新能源汽車空調鼓風機氣動噪聲特性分析及優化

王俊杰，黃 燕，張 凡，王洪強，覃旗開，董大偉

（1.西南交通大學 機械工程學院, 成都610031；2.上海市動力工程多相流動與傳熱重點實驗室, 上海200093；3.南方英特空調有限公司, 重慶401120）

由于新能源汽車在日常行駛時缺少內燃機噪聲的掩蓋，空調系統的噪聲將成為影響乘員舒適性的主要噪聲源，其中鼓風機中含有的葉輪等旋轉部件是氣動噪聲的主要噪聲源。為了滿足更嚴苛的新能源汽車NVH（Noise，vibration and harshness）標準，應對此類空調鼓風機進行詳細的氣動噪聲特性研究。

目前大部分學者均通過實驗或數值模擬方法對氣動噪聲的產生機理進行研究。Tare 等[1]研究分析了氣動噪聲與湍動能系數的關系，并提出了通過調節葉片間距降噪的方法。趙立杰等[2]認為風扇葉尖間隙是產生氣動渦流噪聲的主要來源。朱正權等[3]基于大渦模擬及FW-H（Ffowcs Williams-Hawkings）方程進行某汽車空調調節系統離心風機流場及氣動噪聲仿真，認為離心風機的主要噪聲源是葉輪的旋轉噪聲以及蝸舌和出口處的渦流和回流。在離心風機降噪方面，YANG 等[4]、李孟宇[5]選取了葉片出口角、蝸舌間隙、集熱器傾角及轉速作為變量對離心風扇進行結構優化，經改進后汽車空調系統峰值噪聲明顯降低。Woodward 等[6]、Shibata[7]在離心壓氣機上采用后掠式扭曲葉片，同時使葉片在出風口處適度前傾，降低靜子葉片前緣尾跡強度，減少流動分離，使附面層和分界層所形成的旋渦迅速解體，從而降低氣動噪聲。Younsi 等[8]通過設置較小的葉輪出口半徑減小了施加在旋轉葉片上的軸轉矩，使得葉輪靠近蝸舌區域呈現出更均勻的流場，以降低噪聲。Moreau 等[9]和Heo[10]等從優化葉片鋸齒形和S 型尾緣角度減小漩渦的脫落幅度和尾緣處的壓力脈動。Yamada 等[11]分析跨音速離心壓氣機的葉片數目對葉頂間隙流場的影響并對其進行優化。劉曉峰等[12]研究某大涵道比的民用發動機壓氣機軸流風扇，認為輪轂的下凹位置和深度對風扇的流場和效率有很大的影響。

綜上所述，目前關于風機葉輪氣動噪聲方面的研究多集中于氣動噪聲的影響因素分析，以及通過對葉片安裝角、葉片結構、葉輪輪徑比、葉片分布、蝸舌等參數的優化來降低氣動噪聲方面。對于離心風機中輪轂結構對氣動噪聲特性的影響研究成果較少，尤其是對于應用于新能源汽車的空調鼓風機，由于其輪轂結構受限于電機安裝位置和葉片高度程度較大，輪轂型線對鼓風機的流場和聲場具有較大的影響，這對于為新能源汽車氣動噪聲的降低提出了更高的設計要求。其次汽車用空調鼓風機葉輪被安置于受限空間內，其氣動力不僅增加了葉輪的輻射噪聲，還影響到附近的結構件，周期性的結構部件振動也對氣動噪聲的輻射做出了較大的貢獻，因此在對新能源汽車空調鼓風機氣動噪聲的研究中需要進一步對其輪轂結構以及氣動力作用部件進行噪聲特性分析，使其滿足乘坐舒適性方面的更高要求。

1 實驗與數值計算方法

1.1 研究對象

實驗所用的空調鼓風機系統如圖1 所示，右側上部為進風口，在其下方安置有空濾、蝸殼、葉輪等結構，最下方為電機及其法蘭盤，左側安置有分配箱。空濾主要的作用是對從進風口進入的新鮮空氣進行過濾，提高車內的空氣質量。分配箱是利用內部流道和風門來控制和分配從蝸殼出來的氣流，從而實現汽車內全部空間的風力調控。本文主要針對如圖1（b）所示的右側進風箱開展研究。

