汽車后空調頂棚風管氣動噪聲數值仿真分析及優(yōu)化

2023-02-01 06:33:16王偉江龍書成付玉樂

振動與沖擊 2023年1期

黃毅，王偉江，秦望,龍書成，付玉樂

(廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣州 511434)

大型SUV車輛為保障乘員艙中后排溫度環(huán)境的舒適性，往往布置有單獨的后空調通風制冷系統(tǒng)[1]，受整車外造型和內飾造型的空間限制，后空調系統(tǒng)中的頂棚通風管呈現出截面積小，沿程彎曲多，風管內部及出風口結構復雜的特點，風管內部局部流速較高，風管內流場表現出湍流特征，進而在車內感受到因風管內部紊流壓力脈動產生的氣動噪聲[2]，從而影響車內乘客和駕駛員的舒適性，甚至是安全性。因此，對后空調頂棚風管引起的車內氣動噪聲水平進行前期分析評估和控制至關重要。

國內外學者對于空調風管引起的氣動噪聲數值計算問題研究主要圍繞不同數值方法和湍流模型的計算精度差異比較方面展開。Ayhan等[3]采用CFD和CAA耦合方法對空調風管進行氣動噪聲仿真計算，并對不同湍流模型精度，結果表明采用LES大渦模擬的精度較分離渦DES和RNG k-epsilon模擬具有更小的誤差。Yves等[4]采用混合耦合方法研究了不同壁面邊界條件對帶翻板的簡易空調風管氣動噪聲數值計算精度差異，研究結果表明壁面函數法模型較低雷諾數模型更具優(yōu)勢。Franck等[5-6]采用基于格子玻爾茲曼(Lattice Boltzmann method,LBM)的數值模擬方法計算空調風管氣動噪聲，計算精度較高。Perot等[7-8]等利用LBM方法計算空調氣動噪聲，指出格柵和彎頭管道處的湍流壓力脈動是中高頻氣動噪聲的主要來源。李啟良等[9]通過在前空調風管出風口增加可穿透面的方法，同時考慮偶極子和四極子噪聲，提高了風管氣動噪聲數值計算精度。卿宏軍等[10]通過L型簡易風管研究比較聲類比、直接模擬和耦合仿真方法對氣動噪聲的計算精度，結果表明聲類比方法求解精度最優(yōu)。

上述學者側重于不同氣動噪聲數值計算方法精度和噪聲源位置的研究，本文針對某大型SUV后空調頂棚風管車內氣動噪聲問題，先通過客觀測試和主觀評價確認后其空調頂棚風管高檔運行工作時的主要問題為200～450 Hz低頻氣動噪聲，然后采用LES大渦模擬和FW-H聲類比相結合的數值仿真計算整車頂棚風管車內氣動噪聲，最后通過頂棚風管CFD流場分析揭示了該低頻噪聲的產生機理，并仿真優(yōu)化了該低頻噪聲，為整車空調噪聲NVH開發(fā)提供了有效途徑。

1 風管噪聲測試及問題評價

1.1 動力學模型

某大型SUV車型后空調頂棚風管和乘員艙簡化處理后的幾何模型如圖1所示，其中風管和乘員艙通過四個帶有格柵的出風口相通，乘員艙后輪罩布置有泄壓閥出口，后空調通過單獨的后鼓風機轉速檔位調節(jié)為頂棚風管入口提供不同的風量，以保障中后排乘客的溫度和空氣環(huán)境舒適性。

圖1 后空調頂棚風管及乘員艙幾何模型Fig.1 Rear air conditioning ceiling duct and compartment geometry model

采用Bruel&Kjaer人工頭和數采系統(tǒng)在半消聲室進行整車后空調頂棚風管噪聲測試，消聲室背景噪聲為18 dB(A)，人工頭置于車內中排左側位置如圖2所示，測試時同時采集左耳(MLL)和右耳(MLR)內的麥克風聲壓數據。

