車用空調進風結構的優化與進風噪音的改善

馬 馳

（上汽大眾有限公司，上海 201805）

1 概述

1.1 鼓風機總成的定義

通常來說，一臺完整的乘用車空調必然擁有一個鼓風機總成以達到吸入外界空氣的作用。而鼓風機總成在業界內通常由以下幾個零部件所組成：鼓風機馬達（電機），鼓風機馬達支架，鼓風機葉輪（多為離心式葉輪），鼓風機蝸殼等。（如圖1所示）：

圖1 鼓風機總成分解圖

其中，電機馬達是鼓風機的動力來源，也通常是空調噪音的主要來源之一，但本文主要討論進風風噪，故在此不作詳細介紹。而馬達外殼支架則是固定馬達，并通常會帶有減振部件以降低馬達振動所產生的噪音，同樣本文也不進行討論。而葉輪以及蝸殼則組成了所謂的進風結構，即為本文所展開討論及優化的對象。

1.2 空調進風總成的定義

空調進風總成主要由：進風殼體、內/外循環風門、鼓風機殼體、鼓風機總成、過濾芯（選裝）等組成，如圖2所示。簡言之，氣流從進風口直到被甩出鼓風機葉輪全程流經進風總成的各主要零部件。

圖2 空調進風總成

該總成通過外循環風或者內循環風的切換，在空調中起到切換進風來源的作用。特別是本文所研究的進風總成裝配了過濾芯，故進風狀況則更加復雜。

1.3 進風噪音的產生原理

鼓風機葉輪的高速旋轉，使得葉輪中間產生真空區，從而外界空氣被大氣壓擠壓進葉輪，然后再通過蝸殼的漸開線結構壓縮空氣的體積，使其產生一定的速度進而“甩”出蝸殼。空氣進入鼓風機總成的氣流組織形式如下圖3所示：

圖3 鼓風機總成吸風簡圖

在空氣壓縮并加速的過程中，如果鼓風機轉速保持一個恒定狀態，則吸入的風量將為恒定，則此時由于風速的不同，空氣在蝸殼的空腔內通常由于以下三種原因而產生各類噪音。

（1）由于空腔截面積過大而放大氣流所產生的噪音；

（2）由于空腔內結構不合理而造成氣流出現局部漩渦而生產的噪音；

（3）由于空腔截面積過小而使得風速過快，產生較大的風噪。

1.4 空調噪音實驗及進風噪音的評價

對空調的噪音評價除了測試整體產生的聲強等級（即由進風、出風以及鼓風機馬達的電磁噪音所組成的綜合聲強，單位為dB(A)），同時也會對各種類型的階次噪音（注：在旋轉和往復式機械中，載荷的變動和運動部件的缺陷會引起振動，并相應的輻射噪聲。）進行掃頻分析，以確定整個空調總成中因結構缺陷所產生的噪音來源。而一般來說，各階次噪音只要不大于 [總成噪音-10dB(A)]的范圍，則該類型的噪音便不能被人耳所識別。

圖4 掃頻階次噪音實驗結果圖（改善前）

例如圖四所示實驗結果顯示，紅色方框內超出臨界噪音范圍的階次噪音，在中低轉速區域可能會被人耳所辨識，對乘客舒適度產生影響。本文中所討論的進風噪音主要針對43階次噪音展開分析。

1.5 空調內階次噪音的其他評價方式

除了上節中所介紹的掃頻實驗方法以外，通常還會通過“坎貝爾”圖來標示階次噪音，如圖5所示：

圖5 “坎貝爾”圖（改善前）

所謂“坎貝爾”圖，即是鼓風機轉速與頻率的一種對應關系圖，而圖中各區域內的亮度即代表振動強度。故高亮的區域內即為異常的振動強度。同時，圖五方框中的亮線即表示為該階次下（即同倍頻下）有較為明顯的振動，而這樣的共振便會產生明顯的、可辨識的噪音或者異響。

因此，通過“坎貝爾”圖，可以較為明顯的體現出階次噪音，并通過對應的振動頻率，可以較為快速地篩選并找到對應的共振零件，從而進行有針對性的改善。

2 問題的發現及設計改善

2.1 噪音實驗

車用空調總成的噪音實驗需在全消音室內進行，其工況如表1所示：

表1 噪音實驗工況條件

根據上述實驗工況得出上文所示圖四，從曲線明顯看出，43階次噪音在中低轉速的區域（紅色方框區域）內有明顯的尖峰（藍色突起部分），并且很容易被人耳所感知，整車的舒適度也會因此而降低。而圖五“坎貝爾”圖的測試結果也可以看到，43階次噪音在圖中呈現為高亮連續的曲線，即表明在43階次的倍頻率段內有明顯的空氣振動，此類振動所導致的異響或聲音將會比較明顯。由于該檢測到的43階次噪音為進風噪音，其聲強也會隨著進風風量的增加而增大。因此，在車速較快的行車工況下，43階次噪音會影響乘客的舒適度。