圖1 空調鼓風機系統示意圖

1.2 實驗平臺

空調鼓風機系統噪聲測定實驗在半消聲實驗室內進行。實驗室的聲學環境符合GB/T6882－2016[13]要求，經測試，實驗室背景噪聲為16 dB，遠低于運行工況噪聲值，無需進行聲壓級修正。試驗設備包括：DATaRec-4 數據采集卡、Artemis 采集分析系統、GRAS 麥克風和測試用筆記本，具體型號、參數和數量如表1所示。

表1 主要試驗設備型號及參數

試驗測試平臺如圖2 所示，測試標準滿足JB/T 4330－1999[14]。在空調鼓風機前方左右兩側各布置一個麥克風，如圖2所示，左側麥克風為POS1，右側麥克風為POS2，均戴有風罩并避開氣流對其沖擊。汽車空調鼓風機在額定工況工作，即轉速為3 500 r/min。

圖2 測試平臺及麥克風安裝位置

1.3 數值計算方法

在進行實際流場仿真計算時將對流場、聲場影響不大的電機和電機法蘭盤部分進行簡化，優化后的三維計算模型如圖3所示，其主要幾何參數如表2所示。

圖3 鼓風機計算三維模型

表2 汽車空調鼓風機參數

將葉輪組件作為旋轉區域，使其按照給定方向作轉速運動；將蝸殼、空濾、進風口等流場區域作為靜止區域，使其在仿真時處靜止狀態。兩區域間相對運動及數據傳遞分別通過滑移網格和Fluent軟件中的interface 命令完成。經網格無關性驗證，確定后續計算時葉輪區域網格按2 mm進行劃分，靜止區域網格按4 mm進行劃分，網格總數為879萬[15]。

穩態計算時選用RNGk-ε湍流模型，利用SIMPLE 算法進行求解，將計算域入口設定為速度入口，將計算域出口設為回流；旋轉區域運動方式設定為Frame Motion，轉速選取為額定工況時的3 500 r/min；將厚度為34 mm的空濾段設定為多孔介質層Porous Zone，孔隙率為0.8。

將瞬態計算時旋轉區域運動方式設置為Mesh Motion，開啟FW-H方程，并選擇旋轉和靜止區域組件作為輸出聲源信息的區域，用于半自由聲場計算。瞬態計算時間的選取主要取決于關注的頻率成分以及計算的收斂性。根據轉速可知空調鼓風機基頻為58.3 Hz，該型鼓風機葉輪為43 片，氣動噪聲主要分布在前43階，第43階次葉頻頻率為2 506.9 Hz，因此本文關注的最大頻率fmax=5 000 Hz。根據采樣定理[16]設定對應的時間步長為Δt=3×10-5s。經試算確認用4 個旋轉周期保證湍流流場的充分發展，最終迭代步數為N=3 000。

1.4 數值計算結果與實驗對比驗證

為驗證仿真可靠性，在仿真計算中參照實驗位置設置監測點位置，通過FFT 與A 計權處理可得到兩監測點的噪聲頻域圖，將仿真結果與實驗結果進行比對，如圖4 所示。該汽車空調鼓風機的主要噪聲為葉輪自身旋轉形成的離散噪聲和寬頻噪聲，實測與仿真結果均在2 500 Hz 附近出現峰值，且仿真結果所得的POS 1和POS 2 位置的43階次葉頻噪聲分別為43.5 dB 和45.6 dB，與實驗值43.6 dB 和46.9 dB 較為接近。但仿真結果中低于700 Hz 的低頻噪聲部分與試驗相比有一定誤差，這一方面是由于存在低頻的機械噪聲，另一方面是由于鼓風機采用的電機為2 極、12 齒槽結構，額定轉速為3 500 r/min，故700 Hz處峰值是電機電磁噪聲引起，仿真時并未考慮鼓風機機械部分產生的機械噪聲與電機的電磁噪聲，而這兩種噪聲主要集中于中低頻段。

圖4 仿真與實驗噪聲頻譜圖對比

評估空調鼓風機的總聲壓級時對總聲壓級進行A 計權，POS 1 測點實驗值與仿真值分別為65.9 dB和60.8 dB，POS 2 測點對應數值為66.8 dB 和62.1 dB。仿真結果與試驗存在5 dB 左右誤差的原因主要在于：流場數值仿真計算中忽略了電磁噪聲、機械噪聲對整體聲壓級的影響，這主要體現在700 Hz及以下；半消聲室各消聲壁面及試驗臺對噪聲存在折射、反射現象，對總聲壓級造成了一定的影響；建立仿真模型時對原模型進行了一定的簡化，而實際上簡化部分可能對噪聲聲壓級產生一定的影響；由數值仿真計算所得的是基于自由聲場的計算結果，而實際試驗是在半自由聲場中進行，因此計算結果與實際有部分差距。但綜合來說，數值仿真計算具有可行性，計算結果具有可靠性。