測試工況為整車上電后空調系統(tǒng)單獨1到7檔工作，測試時采樣頻率fs設置為12.8 kHz，采樣時間為10 s，測試過程中車內無人且保持車門關閉。

1.2 測試結果分析及問題評價

對采集的MLL和MLR兩處的時域聲壓數據進行A計權FFT頻譜分析，頻率分辨率設置為10 Hz，由于人感受到的是左右耳的綜合作用，對MLL和MLR聲壓能量平均化處理后的A計權聲壓級頻譜及主要成分構成如圖3所示，由圖可知在各工作檔位下，總聲壓級逐漸增大，且頻譜存在200～450 Hz頻帶峰值，該頻帶峰值能量占比隨著檔位的升高總體呈增大趨勢，其中4檔該頻帶能量占比相對較低，這是由該檔位工作時噪聲頻譜在100～200 Hz和700～1 000 Hz幅值相對更大造成，與鼓風機和電機本體在該檔位轉速下工作噪聲特性相關，最高7檔工作時頻帶聲能量占比到高達37%，且具有三個尖峰幅值特征，最大幅值達到51 dB(A)，是主要氣動噪聲貢獻成分。

圖2 B&K人工頭聲壓數據采集試驗布置Fig.2 Sound pressure data acquisition test layout

7檔工況下車內主觀明顯感受到“轟轟”聲，采用B&K Pulse后處理濾掉200～450 Hz噪聲回放，“轟轟”聲明顯減弱，判斷該頻段是后空調高檔工作時聲學環(huán)境變差的主要問題頻段，后文通過數值仿真方法分析該問題的產生機理和進行仿真優(yōu)化。

2 頂棚風管氣動噪聲模型

2.1 CFD計算域模型

以封閉幾何模型作為整個CFD計算域在star ccm+進行四面體網格劃分，出風口Y向截面網格劃分結果如圖4所示，其中尺寸分布為：核心區(qū)乘員艙3～15 mm，頂棚風管1～3 mm，出風口和導流片處進行局部加密，為0.5～1 mm；壁面邊界采用3層棱柱層網格，各層增長率為1.1，格柵處棱柱層厚度為0.5 mm，其余壁面邊界棱柱層厚度為1 mm，網格總量約為3.5千萬。

(a) Y向截面

2.2 LES大渦模擬控制方程

將Naiver-Stokes方程進行物理空間離散，得到不可壓流體的LES大渦模擬控制方程[11-12]如下

(1)

(2)

(3)

2.3 氣動噪聲數值計算方法

CAA計算氣動聲學是基于 Lighthill的聲類比理論，經過Curle、Ffowcs Williams 和 Hawkings擴展成為FW-H聲類比方程[13-14]如下

(4)

式中:p′為流場聲壓；ni為流體沿物體表面的法向方向；vn為法向速度；c0為聲速；Tij為Lighthill應力張量；δ(f)為Dirac delta函數；H(f)為Heaviside函數。

FW-H方程中右邊的三項分別對應單極子、偶極子和四極子噪聲源,其中風管壁面可以看成剛性，單極子噪聲幾乎為零[15]；汽車后空調高檔運行風管內流體仍屬于低馬赫數，而四極子與偶極子噪聲強度之比正比于馬赫數的平方[16]，四極子噪聲強度遠小于偶極子，偶極子是主要噪聲貢獻。

3 計算結果分析及方案優(yōu)化

3.1 風管氣動噪聲數值計算驗證

穩(wěn)態(tài)計算相關設置如表1所示，除進出口外都為無滑移壁面邊界，采用Curle偶極子和Proudman四極子穩(wěn)態(tài)噪聲源模型計算噪聲源分布位置和大小，入口流量邊界為圖1所示鼓風機出口對應后空調7檔流量，圖1所示的整車泄壓閥為壓力出口邊界，近壁面采用壁面函數法結合低雷諾數模型的ALLy+Wall Treatment混合方式處理，即根據y+的大小自適應選擇壁面模型[17]，經計算壁面區(qū)y+值范圍為0.2～19.4，當y+值小于5時近壁面采用低雷諾數模型求解，而大于5時采用壁面函數法求解。

