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整车环境下汽车空调系统气动噪声分析
2020-08-08 00:44:13· 来源：汽车CFD技术之家 作者：邹春一，杨志刚，李启良，钟立元
摘要：针对汽车空调(Heating, Ventilation, and Air-Conditioning，HVAC)存在噪声过大导致舒适性较差的问题，通过试验为主、数值仿真为辅的方法对整车环境下空调系统气动噪声进行了研究。研究发现，空调系统产生的气动噪声呈宽频噪声特性。整车环境下空调系统辐射出来的噪声量级比自由场环境高11.7 dB(A)，声压级较大的频带更宽，呈现出明显的混响场特征。在空调风机转速为7 档、内循环工况时，测点C 处的总声压级高达67.9 dB(A)，超过企业内部标准要求1.9 dB(A)。风机是主要噪声源，应在后期降噪中加以控制。由于乘员的阻挡和衣物的吸声，乘员舱空间缩小，坐有乘员时相同测点的总声压级小1.5 dB(A)，在125 Hz 以上各频率段的声压级均有不同程度的降低。文中研究可为明确空调系统在乘员舱的声辐射特性和空调系统噪声控制提供参考。
0 引 言
随着物质生活水平的提高，汽车空调在满足制冷和取暖需求的同时，产生的气动噪声也逐渐受到关注。汽车空调气动噪声主要来源于风机和风道，既包括风机周期性旋转产生的离散噪声和宽带噪声，也包括气流与风道相互作用产生的噪声。由于流场复杂性，尚未明确流动对声源的影响：同时复杂的声场导致其噪声传播机理有待进一步研究。随着对乘员舱舒适性的要求越来越高，很多汽车空调系统出现噪声超标问题，因此，有必要通过试验和仿真手段进行深入研究。
近年来，国内外针对旋转机械开展了一些试验和仿真研究。在试验方面，A. Broatch等[1]采用单传感器法和多传感器法测量了离心压缩机内的气动噪声。刘波等[2]利用动态压力传感器测量了一台单级轴流压缩机转子叶尖间隙非定常压力脉动，发现主频的峰值随着转速的增加而升高，随着出口背压的提高而降低。代元军等[3]在不同尖速比条件下，利用声阵列法对S系列翼型风力机的叶尖区域噪声进行了测试，揭示了叶尖涡流动特性与气动噪声特性之间的关系。在仿真方面，杨振东等[4]采用大涡模拟(Large Eddy Simulation，LES)和Ffowcs Williams-Hawkings (FW-H)方程计算了汽车离心风机的气动噪声。康强等[5]通过分离涡模型(Detached Eddy Simulation，DES)计算离心风机内部的非定常流动，然后采用Lighthill方程变分形式求解风机内外空间的声场分布。M Kaltenbacher等[6]利用DES 和LES分别计算了一侧通道风机的流场，随后基于有限元法，利用Perfect Match Layer技术预测远场声辐射。针对空调系统，特别是整车环境下的空调系统气动噪声研究较少，仅查找到N. Hammad的文献[7]，文中通过改变风机转速、空调开关状态等探讨空调对车内噪声的影响。
为此，有必要对整车环境下汽车空调系统的气动噪声展开研究。以某噪声超标的汽车空调系统为原型，测量它在不同工况下各测点的声压，了解其噪声分布特性。在此基础上，通过非定常流动仿真，了解空调系统内部和乘员舱内的流动情况，找到流场脉动剧烈的位置，为后续声学计算和降噪研究提供基础。
1 研究方法
1.1 试验方法
为了探究空调系统在乘员舱的气动噪声特性，在前后排人耳位置布置6个测点，如图1所示。前排测点A、C 距出风口的水平距离为770mm，垂直距离为325mm；前排测点B 距中间出风口水平距离720mm，垂直距离195mm；后排测点与前排测点垂直高度相同，水平距离为975mm。测量工况包括内外循环、5 和7 档、空车和坐有4 名乘客，共计8种。
噪声测试系统由声传感器、校准器和数据采集系统组成，如图2 所示。声传感器采用B&K公司4189 型1/2 in(1 in=2.54 cm)传声器，数据采集利用HEAD ACOUSTICS 公司SQLAB III多通道数采系统，最大带宽为640 kHz。试验开始之前利用B&K标准声学校准器对测量设备进行了校准。标定后设定采样频率为48 kHz，采样时间为10 s。
1.2 仿真方法
