汽車空調氣動噪聲分析和聲品質優化

莊志勇，段傳學，劉肖，曹友強

（吉利汽車研究院（寧波）有限公司，浙江寧波 315000）

0 引言

汽車空調噪聲是影響乘員舒適性的重要因素。隨著新能源汽車的盛行，由于發動機遮蔽效應的缺失，空調噪聲占整個乘員艙噪聲的比重變大。國民對汽車品質提升的需求，使空調噪聲開發也受到很大的挑戰，聲壓級不再是衡量噪聲優劣的唯一標準，聲品質也成了不可缺少的舒適性需求。

氣動噪聲是汽車空調的主要聲源，在設計階段通過數值模擬的方法可降低開發成本和風險。學術界較為前沿的分析方法是計算流體力學與聲學相結合，早在1992年ICASE和NASA就確立了流體計算聲學的方法[1]，近年來也有關于汽車空調聲學仿真的報道[2-7]，但由于汽車空調內部流道復雜，仿真和實測結果不一致是困擾其發展的主要因素。目前國內對于汽車空調噪聲的開發，較為常用的方法是計算流體力學和實驗結合，通過分析空調箱和風道內部的瞬態流場、壓力和速度分量，進而優化提高風量和優化風量分配[8-12]，然后進行實驗驗證。目前國內對空調噪聲研究較多，多集中在鼓風機引起的電磁階次噪聲、結構噪聲以及氣動噪聲引起的寬頻噪聲[13-20]，但氣動噪聲引起的聲品質問題關注較少。

本文針對某汽車空調開發過程中出現的聲壓級超標和聲品質問題，采用整車實驗找問題-臺架實驗定位-模擬分析找點-實驗驗證確認的優化方法，降低了整車噪聲，降低車內空調氣動噪聲的同時，使聲品質得到顯著提升。

1 實驗和虛擬結合的分析方法

1.1 整車測試分析確定問題

某車型在開發過程中開空調吹面模式噪聲聲壓級超標，且存在很嚴重的轟鳴聲。同時隨著檔位的增加，轟鳴聲變大，嚴重影響聲品質，主觀評估不可接受。為解決問題，首先對整車進行了測試和分析。麥克風測點位置在主駕右耳旁。測試時鼓風機外接電源，車輛其他部件均不運行以排除其他因素，空調設定為吹面模式。噪聲的測試結果如圖1和表1所示。

表1 整車鼓風機噪聲值

圖1 中3 條曲線分別代表鼓風機在最高檔、中間檔和最低檔的噪音頻譜。最高檔的聲壓級超出目標值4 dB(A)。其中3 條頻譜上在190 Hz 附近均存在明顯的峰值，最高檔的峰值為49 dB(A)。經濾波分析，確定此峰值頻率為轟鳴聲的主要影響頻段。對此頻段進行帶阻濾波減小其值，發現190 Hz 峰值在42 dB(A)以下，聲品質才可接受。

圖1 整車HVAC 鼓風機噪聲測試結果

1.2 臺架測試分析定位零部件

由于轟鳴聲和空調氣動部件相關，為了尋找轟鳴聲的原因，建立了HVAC 鼓風機的臺架進行測試。首先對HVAC 鼓風機進行臺架測試。麥克風測點布置在出風口斜上方1 m 的位置，進風口施加與風道相當的背壓，測試鼓風機額定轉速下的噪聲，測試臺架如圖2所示。

圖2 HVAC 臺架噪聲測試

單HVAC 鼓風機不帶風道帶背壓的測試結果如圖3所示。總聲壓級為64.6 dB(A)，且頻譜沒有與整車測試結果相同的190 Hz 頻段，主觀評估也沒有轟鳴聲。因此確認HVAC 鼓風機本體不是轟鳴聲的噪聲源。HVAC 鼓風機和風道一并在臺架上測試，測試背壓為單HVAC 的背壓減掉風道的壓損。臺架測試結果如圖4所示，總聲壓級為65.3 dB(A)，存在190 Hz 的峰值，約為39 dB(A)，由于測試環境為半消聲室，與整車混響聲場環境有區別，導致峰值較小。但轟鳴聲的頻率特征存在，因此確認風道是噪聲源。

