存在一定的誤差，但是仿真結(jié)果的變化趨勢和試驗結(jié)果較為吻合?？紤]到試驗過程存在一定的測試誤差，并且在仿真過程中，對計算模型做了很多的簡化和假設(shè)，如紙濾芯和蒸發(fā)器處理成多孔介質(zhì)，因此誤差在合理范圍內(nèi)，可應(yīng)用仿真模型和數(shù)值方法進行空調(diào)系統(tǒng)的降噪改進的研究。
 
2.3 數(shù)值計算結(jié)果
圖 4 為 Curle 表面聲功率圖，可用于計算偶極子聲源產(chǎn)生的原因，可以看出，在空調(diào)系統(tǒng)主要部件中， 風機對應(yīng)的聲壓級最大，總聲壓級為60~85dB，在空調(diào)箱和風道表面，局部聲壓級為87dB。圖 5 為空調(diào)系統(tǒng)表面的 dp/dt 分布圖，dp/dt 為偶極子聲源的積分項，它的分布代表了噪聲源強度和分布情況，可以看出，噪聲大的位置與靜壓梯度大的位置相對應(yīng)。
 
 
圖 6 為 Proudman 聲功率圖，可很直觀地看出空間聲源的強弱分布，指示四極子噪聲源，在風機和風道內(nèi)存在較大的四極子噪聲，可達 79dB。如圖7 所示，風機是整個空調(diào)系統(tǒng)流動最為紊亂的區(qū)域， 也是聲源較大的地方，風道內(nèi)部存在氣流分離且旋轉(zhuǎn)。在氣流分離嚴重的位置，存在較大渦流，渦流分布區(qū)域與四極子噪聲分布區(qū)域基本相同，可見噪聲的產(chǎn)生在一定程度上與渦的產(chǎn)生呈對應(yīng)關(guān)系。
 
03、空調(diào)的降噪方案設(shè)計
3.1 風道的造型設(shè)計
在風道設(shè)計時，需對氣流的流動方向合理的引導(dǎo)，避免大尺度和小尺度的渦流，減小氣流分離， 降低氣動噪聲。最基本的設(shè)計方法是優(yōu)化風道的造型設(shè)計，經(jīng)過多輪計算和對比分析，最終得到的吹面風道結(jié)構(gòu)，如圖 8 所示。圖 9 和圖 10 為風道內(nèi)寬頻噪聲的計算結(jié)果，在左側(cè)兩根風道內(nèi)，優(yōu)化方案明顯降低了的四極子噪聲源。
 
根據(jù)瞬態(tài)計算，得到圖 11 和圖 12 的頻譜曲線。通過優(yōu)化風道的造型設(shè)計，在頻率大于 3000Hz 時， 優(yōu)化方案的氣動噪聲明顯降低。
 
 
3.2 蝸舌的改進[7]
蝸舌位置是風機內(nèi)部流動較復(fù)雜的區(qū)域，蝸舌位置的壓力脈動明顯，流動紊亂，局部流速大，因此蝸殼位置的氣動噪聲最為突出[8]。如圖 13 所示， 改變蝸石的形狀（小圓角、大圓角和平角），研究不同的蝸舌對氣動噪聲的影響。
 
圖 14 為不同蝸舌的仿真流線圖。從仿真結(jié)果看，蝸舌為平角后，內(nèi)部流動分離明顯減少，大渦消失，流動情況改善顯著，有利于降低氣動噪聲。此外，蝸舌為大圓角后，渦流強度增大，是誘導(dǎo)振動的重要原因，不利于噪聲的控制。
 
根據(jù)仿真模型，加工了三種不同結(jié)構(gòu)的蝸舌（大圓角、小圓角和平角），驗證蝸舌的效果。圖15 為空調(diào)中間風擋的試驗結(jié)果，蝸舌由大圓角改為平角，除了 150Hz~220Hz 和 650Hz~1350Hz 的聲壓降低不明顯，其他頻段的聲壓降低明顯，因此通過優(yōu)化蝸舌的結(jié)果，可降低氣動噪聲。
 
3.3 風道表面包裹吸音棉
對吹面風道包裹吸音棉（規(guī)格 600g/m2，厚度15mm），如圖 16 所示，驗證整車空調(diào)的降噪效果，測試點位于駕駛員右耳，空調(diào)風道以高密度聚乙烯（HDPE）為主要原料吹塑成型，厚度 2mm。
 
表 2 給出了風道包裹吸音棉的測試結(jié)果，在空調(diào)中間風檔時，總聲壓級降低了 1.2dB（A），語音清晰度提高了 0.8%AI，可明顯降低聲壓級，提高了聲品質(zhì)。圖 17 為包裹吸音棉前后的噪聲頻譜曲線， 可以看出，吸音棉對整個頻段的聲壓均有影響，改變了頻譜曲線的聲壓峰值，頻率大于 1415Hz 的時候，聲壓降低明顯，說明吸音棉對中高頻的噪聲影響較大。由于風道包裹吸音棉可明顯降低噪聲，在車型設(shè)計階段，建議對風道包裹吸隔聲材料。
 
04、結(jié) 論
本文通過數(shù)值仿真和具體的試驗測試，結(jié)合氣動噪聲仿真的理論，確定了氣動噪聲的仿真分析流程和方法，同時考慮了表面壓力波動的偶極子噪聲和空間渦流的四極子噪聲，可應(yīng)用于空調(diào)系統(tǒng)的降噪方案設(shè)計，快速找出措施，加快產(chǎn)品開發(fā)周期。優(yōu)化風道造型，以及改進蝸舌的結(jié)構(gòu)，在整個頻段內(nèi)，均降低了空調(diào)噪聲，為空調(diào)系統(tǒng)的設(shè)計提供了改進方向。風道包裹吸音棉，可以降低總聲壓級1.2dB（A），語音清晰度提高了 0.8%AI，頻率大于1415Hz 的聲壓明顯降低，對于中高頻噪音的抑制有明顯效果。這些降噪方案較好的降低了空調(diào)噪聲， 具有重要的實用價值，為降低汽車空調(diào)噪聲提供了數(shù)據(jù)支撐。
參考文獻
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