为了探索乘员舱气动噪声超标原因、寻找主要噪声源，建立了带乘员舱的空调系统数值仿真模型，包括风机、过滤器、蒸发器、风道、座椅、仪表盘、车窗等，利用计算流体力学 (Computational Fluid Dynamics，CFD)方法确定噪声源的大小及其位置。空调系统的噪声以气动噪声为主，而气动噪声又源于系统内部强烈的非定常流动，因此可以通过求解流场的压力脉动来间接确定声源的位置。对计算域进行空间离散，风机叶片几何尺寸较小，面网格尺寸为1 mm；风机其它区域网格为2mm。过滤器和蒸发器采用多孔介质模型，网格尺寸为1.5mm。空调系统其它区域网格为3mm左右。乘员舱网格为15mm，如图3所示。体网格采用Trimmer(切割体)结合Prism layer(棱柱层)策略。y+是壁面距离的无量纲量，采用DES模型时，y+应控制在1以内。体网格共生成770万个，其中壁面生成了4层棱柱层网格，满足y+≈1的湍流模型要求。
使用STAR-CCM+进行非定常流动计算。计算域进口为Stagnation Inlet，静压为0Pa。过滤器和蒸发器采用多孔介质模型，其压降特性由供应商提供的试验数据得到。出口边界条件为压力出口，参考压力为标准大气压。定常计算时，风机采用多参考坐标系法；非定常计算时，风机采用滑移网格法。转速为345 rad·s-1，对应7档外循环工况。
首先采用定常可压缩SST k-ω湍流模型和理想气体状态方程求解，待稳定后改用SST-IDDES模型求解瞬态可压流场。空间离散格式为混合中间差分，时间离散格式为二阶。时间步长为2.5×10-5s，对应风机转动0.5°所需要的时间。当计算时间进入到0.25s后，流动状态达到动态平衡，开始采集流场脉动数据，共采集0.25s。
2 噪声结果分析
对测点进行声压级频谱分析，得到空调系统在不同工况下运转产生的噪声在各个测点位置的声压级大小，寻找不同循环模式和档位带来的噪声差异。首先比较空调系统在自由场和乘员舱的声辐射，接着分析测点在内、外循环状态下的噪声特性，与此同时选取外循环工况，比较5档和7档对应的测点声压级频谱，最后以7档外循环工况为例，评估乘员对噪声的影响。各测点的声压级在5000Hz以后呈现急剧衰减的趋势，说明乘员舱内的噪声能量主要集中在5000 Hz内，因此本文只考虑50～5000 Hz频段内的声压分布。
2.1 自由场与乘员舱
在自由场环境与乘员舱封闭空间情况下，试验所得测点A的声压级在50～5000Hz频段的线性谱对比如图4所示。自由场的测试结果来自该空调系统的台架试验，具体可参考文献[8]。测点A在乘员舱内的总声压级为62.0dB(A)，而在自由场情况下总声压级为50.3dB(A)，相差达11.7dB(A)。由图4也可明确看出，乘员舱内的噪声强度远高于自由场的声辐射强度。在50～1500Hz频段内两者的声压级在变化趋势和幅值上均有很大差异。自由场环境下这一频段的声压幅值呈上升趋势，从150Hz起变化趋于平缓，声压级在30dB(A)上下波动。而乘员舱内的声场在50～110Hz频段声压级急剧增大，特别是在100～110Hz范围内。110～1500Hz频段内声压则呈现衰减的趋势。值得注意的是，在110～350Hz频段乘员舱内的声压级达到了全频段的最大值。1500Hz之后自由场环境和乘员舱对应的声场均表现为衰减的趋势，其中自由场声场衰减的速率更大。造成两种环境下声场出现明显差异的原因，可能是乘员舱作为一个封闭的有限空间具有混响特性，其壁面及内饰对声波传播有一定的影响。
2.2 内、外循环
在相同档位下，内循环模式产生的噪声高于外循环模式时的噪声约5dB(A)。以测点C 为例，其总声压级在7 档、内循环工况下高达67.9dB(A)，比企业内部标准要求的66dB(A)大1.9dB(A)；而在同档位外循环工况下总声压级为62.7 dB(A)，较内循环模式低5.2 dB(A)。内外循环的区别在于风机入口处的结构差异。图5 所示为空调风机转速调至7档时，不同循环模式下测点C、F的声压级在50～5000 Hz频段内的线性谱。由图5可知，在整个频段内，内循环模式对应的声压级均高于外循环，尤其集中在1000Hz 以下，同频率下声压级最大相差约8dB(A)。在150～2000 Hz内两者声压级分布规律有明显差异，在其他频段内的变化趋势则趋于一致。这说明空调系统风机入口处的流动状态对整个空调系统流场的改变有明显的作用，从而改变声源特性，进而影响乘员舱内的噪声强度和分布。
2.3 5档和7档