穩(wěn)態(tài)寬頻噪聲源分布計算結果如圖5所示，由圖可知噪聲源主要集中在頂棚風管上，其中偶極子最大噪聲源為88.0 dB(A)，四極子最大噪聲源為78.9 dB(A)，四極子噪聲能量僅為偶極子的2%左右，因此，偶極子噪聲源是風管氣動噪聲的主要噪聲貢獻。

(a) 偶極子噪聲源

保持穩(wěn)態(tài)計算邊界條件，設置瞬態(tài)湍流模型和求解器參數如表2所示，以收斂后的穩(wěn)態(tài)計算結果為初始條件再進行瞬態(tài)計算，以風管和格柵為FW-H聲源積分面，以車內中排左乘客右耳處為FW-H聲壓監(jiān)測點，輸出瞬態(tài)計算穩(wěn)定后0.1～0.3 s監(jiān)測點時域聲壓數據，并進行A計權平均聲壓級后處理計算，聲壓級數值計算和試驗測試對比結果如圖6所示。

表2 瞬態(tài)計算模型及求解參數設置Tab.2 Unsteady model and solver settings

由圖6可知，數值計算的頻譜在200 Hz以下較試驗結果低，主要是由于數值計算未考慮鼓風機的機械等噪聲。20～1 000 Hz和200～450 Hz頻帶計算總聲壓級精度在95%以上，由于仿真計算未考慮實車測試時存在鼓風機和暖通箱的噪聲，這從側面說明高檔運行時風管是主要氣動噪聲源部件。風管頻譜能夠有效捕捉到200～450 Hz的突出特征，并且分別有260 Hz、320 Hz和430 Hz三處的峰值頻率成分和試驗結果對應，三處峰值較試驗值誤差在10%以下，計算值偏大的原因主要是數值計算未考慮風管內部噪聲的折反射和風口吸音棉對噪聲的吸收。

(a) A計權噪聲頻譜

3.2 低頻帶噪聲產生機理分析

氣動噪聲主要是由于壓力脈動引起，對流場進行壓力脈動FFT分析，200～450 Hz頻帶壓力脈動分布結果如圖7所示，由圖7可知該頻帶的最大壓力脈動主要集中在左側P1和右側P2點附近導流片處，以及左右側最窄處P3和P4點附近。

圖7 200～450 Hz壓力脈動分布Fig.7 200-450 Hz pressure fluctuation distribution

P1～P4處附近在0.2 s時的湍動能如圖8所示，由圖可知該四處明顯存在較大的湍動能集聚區(qū)，而湍動能大小與渦的存在和流體流動分離直接相關。

圖8 湍動能分布Fig.8 Turbulent kinetic energy distribution

(a) P1附近Z截面

進一步提取該四處附近Z向截面的速度流線及壓力分布結果如圖9所示，由圖9(a)可知，左側的導流片P1處為了保證左側兩個出風口的流量分配要求，在導流片中間增加了一個流向左后側出風口的間隙，導流片被該間隙分成兩段，該間隙沖出較高流速的流體，由于慣性作用大于黏性作用，使得流體在導流片凹側發(fā)生分離，表現出湍流狀態(tài)，形成局部渦，并形成明顯的負壓區(qū)，這必然加劇該處的壓力脈動，進而對外表現出強烈的氣動噪聲。同理，由圖9(b)可知，右側風管P2位置處的導流片為保證右側出風口的流量分配在Y向急劇偏轉，形成倒L形結構，使得流體通過后在導流片凹側形成局部渦，產生大范圍的負壓區(qū)，也必然加劇該處的壓力脈動。與此同時，P1和P2位置處的導流片明顯使得通過后的流體偏向風管外側(如圖9(c)，9(d)所示)，使得下游P4和P3處的流體明顯向外側，流體出現分離并形成渦，加劇壓力脈動，形成氣動噪聲源。

