汽車暖通空調系統鼓風機氣動噪聲傳遞特性分析＊

蔣孝文 黃燕 張凡 王洪強 張繼鑫

（1.西南交通大學，機械工程學院，成都 610031；2.南方英特空調有限公司，重慶 401120）

主題詞：汽車空調 HVAC系統 葉輪 氣動噪聲 階次分析

1 前言

車內噪聲已經成為重要的舒適性評價項目[1]，現代汽車外部噪聲已大幅降低，乘員艙密封效果也得到了顯著提高，汽車暖通空調（Heating,Ventilating and Air Conditioning，HVAC）系統的氣動噪聲逐漸成為車內主要噪聲源[2]。根據產生機理可將汽車HVAC系統噪聲分為氣動噪聲、電磁噪聲和機械噪聲。氣動噪聲來源于HVAC系統的鼓風機和風道[3-6]，是該系統正常工作時的主要噪聲源，因此，降低汽車HVAC 系統的氣動噪聲成為亟待解決的問題。

目前，針對汽車HVAC 系統氣動噪聲，研究者通過數值仿真與試驗驗證在噪聲特性和噪聲優化方面開展了大量研究。Cai J C等[7]通過數值仿真方法研究了離心風機的葉片通過頻率噪聲，結果表明，殼體的氣動噪聲、葉片氣動噪聲和流動引起的殼體振動輻射噪聲聲功率級分別為103 dB、93 dB 和79 dB。Chen J 等[8]應用大渦模擬（Large Eddy Simulation，LES）和直接邊界元方法的混合數值計算方法預測汽車HVAC 系統出風口風道產生的氣動噪聲，確定其噪聲特性為在370 Hz 處存在峰值的寬頻噪聲，并且發現中間風道對氣動噪聲的貢獻量最大。Madani V 等[9]試驗研究了空調系統的氣動噪聲，發現低頻噪聲由風道產生，500 Hz以上的高頻噪聲由風道和離心風機共同產生。李啟良等[10]從汽車空調的系統層面開展氣動噪聲的數值模擬，并通過整機臺架試驗驗證仿真結果。汪怡平等[11]利用LES 湍流模型和專業聲學軟件SYSNOISE 計算汽車空調出風管道氣動噪聲的傳播情況。這些研究都集中在對氣動噪聲的數值仿真，獲得其噪聲源與噪聲特性，鮮有文獻通過試驗的方法研究汽車HVAC 系統氣動噪聲特性及其傳遞特性。因此，通過試驗識別汽車HVAC 系統氣動噪聲源，分析其傳遞特性對于氣動噪聲的理論研究與優化具有十分重要的指導作用。

本文將采用試驗的方法，通過階次分析和頻譜分析，得出汽車HVAC 系統噪聲中的氣動噪聲特性，利用相干分析方法確定離散噪聲的來源，并采用隔振、隔聲、消聲和改變殼體阻尼的方法確定離散氣動噪聲的傳遞路徑，以期為汽車HVAC系統鼓風機氣動噪聲的優化提供切實可行的依據。

2 汽車HVAC系統

圖1所示為汽車HVAC系統及鼓風機總成結構，鼓風機與風門配合，實現乘員艙內的空氣循環和風量的分配[12]。鼓風機總成的葉輪由43片均勻分布的葉片構成，葉輪運轉時，內部高速氣流將向蝸殼及葉輪施加非定常力，使固體發生結構振動，由此產生很大的氣動噪聲，這也是汽車空調系統的主要噪聲源。

圖1 汽車HVAC系統及鼓風機總成結構

3 基本測試與數據分析原理

3.1 相干分析原理

式中，Sx(ω)、Sy(ω)為平穩機械信號的自功率譜密度函數；Sxy(ω)為平穩機械信號的互功率譜密度函數。

3.2 階次分析原理

汽車HVAC 系統的氣動噪聲包含寬頻噪聲和離散噪聲，其中離散噪聲的多數頻率分量與旋轉機械的主軸轉速有關。對于鼓風機這類旋轉機械，階次Z與轉速n的關系可表示為：

式中，f為信號的頻率。

階次分析的實質是將非穩定的等時間間隔采樣信號轉變為穩定的等角度間隔采樣信號[14-15]，再對其進行頻譜分析。本文將通過階次分析方法確定鼓風機葉輪對氣動噪聲中的一些離散頻率分量的貢獻量，進而確定噪聲源。