2 原型鼓風機計算結果

圖5 為汽車空調鼓風機葉輪及其截面（Z=0.05 m）聲功率級分布圖，發現葉輪輪轂與葉片頂部的聲功率級明顯高于其他部位，且靠近蝸舌位置的葉片聲功率級要高于其他部分。圖6所示的在葉片附近設置的流動壓力脈動監測點頻譜顯示該空調鼓風機葉輪旋轉的峰值壓力為2 500 Hz 時的43 階次葉頻噪聲。推測是作為導流器的輪轂及后續的葉片流道設置不合理促使葉片和氣流產生強烈的周期性相互作用，形成了階次噪聲。

圖5 葉輪聲功率級分布

圖6 葉片附近處壓力脈動頻譜圖

圖7 為鼓風機葉輪整體及截面（Z=0.05 m）的湍動能分布云圖，可以看出葉片底部靠近輪轂處、葉片頂部、靠近蝸舌處的葉片的湍流運動較為強烈。

圖7 葉輪湍流動能分布

鼓風機葉輪某截面的流動狀況如圖8 所示，可見在葉輪輪轂表面出現了明顯的氣體流動周向不均勻現象，低速區域回流明顯，高速區域流速過大，如圖8（b）所示。氣流在導流器輪轂上從軸向流動轉為徑向流動過程中流動的不合理會導致葉片上氣動載荷不均勻，截取聲強較高的兩葉片之間的氣流矢量流動圖8（c），通過觀察發現在葉片氣流入口處有低速回流現象，進氣角和幾何進口角不匹配導致部分能量耗損。靠近蝸舌處的葉片氣流出口處流速較高，蝸舌處氣流有局部回流至葉片流道內，見圖8（e），周期性的氣流對蝸舌處的打擊以及渦流運動既增大了聲功率又影響了運行效率。

此外在圖8（d）所示流場中還發現葉輪入口處的空濾平面附近和葉片頂部也具分布有較高的湍動能，葉片的頂部旋轉氣流流動對其產生了強烈的氣流激振作用。由綜合分析可知流場的不合理分布所導致的輪轂、葉片和氣流周期性相互作用是產生階次噪聲的主要原因之一。

圖8 葉輪流動狀況分析

3 輪轂型線影響分析

3.1 輪轂型線

通過以上仿真分析可以發現輪轂部位的聲功率明顯大于其他部分，該處有大量低速氣體聚集，湍動能強度較大，氣流在葉輪離心力下要在后盤區域逐漸轉為徑向流動，因而不理想的輪轂型線設計會產生渦流，增大對葉片的沖擊和導致氣動噪聲的產生，因此本節擬討論輪轂型線對氣動噪聲的影響，設計3種輪轂型線優化方案，改變葉輪輪轂型線的凹凸程度，對葉輪其余結構不做處理，圖9為葉輪輪轂型線結構改變前后示意圖，方案一為原模型。對改后結構進行流場及聲場仿真計算，仿真方法、噪聲監測點、壓力脈動監測點設置均與原模型一致。

圖9 輪轂型線優化方案

3.2 輪轂型線流場和聲場分析

圖10為對葉輪進行輪轂線型優化后與原模型質量流量和效率的對比結果。優化后的模型其葉輪出口監測面處的質量流量相比原模型均略有增大，最大增加0.6 g/s；原模型效率為73.9%，方案二效率與原模型相比降低了0.23%，其余各方案效率較原模型相比整體變化不大；通過流動壓力檢測發現，方案四的葉輪進出口流動阻力相比原模型降低4.6%，有利于提高整體流量及整機效率，二者分別提高0.4 g/s與0.78%。

圖10 原始模型與優化模型中質量流量和效率對比

圖11 為葉輪的優化模型與原模型中噪聲監測點總聲壓級以及43階次葉頻噪聲峰值的對比結果，可以看出方案四降低各測點的總聲壓級以及43 階次葉頻氣動噪聲最為明顯，POS1 與POS2 兩個測點總聲壓級分別降低了2.1 dB 與4.2 dB，43 階次葉頻氣動噪聲則分別降低了4.2 dB與5.0 dB。因此對葉輪進行輪轂型線優化能有效降低氣動噪聲，方案四降低各測點的總聲壓級以及43 階氣動噪聲最為明顯。