圖3 HVAC 鼓風機臺架噪聲測試結果

圖4 HVAC 鼓風機和風道臺架測試結果

1.3 風道建模分析找問題點

為了找到鎖定風道的問題點，對風道進行CFD建模分析，通過流場查找并優化問題。

邊界條件及求解設置[6]：假定固體區與流體區的物性參數為常數，流動為穩態流動；忽略空氣的重力和溫度變化影響，設定空氣的密度和黏度；根據HVAC 實際風量，設定入口流量為400 m3/h，出口為壓力出口；設空氣在風道入口處的速度均勻分布，方向垂直于邊界，風道出口處背壓為0。壓力-速度耦合采用Simple 方法，采用高雷諾數k-ε湍流式和壁面函數；湍流動能k和耗散率ε由經驗公式計算確定；計算選擇二階迎風格式標準k-ε湍流模型進行分析。

不可壓縮氣體、忽略重力和溫度影響的標準kε模型輸運方程為：

Gk表示平均速度梯度產生的湍動能：

湍流黏度μt的計算公式為：

式中，C1ε、C2ε、Cμ、σk和σε采用默認值，C1ε=1.44、C2ε=1.92、Cμ=0.09、σk=1.0、σε=1.3；σk和σε分別為湍動能和湍動能耗散率的湍流普朗特數。

圖5所示為風道數模，共4 個進口和4 個出口。局部網格如圖6所示，面網格約36 萬，體網格約280 萬。

圖5 風道數模

圖6 風道局部網格

流場計算結果如7所示。由圖7 可知，風道中間出風氣流風速較高且氣流紊亂。中間風道的出風口頸部是問題源。

圖7 風道內部流速

1.4 風道優化方案確定

對中間風道進行優化，目標是降低風道的內部流速、總壓損和湍流動能。在造型不能改變、出風口面積不變的前提下，對中間左右風道進行并聯，中間風道的改進結果如圖8 的綠色部分所示。重新對新風道模型進行模擬計算，風速場的計算結果如圖9所示。其內部流速、總壓損和湍流動能均比原風道有較大改善，新風道和原風道模擬結果對比見表2。由表2 可知，改進風道的內部流速、總壓損和湍流動能均得到9.2%以上的優化提高。

表2 原風道和改進風道模擬結果對比

圖8 原風道和改進風道模型對比

圖9 改進風道內部風速

2 改進方案實驗驗證

根據數值模擬提供的方案，制作風道樣件在整車上進行實驗驗證。吹面模式最高檔的測試頻譜和聲壓級結果如圖10 和表3所示。結果顯示，風道優化后聲壓級降低3.8 dB(A)，基本達到設計目標，轟鳴聲頻段降低約9 dB(A)，主觀聲品質得到顯著提升。圖11所示為風道改進前后車內風量和噪聲對比，由圖11 可知，對改善后的風道進行整車風量測試，最大風量提高10 m3/h，約2.5%，風道優化后，車內噪聲平均改善了3.4 dB(A)。

圖10 風道改進前后車內最高檔聲頻譜對比

圖11 風道改進前后車內風量和噪聲對比

表3 噪聲風量測試優化結果

3 結論

本文利用實驗和模擬相結合的方法，研究了汽車空調噪聲大和聲品質差的原因，利用計算流體力學分析優化了風道的內部流場，最終實驗驗證，車內空調噪聲達標，聲品質提高，得出如下結論：

1）影響汽車空調噪聲大小和聲品質的主要頻率為190 Hz，對應峰值小于40 dB(A)，主觀上才不被覺察；

2）風道優化后，風速降低14.5%，湍動能降低9.2%，風道紊流得到優化；為風道開發提供了一定的客觀指標；

3）風道優化后，壓力的損失由121 Pa 降低至109 Pa，實驗驗證風量提高2.5%；

4）驗證優化后的風道，車內空調最高檔噪聲優化了3.8 dB(A)，轟鳴頻段的尖峰值降低9 dB(A)。