2.2 結構分析

通過對實驗結果的分析可知，影響進風噪音的主要因素為進風結構，諸如進風口與出風口之間的角度、過濾芯與鼓風機葉輪間距等。由于受到整車環境的限制，進風口以及過濾芯位置通常是無法改變的。因此，在實際設計過程中往往通過調整葉輪與蝸殼之間的結構來優化進風狀態。

圖6 原空調進風結構截面圖

分析空調的進風結構可知，如圖六所示為了將導風環的環面朝葉輪方向做適當的深入，以便氣流能夠盡可能的沿著預設定方向進入葉輪的漸開線面，所以在鼓風機葉片頂端面設計了一個較大的斜角，進而滿足鼓風機的性能要求。但是為了避免葉片與導風環的碰擦風險，從設計上必須在導風環與葉片間預設一個較大的間隙。然而在鼓風機中低速運轉時，由于無法產生足夠的負壓，導致部分進風沿葉片端面與導風環的間隙散逸，從而造成中低轉速時的階次噪音（中低頻率段）。

2.3 CFD模擬分析

進一步通過對進風結構的 CFD分析得出風速異常的區域，從而提出有效的結構優化方案。其中模擬參數設定同實驗工況保持一致（見表1），以此確保模擬結果與實驗之間的可比性。經過計算機模擬分析后，其結果如圖7所示：

圖7 進風殼體總成CFD模擬結果（改善前）

從上圖中可以看出，靠近葉輪與殼體之間的部分顯示為紅色，意味著在該區域中風速很高。而過高的風速便容易產生過高的風噪，這就是43階次噪音產生的一個重要原因。

2.4 結構的改善

通過結構分析可知，為了避免葉輪頂端與導風環之間的進風風速過高，必須增加該處的阻力，使進風氣流能夠沿著預定的流動軌道進入葉輪，同時適當增大進風截面積，以保證在相同進風風量的情況下得到較低的風速。優化后的進風結構（導風環和葉片）如圖8所示：

圖8 空調進風結構截面圖（改善后）

優化后的新結構將葉輪頂部的斜角改為了直角內陷結構，并且在減小了導風環倒角的同時又增加了其長度，使葉片頂端與導風環間的通風截面積相應增大，且增加了此處的阻力。另一方面在葉輪外側增加防散逸環，使該部分的阻力進一步增加，從而更有效的減少進風散逸性。

2.5 新結構驗證

對改善后的進風結構在相同工況條件下再次進行 CFD分析，結果如圖9所示。

圖9 進風殼體總成CFD模擬結果（改善后）

從CFD結果分析可知，鼓風機葉片與蝸殼的間隙處風速已得到了明顯降低，意味著優化方案有效。再對新結構的快速樣件進行驗證，實驗數據如圖10所示，可見在鼓風機中低速運轉時，43階次噪音得到了有效的抑制，并且在全程轉速下，43階次噪音均未超過臨界值。

圖10 掃頻階次噪音實驗結果圖（改善后）

再通過下圖11的“坎貝爾”圖掃頻結果來看，原先高轉速區域內，低頻段中43階次噪音的高亮曲線已經消失，這就說明該階次下的聲響已不被人耳所辨認了。

圖12 “坎貝爾”掃頻實驗結果（改善后）

綜合分析CFD結果及兩項實驗數據，表明該進風結構的優化方案有效可行。

3 結語

從新老進風結構的對比可以看出，減少進風噪音的主要途徑是抑制葉輪頂端與蝸殼殼體上部的進風散逸，即增加該處的阻力，同時在有限的邊界條件下盡可能地增加通風截面積，從而有效降低進風散逸噪音。

本文通過對原結構實驗分析，CFD模擬，數模改進，制作快速成型樣件，再實驗驗證新結構等循序漸進的優化方法，一步步地發現問題，分析問題，改善問題，再驗證方案。

通過本文的研究和總結而知，在設計開發初期應注意進風結構設計中對進風逸散橫截面大小的處理，從而在設計階段盡可能的消除產生進風噪音的根源。同時在項目初期輔以CFD的流場分析方法，找出氣流的高速區域和振動區域，從而有助于結構的聲學優化設計。

[1] 潘旭峰.現代汽車電子技術,北京理工大學出版社,1998.8.

[2] 閻超編著.計算流體力學方法及應用,北京航空航天大學出版社,2006.6.

[3] 姚征.離心式通風機數值模擬計算,上海理工大學,葉輪機械與流體工程研究所,2008.3.

[4] 劉占峰,宋力,趙丹平.汽車空調,北京大學出版社,2011.1.

[5] （美）Malthew Harrison,李惠彬,上官云飛譯.汽車噪音與振動控制,機械工業出版社,2009.6.