圖11 原始模型與優化方模型中兩測點聲壓級對比

分析方案四的流動情況，截取y=0 截面的湍動能云圖與流線圖與原模型進行對比，如圖12和圖13所示，可發現在對葉輪進行輪轂型線優化后，輪轂和葉片之間氣流的回流與原模型相比強度降低，葉片、輪轂處湍動能強度降低，即氣流對輪轂和葉片的沖擊減小，減少了氣流動能的損耗，與聲場仿真結果一致，由于氣流對輪轂及葉片的沖擊減弱，因此通過葉輪監測面的質量流量以及鼓風機整機效率也略有增加。

圖12 y=0截面湍動能云圖及局部放大圖

圖13 y=0 截面流線圖對比

4 葉頂弧度影響分析

4.1 葉頂弧度

原有葉片頂弧為直角結構，而根據對原始模型的分析可以看出，葉片頂部具有較高的湍流動能，氣流在此處有較高的能量損失，這是由于氣流在該處軸向速度較大，徑向速度較小，有較大的沖角，因而渦流更大，流動分離更為明顯，這也是該處聲功率強度較大的原因。故有必要對葉輪葉片頂角弧度進行分析，優化氣流在此處的流動狀況，降低該處的湍流動能，減小氣流對葉片頂部的沖擊，進而降低氣動噪聲。原有葉片頂端采用直角設計（方案一），擬采用倒圓角30 度、45 度、60 度3 種方案作為設計優化方案，對葉輪其余結構均不做處理，如圖14 所示。對改后結構進行流場及聲場仿真計算，仿真方法、噪聲監測點、壓力脈動監測點設置均與原模型一致。

圖14 葉頂倒圓角優化方案

4.2 倒圓角葉片流場和聲場分析

圖15 為對葉片頂部進行倒圓角處理后與原模型總聲壓級以及43階階次噪聲峰值對比結果，由圖可知，在對葉輪進行頂弧角度優化處理后，在POS2測點處方案四的總聲壓級降低了2.7 dB，同時其43階氣動噪聲最大降低了4.0 dB；而在POS1測點處方案二的總聲壓級最大降低1.6 dB，方案四的43 階氣動噪聲降低了2.9 dB。

圖15 原始模型與優化模型噪聲對比

而葉輪出口監測面處的數據如圖16所示，可見各模型的質量流量較原模型均略有增大，最大增加5.14 g/s，效率較原模型相比雖略有降低但變化不大，最大降低約1.24%。因此綜合評估，方案四在基本不降低性能的基礎上具有最優的降噪效果。

圖16 原始模型與優化模型質量流量與效率對比

圖17為優化方案四的葉輪湍動能分布，與原模型對比如圖7（a）所示，可見原始葉輪在葉片頂部區域具有高湍動能，在進行葉片頂弧優化處理后，葉輪上無整體湍動能峰值明顯的部位，且頂部湍動能降低。說明葉片頂部的倒圓角設計對于該區域氣流流動有改善作用，從而降低了氣動噪聲。

圖17 方案四中湍動能分布

葉片頂部湍動能的降低也減弱了對葉輪上方薄弱平面即空濾下表面的氣流沖擊力，如圖18 所示。該平面較薄，且距離葉輪較近，為30 mm，較大的旋轉氣動力會作用于上方平面上，引起該結構振動，是氣動噪聲另一個重要的傳播路徑。從圖18 可以發現，方案四中葉輪附近氣流對上方空濾表面的激振力較原模型相比降低了15%。

圖18 原始模型與優化模型激振力對比

對該鼓風機原模型的實驗研究也表明[17]，葉輪上方空濾表面受到的氣動載荷也加劇了噪聲的傳播和輻射。如圖19所示，當原始模型中該平面被均勻貼上膠泥即改變其阻尼特性后，測得的43階次葉頻噪聲受到明顯抑制。因此葉片頂部的流場不只影響旋轉氣流的湍流噪聲和階次噪聲，也會對周圍的薄弱面進行激振，加劇結構振動和流固耦合噪聲。對葉輪頂弧角度進行優化處理后的仿真分析也驗證了這一點。