圖10 P1～P4點壓力頻域Fig.10 Frequency domain pressure data of P1-P4

監(jiān)測記錄瞬態(tài)計算過程中P1～P4點的時域壓力數據結果，并進行FFT分析結果如圖10所示，由圖可知在200～450 Hz之間存在相對較大的壓力脈動，其中P2點呈現出260和320 Hz左右的峰值特征，其它三點呈現出寬頻的特征，由上可知由于P1～P4附近渦的存在，使得該四處存在較大的壓力脈動，最大可達到7 Pa左右，且壓力脈動的頻率在200～450 Hz相對較大，成為低頻氣動噪聲的主要激勵源。另一方面，氣動噪聲的大小也決定于風管聲學模態(tài)的影響，因此通過有限元計算頂棚風管單位激勵下的出口聲壓頻響和聲模態(tài)，結果分別如圖11和圖12所示。

由圖11可知，在1 kHz以內存在多個頻響峰值，在峰值處都有對應的聲模態(tài)，尤其在200～450 Hz之間頻響明顯較大，若壓力脈動激勵頻率及位置和對應聲模態(tài)耦合時，必然造成聲模態(tài)頻率處的噪聲峰值。

由圖12可知，256和274 Hz聲模態(tài)的反節(jié)點主要位于P3和P4處，328和451 Hz聲模態(tài)在兩側導流片P1及P2處也有反節(jié)點分布，而反節(jié)點位置又存在和聲模態(tài)耦合的壓力脈動激勵頻率，這會在乘員艙輻射產生劇烈的氣動噪聲，并呈現處聲模態(tài)頻率附近的峰值特征，這與風管噪聲仿真和測試結果中低頻帶中三個峰值頻率成分結果一致。

圖11 風管出口頻響及聲模態(tài)分布Fig.11 Frequency response of duct oulet and acoustic mode distribution

3.3 方案優(yōu)化

頂棚風管受到整車內外造型和周圍線束的布置限制，風管外廓造型很難做大的調整，并且風管聲模態(tài)較為密集，通過風管造型調整聲模態(tài)較為困難。

由于導流片引起的渦流壓力脈動可以通過導流片結構的優(yōu)化來有效降低，實現流量分配和噪聲的性能平衡，因此對左右側的導流片優(yōu)化思路為：①左側導流片去掉中間間隙以避免從間隙沖出的高速流體形成的分離渦，為彌補間隙流向左側后出風口的流量，將導流片的上游縮短以增加左側后出風口的流量，最終成一段式導流片如圖13優(yōu)化方案左側所示；②右側L型導流片在X方向的過渡梯度減小，即讓導流片在Y向的彎折變緩，這樣既可以降低導流片在凹側的流體分離程度，同時盡量不改變原流量分配比例。對優(yōu)化導流片后的風管出風口流量分配比例和原狀態(tài)對比結果如圖14所示，流量分配比例均勻程度稍有變差，比例范圍為22.9%～27.1%，但在(25±2.5)%的工程允許容差范圍內。

優(yōu)化前后t=0.2 s時左右側導流片附近的流線和靜壓分布對比如圖15、16所示，由圖15(a)和15(b)對比可知：左側由于導流片之間間隙的取消，優(yōu)化方案導流片凹側的負壓區(qū)明顯減小，渦的劇烈程度也大大降低，同時流體流向的左下側45°偏向程度也有一定的削弱，優(yōu)化后左側P1和P4點0.1～0.3 s內壓力脈動時域和200～450 Hz頻域幅值較原狀態(tài)都有明顯降低(如圖17(a)和17(d)所示)；由圖16(a)和16(b)對比可知：優(yōu)化方案右側風管導流片凹側的負壓區(qū)范圍縮小，較原方案更分散，可以削弱集中渦的作用，有利于壓力脈動的分散化降低，風管右側P2和P3點處0.1～0.3 s的壓力脈動的時域和200～450 Hz頻域幅值也相應的隨著降低(如圖17(b)和17(c)所示)，降低了壓力脈動激勵源。