3.3 試驗測試

試驗在半消聲室進行，測試環境滿足GB/T 6882—2016《聲學聲壓法測定噪聲源聲功率級和聲能量級消聲室和半消聲室精密法》的聲學性能要求，背景噪聲聲壓級為18 dB(A)，遠低于汽車空調運行噪聲，無需進行結果修正。試驗設備如表1所示，麥克風和三向加速度振動傳感器采集汽車HVAC 系統產生的聲壓波動和振動信號，通過數據線傳輸給Artemis 分析軟件進行頻譜分析。為確定氣動噪聲源及其傳遞路徑，試驗測試電機工作電壓12.8 V 全冷吹面內循環工況以及電機工作電壓3～14 V 的勻加速工況，其中恒電壓工況測試時間為10 s，勻加速工況測試時間為120 s，圖2 所示為振動加速度傳感器和麥克風布置位置。

4 試驗結果及分析

4.1 氣動噪聲源識別

圖3 所示為3 500 r/min 轉速下各測點噪聲和振動頻譜，振動信號和噪聲信號在58 Hz 和2 500 Hz 時出現較高峰值。將振動信號轉化為振動加速度級La：

式中，a為振動加速度有效值；為基準加速度。

表1 測試設備型號及參數

圖2 傳感器布置

圖3 麥克風測點噪聲信號與各測點振動信號對比

圖4所示為勻加速工況下測得麥克風測點1和麥克風測點2噪聲的色譜，圖中出現43階次亮線，且當鼓風機轉速為3 500 r/min 時，對應的頻率為2 500 Hz。由階次分析原理可知鼓風機此時的轉速對應基頻f0=58 Hz。根據氣動噪聲理論，葉輪高速旋轉時產生的壓力脈動頻率與葉輪葉片個數i、轉速n的關系可表示為：

圖4 麥克風測點噪聲色譜

圖4中2 500 Hz峰值頻率正好為基頻的43倍，且鼓風機的葉輪葉片數為43，推測2 500 Hz頻率峰值處為葉輪與空氣作用產生的43階氣動噪聲。

對麥克風測點2 部分峰值頻率噪聲信號和振動信號進行相干分析，結果如表2所示。2 500 Hz 噪聲與電機振動和進風口振動相關系數最高，鼓風機葉輪通過軸系與電機相連，與麥克風測點2 距離較近，據此判斷2 500 Hz為葉輪旋轉產生的43階氣動噪聲。

表2 麥克風測點2噪聲信號峰值頻率和振動信號的相關系數

4.2 43階噪聲傳遞特性分析

鼓風機葉輪旋轉產生的氣動噪聲一方面隨氣流傳播，另一方面也能作用于殼體輻射噪聲。為確定43 階氣動噪聲的傳遞特性，本文從隔振、隔聲、消聲以及改變殼體阻尼角度出發開展試驗。

4.2.1 隔振分析

為了分析43階氣動噪聲是否通過空調鼓風機殼體向外輻射，通過隔振原理開展如下試驗：減小電機周圍均勻分布的4個橡膠隔振器壓縮量；在蝸殼與法蘭盤間加裝硅膠墊，將剛性連接變為柔性連接。

在減小隔振器壓縮量試驗中，將法蘭盤蓋與法蘭盤之間的連接螺釘擰松2 mm，達到減小隔振器壓縮的效果，結構如圖5所示。對更改之后的結構進行噪聲測試，結果如圖6所示。螺釘擰松后，43階氣動噪聲聲壓級在麥克風測點1 處降低3.9 dB(A)，在麥克風測點2 處降低9.3 dB(A)，根據汽車空調鼓風機的結構分析可知，葉輪旋轉產生的非定常氣動力作用于葉輪，通過軸系傳遞到電機，并經電機的隔振器傳遞到法蘭盤，向外輻射噪聲。

圖5 電機端蓋處螺釘擰松示意

圖6 螺釘擰松后試驗結果

根據前文的結果，非定常氣動力將作用于法蘭盤，并向外輻射43 階氣動噪聲，為進一步驗證是否還通過蝸殼向外輻射噪聲，將蝸殼上的螺釘柱下銼3 mm，如圖7所示，并在銼削位置加裝厚度為3 mm的硅膠墊，以此將法蘭盤與蝸殼之間的剛性連接變為柔性連接。

圖7 蝸殼銼削部分示意

測試結果如圖8 所示，加裝3 mm 硅膠墊后與原始結構43階噪聲聲壓級對比，麥克風測點1處變化不大，麥克風測點2 處降低了2.67 dB(A)。從測試結果可知，加裝硅膠墊降低了通過螺釘安裝柱傳遞到蝸殼的作用力，因為麥克風測點2 與鼓風機的空間距離更近，且麥克風測點1 附近的聲壓還受到分配箱和出風口風道的影響，所以由鼓風機輻射噪聲產生的聲壓波動在麥克風測點2處更為明顯。