圖19 葉輪上方平面貼膠泥示意圖

4.3 降噪效果檢驗

由于實際條件所限，僅制作了倒圓角葉輪優化樣件。在相同的實驗條件下（進風箱、蝸殼、電機、分配箱等其它部件均保持一致，且空濾平面上未貼膠泥），對方案四中60 度倒圓角葉輪鼓風機系統進行了測試，原模型樣件和優化方案四樣件測試結果對比如圖20 所示。原始樣件及優化樣件的測試結果和仿真計算結果匯總在表3 中。對比測試結果可知，100 Hz 以下中低頻段幅值變化不大，100 Hz～700 Hz內優化結構的幅值略有增加，平均在3 dB以內，700 Hz 以上的頻段除了2 500 Hz 外幅值也基本變化不大，重點關注的階次2 500 Hz 處幅值則在結構優化后有較大幅度的降低（優化樣件中POS1 和POS2測點43階次葉頻噪聲相比原始樣件分別降低4.0 dB 和8.6 dB），最終表3 中兩種結構的總聲壓級測試結果表明優化后結構的總聲壓級更低（總聲壓級相比原始樣件分別降低了3.4 dB、3.7 dB）。其中100 Hz～700 Hz 內幅值誤差略有增加，對總聲壓級的貢獻不大，因此本文在分析過程中暫時將其忽略不計。高頻段2 500 Hz 處噪聲主要由葉輪旋轉引起，與葉輪結構密切相關，可以反映階次噪聲的優化效果。另外總聲壓級考慮了所有頻率疊加的影響，其優化前后的對比可以反映聲波最終的輻射效果。從這兩方面來看，葉輪結構優化后降噪效果明顯。原始結構和優化結構仿真計算的結果對比也和上述規律一致，但優化結構實驗值與原始結構實驗值相比降噪幅度更大的原因在于仿真計算中未包含流固耦合計算，故由葉輪旋轉導致的對其上方空濾平面激振所產生的噪聲并未包含在內，但實際噪聲測量中則包含了該部分噪聲。這也進一步表明根據優化方案四對葉頂弧度所進行優化有效降低了氣動噪聲。

表3 空調鼓風機氣動噪聲試驗與數值模擬對比分析/dB

將根據優化方案四所得的實驗結果與仿真結果也進行了對比，由于存在電機噪聲與機械噪聲的干擾，POS1 和POS2 測點實驗值的總聲壓級分別高于仿真值3.2 dB 和3.7 dB，而43 階次葉頻噪聲實驗值則略低于仿真計算值，POS1 和POS2 兩測點的實驗值分別比仿真值低1.0 dB和3.3 dB，但誤差均小于5 dB，和原模型的實驗與仿真結果對比結論一致。

綜上所述，對葉輪頂弧的優化能夠有效降低氣動噪聲，在對汽車空調鼓風機進行降噪分析時應考慮葉輪頂弧的影響。

5 結語

本文通過數值模擬計算和實驗測試分析了應用于新能源汽車的空調鼓風機的氣動噪聲特性，并研究了輪轂線性和葉片頂弧對氣動噪聲的影響。具體結論如下：

(1)在葉輪輪轂處、葉片頂部、靠近蝸舌處的葉片的湍流運動和聲功率較為突出，流場的不合理分布所導致輪轂、葉片和氣流的周期性相互作用是產生階次噪聲的主要原因之一。

(2)輪轂型線對進入葉片流道內的氣流起重要的導向作用，優化模型可以在質量流量和效率變化不大的情況下，使輪轂和葉片之間氣流的回流和湍動能強度較原模型降低，使氣流對輪轂和葉片的沖擊減小，從而降低氣流動能的損耗和氣動噪聲的幅值。仿真結果表明在兩個測點位置總聲壓級分別最多降低2.1 dB 與4.2 dB，43 階次葉頻氣動噪聲分別最多減小4.2 dB與5.0 dB。

(3)葉片頂部不只影響旋轉氣流的湍流噪聲和階次噪聲，也會對周圍的薄弱面產生激振，加劇結構振動和流固耦合噪聲。實驗結果表明，在質量流量和效率變化不大的情況下，優化后的模型總聲壓級在兩個測點位置處分別最多降低3.4 dB 與3.7 dB，43階次葉頻噪聲分別最多減小4.0 dB與8.6 dB。