图6所示为外循环模式下空调分别调至5档和7档对应测点C、F的频谱。对同一个测点，档位变化，也就是风机转速的变化导致的风量变化基本不会改变测点的噪声分布特性，不同档位对应的声压级变化趋势一致，而声压级的量值随着转速的提高而增大，两个档位对应同一测点的声压级相差超过6dB(A)。空调系统的风机转速变化会使其基频发生改变，但并未对测点的声压级分布规律造成显著影响，可能是因为风机处的紊乱气流在通过过滤器、蒸发器的整流之后，再经风道流至空调出风口时流场特性有了较大的改变，同时风机处产生的噪声在向乘员舱传播的过程中，在风道内部分被吸收或阻隔，使得测点位置的噪声在频域上的分布与风机的噪声特性有明显差异。
比较同一工况下的测点声压级发现，测点C(前排偏右)的总声压级比测点D(后排偏右)高5dB(A)以上，可见乘员舱内的噪声分布不均匀，由于距离风机更近，前排座椅处的噪声要大于后排位置处的噪声。
2.4 乘 员
为了评估乘员对车内噪声的影响，在车内前后排坐有4个乘员。测量7档外循环工况下测点B、D的声压，结果如图7所示。7 档外循环工况下测点的总声压级至少降低了1.5dB(A)，声压级整体的变化趋势与没有乘员的情况一致，但在一些频段内出现了较明显的波动。从图7中可以看出，125Hz以下的声压级曲线在有无乘员的情况下几乎重合，说明乘员不会影响低频段的噪声。125 Hz以上频段内，坐有乘员后声压级在各频率下都有所减小，200～1500Hz频段声压级降幅较为明显，同一频率下最大相差至6dB(A)。1500～3000Hz频段内在坐有乘员的情况下波动略剧烈。乘员影响车内噪声的可能原因在于坐有乘员后一定程度上改变了乘员舱的空间结构，且衣物具有一定的吸声效果，进而影响了乘员舱的混响效果，总体上降低了人耳位置处的噪声量级。
3 声源分析
为了解空调系统在乘员舱流动状况，确定空调系统的主要噪声源，对带乘员舱的空调系统进行非定常流动数值仿真。图8为各出风口在乘员舱内涡量Q=5000s-2的等值面，具体可参见文献[9]。从图8中可以看出，出风口处流动呈现紊乱的小涡结构，体现宽带特征。前排各出风口涡流强度更大、区域更广，应是噪声的主要来源，在后续降噪中应加以重视。图9为计算得到的50～5000Hz频段内空调系统表面压力脉动级。由图9可知，对于整个空调系统而言，压力脉动级分布很不均匀。风机叶片处压力脉动级最大，达到140dB；而距离风机最远的各个出风口压力脉动级最小，仅80dB。压力脉动能量大部分集中在风机叶轮处，蜗壳和管道内的压力脉动也不可忽略。此外，由于右边风道离风机较近，表面压力脉动与左边风道相比量值稍大。考虑到不同循环模式下测点处的噪声特性呈现较大差异，可以确定风机是该空调系统的主要噪声源。气流与风道相互作用也是噪声源之一。后续降噪首先从风机入手，然后从风道，特别是出风口处进行控制，具体可从以下几个方面展开。一是在风机入口处的导风罩内铺设吸声材料，该位置有较大空隙，施加吸声材料能在不影响进风的情况下降低车内的噪声量级；二是可以考虑在空调风道内铺设吸声材料，将目前采用的PVC管改为PVC和无纺布的组合结构；三是改善空调系统的流场，通过减小流场脉动降低声源强度，从而减小车内的噪声辐射强度。这一点将在后续工作中进一步开展研究。
4 结 论
本文通过试验为主、仿真为辅的方法对带整车的空调系统气动噪声进行研究，得到以下结论：
(1) 与自由场辐射相比，空调系统流场和声场环境发生改变，相同测点噪声量值增大11.7dB(A)。其原因是舱内声场为混响场，固壁对声波具有吸收和反射作用；
(2) 坐有乘员时，相同测点在125Hz以上的声压级均比无乘员时小，总声压级小1.5dB(A)。其原因是乘员的阻挡和衣物的吸声，乘员舱空间缩小，混响效果减弱；
(3) 本文研究空调系统噪声在7档、内循环工况下的总声压级高达67.9dB(A)，超过要求1.9dB(A)，而且在乘员舱内的分布也不均匀。通过数值仿真发现，风机是主要噪声源，气流与风道相互作用产生的噪声是次要噪声源。而乘员舱内的噪声呈现明显的宽频噪声特性，有别于主要声源风机的离散噪声特性，说明风道对流动及噪声的产生与传播有重要影响，后续应综合考虑风机噪声和风道噪声的控制。
作者：邹春一，杨志刚，李启良，钟立元
1、上海市地面交通工具空气动力与热环境模拟重点实验室
2、同济大学上海地面交通工具风洞中心
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