從以上隔振分析可知，43階次氣動噪聲的傳遞特性之一為：葉輪旋轉產生的43階次作用力通過軸系傳遞到電機，經電機的隔振器傳遞到電機法蘭盤蓋，部分氣動力進而通過法蘭盤和蝸殼之間的剛性螺釘柱傳遞至空調箱殼體，進而輻射噪聲。因此改變隔振器壓縮量和增加彈性隔振墊能對43階次氣動噪聲有明顯的抑制作用。

圖8 加裝硅膠隔振墊試驗結果

4.2.2 包覆隔聲分析

為進一步驗證43階氣動噪聲通過法蘭盤和蝸殼的輻射作用，設計了使用隔聲材料和吸聲材料對電機法蘭盤和蝸殼部分包覆的隔聲試驗，如圖9 所示，測試了工作電壓12.8 V工況下的噪聲信號。

圖9 包覆隔聲罩示意

表3 所示為包覆隔聲材料測試結果，可以發現，包覆小隔聲罩或是大隔聲罩對43階氣動噪聲均有抑制作用，并且包覆大隔聲罩的抑制效果更好，這也證明了前文提到的部分43 階次氣動噪聲通過蝸殼輻射產生，但是這部分的貢獻量較小。

表3 各測試方案43階次氣動噪聲聲壓級 dB(A)

4.2.3 變阻尼分析

鼓風機葉輪上方存在一薄弱的加筋方形平面，結構分析發現，葉輪旋轉產生的氣動力將使其產生結構振動并輻射噪聲。為抑制這一途徑產生的噪聲，在該方形平面上均勻等厚地貼上膠泥以改變其阻尼，其結構如圖10所示，測試結果如圖11所示。貼膠泥后43階氣動噪聲被明顯抑制，且麥克風測點2處的抑制作用優于麥克風測點1，這與2 個麥克風測點和該方形平面的空間位置有一定關系。據此可以推測，43 階氣動噪聲的另一傳遞特性為葉輪旋轉產生的非定常氣動力作用于該加筋方形平面，引起結構振動進而向外輻射噪聲。

圖10 方形平面貼膠泥示意

圖11 方形平面貼膠泥后測試結果

4.2.4 消聲分析

隔振、隔聲和變阻尼均能有效抑制43階氣動噪聲，但是43階次噪聲仍然存在，并且麥克風測點1處的噪聲聲壓級高于麥克風測點2處，可認為43階氣動噪聲必然存在其他傳遞路徑，如通過進、出風口氣流作用對2 個麥克風測點位置噪聲的貢獻，因此分別在進、出風口處加裝消聲器開展消聲試驗，結構如圖12所示。

表4所示為加裝消聲器各方案測試結果，加裝消聲器可以削弱43 階氣動噪聲。僅在進風口加裝消聲器時，發現對麥克風測點2處的抑制效果優于麥克風測點1，可以確定進風口氣流對麥克風測點2處43階氣動噪聲的貢獻量更大，而出風口氣流對于2個麥克風測點附近的影響相當，這與其空間位置關系相符。這也確定了43階氣動噪聲的第3種傳遞特性，即葉輪高速旋轉產生的壓力脈動，隨氣流向外傳播噪聲。

圖12 進、出風口加裝消聲器

表4 各測試方案43階次氣動噪聲聲壓級 dB(A)

從傳遞路徑的角度優化43 階氣動噪聲，可以通過優化電機隔振器和蝸殼剛性螺釘柱的阻尼衰減經由電機傳遞至殼體結構的作用力，或者在進、出風口流道中設計消聲器以吸收氣流中傳播的氣動噪聲。

5 結束語

本文通過相干分析和階次分析確定某型汽車HVAC 系統鼓風機43 階氣動噪聲源為鼓風機葉輪，葉輪旋轉時與周圍空氣相互作用而連續產生壓力脈動，并作用于葉輪和殼體。通過隔振、隔聲、消聲和變殼體阻尼試驗與頻譜分析的方法得到43階氣動噪聲傳遞過程的如下特性：葉輪旋轉產生的43 階次氣動力作用于葉輪并通過電機軸系傳遞至電機，經電機隔振器傳遞給法蘭盤和法蘭盤蓋，引起結構振動并輻射噪聲，部分氣動力也會通過法蘭盤與蝸殼之間的剛性螺釘柱傳遞到蝸殼，引起殼體振動并向外輻射噪聲；葉輪旋轉產生的氣動力作用在葉輪上方薄弱的方形平面，引起該平面的結構振動，向外輻射噪聲；葉輪高速旋轉產生的氣體壓力脈動，隨氣流向外傳播噪聲。