平地機(jī)駕駛室內(nèi)空調(diào)嘯叫聲的聲源定位與分析

劉永紅，鄧習(xí)樹，李 婷

（三一集團(tuán)有限公司，湖南 長沙 410100）

空調(diào)作為工程機(jī)械產(chǎn)品不可或缺的組成部分之一，其噪聲越來越受到各大空調(diào)企業(yè)及工程機(jī)械行業(yè)的重視.過高的空調(diào)噪聲將導(dǎo)致工程機(jī)械舒適性大打折扣，影響產(chǎn)品的市場競爭力，可見，如何降低空調(diào)噪聲已刻不容緩.

據(jù)駕駛員反映，某平地機(jī)駕駛室內(nèi)部的空調(diào)運(yùn)行時(shí)，其噪聲中夾帶有強(qiáng)烈的嘯叫噪聲，而且該嘯叫聲隨著空調(diào)工作擋位的不同，其聲音大小和刺耳程度也有所不同.為此，本文采用傳統(tǒng)的近場測試法，用B ＆ K聲學(xué)測試儀，并結(jié)合FLUENT和ACTRAN等流體聲學(xué)軟件對空調(diào)異常嘯叫聲的聲源進(jìn)行了定位，同時(shí)對其產(chǎn)生的機(jī)理和頻率特征進(jìn)行了研究，并提出了消除空調(diào)管路嘯叫聲的有效措施.

1 空調(diào)異常嘯叫聲的聲源定位

1.1 噪聲源識別與定位方法

所謂噪聲源識別［1－2］定位，是指對同時(shí)存在的多個(gè)噪聲源進(jìn)行分析，確定它們的聲學(xué)特性并根據(jù)它們對總的噪聲所起的作用加以分等.噪聲源的鑒別是噪聲控制的關(guān)鍵［3］.本文采用的近場分析法，主要是對于某些噪聲峰值難以主觀判別的情況，可以將傳聲器接近機(jī)器不同部位，看哪個(gè)部位峰值最大，針對發(fā)聲部位，結(jié)合結(jié)構(gòu)分析來確定噪聲源.

1.2 嘯叫聲的聲源定位試驗(yàn)

本次試驗(yàn)的平地機(jī)樣機(jī)，其駕駛室內(nèi)部空調(diào)共有10個(gè)出風(fēng)口，且左右呈對稱分布，具體位置見圖1.首先，通過耳聽方式大致判斷出，嘯叫聲在駕駛室左右兩側(cè)立柱上的出風(fēng)口處最明顯.此外，拆除圖1中白色圈標(biāo)記的空調(diào)與出風(fēng)管道的連接處，空調(diào)嘯叫聲基本消失.由此判斷嘯叫聲與空調(diào)壓縮機(jī)工作無關(guān)，初步推斷嘯叫是由空調(diào)管路引起.

圖1 駕駛室內(nèi)部空調(diào)管路分布簡圖Fig.1 Distributing chart of HVAC （Heating Ventilation and Air Conditioning）pipeline in cabin

考慮到出風(fēng)管道的對稱分布，采用B ＆ K聲級計(jì)對駕駛室右邊5個(gè)出風(fēng)口進(jìn)行不同工況下的噪聲測試，結(jié)果如圖1所示.從圖中可看出，＃3出風(fēng)口相比其他出風(fēng)口噪聲更大，因此推測駕駛室左右兩側(cè)立柱上的出風(fēng)管道是空調(diào)嘯叫聲產(chǎn)生的源頭.

圖2 不同工況下各出風(fēng)口的噪聲聲壓級Fig.2 Noise pressure of outlets in several conditions

進(jìn)一步對＃3出風(fēng)口不同工況下的1／3倍頻程進(jìn)行對比，如圖3所示.

圖3 不同工況下＃3出風(fēng)口噪聲的1／3倍頻程Fig.3 1／3octave of＃3outlet in several conditions

從圖中可看出，空調(diào)制熱高擋時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)不啟動(dòng)和發(fā)動(dòng)機(jī)全速工況下駕駛室車門處出風(fēng)口的1／3倍頻程分布規(guī)律基本一致，能量主要集中在200～4 000Hz的頻率段，中心頻率2 000Hz處的幅值明顯突出，而空調(diào)不開、發(fā)動(dòng)機(jī)全速時(shí)的噪聲能量主要集中在125～500Hz之間，且幅值遠(yuǎn)低于高頻的空調(diào)氣動(dòng)噪聲幅值.由此說明，空調(diào)管路中的氣動(dòng)噪聲是嘯叫聲的主要貢獻(xiàn)源.

2 空調(diào)嘯叫聲產(chǎn)生的機(jī)理探討

為探尋空調(diào)管道內(nèi)嘯叫聲的產(chǎn)生機(jī)理，并提出有效的消除措施，特采用FLUENT和ACTRAN軟件對＃3號出風(fēng)口所在的管道進(jìn)行流場與聲場仿真.管道結(jié)構(gòu)簡圖如圖4所示，其中a是整體外觀圖，b和c是a拆分后得到的內(nèi)部結(jié)構(gòu)圖.

圖4 ＃3出風(fēng)管道結(jié)構(gòu)簡圖Fig.4 Structure chart of＃3outflow pipeline

2.1 空調(diào)管道流場仿真分析

建立＃3出風(fēng)口所在空調(diào)管道的有限元模型，其中網(wǎng)格尺寸3mm，主要采用四面體網(wǎng)格進(jìn)行劃分.有限元模型建好后導(dǎo)入FLUENT軟件進(jìn)行流體域的計(jì)算，進(jìn)氣口設(shè)置為速度入口，給定初始速度10m·s－1，出氣口設(shè)置為壓力出口，求解器設(shè)置為非穩(wěn)態(tài)、二階，流體計(jì)算選擇大渦模型，迭代步長為0.000 1s.

經(jīng)過迭代計(jì)算得到圖5和圖6所示的空調(diào)管道流場速度和總壓分布.

圖5 ＃3出風(fēng)管道流場速度分布Fig.5 Flow velocity of＃3outflow pipeline

圖6 ＃3出風(fēng)管道流場總壓分布Fig.6 Total pressure of＃3outflow pipeline

從圖5可看出，氣流從管道進(jìn)氣口進(jìn)來通過狹窄的凹槽（寬5mm）時(shí)，速度從10m·s－1迅速增長到40m·s－1左右.高速流動(dòng)的氣流不斷沖撞管道凹槽的壁面，容易引起管壁的振動(dòng)，形成“發(fā)聲器”.

從圖6的流場總壓分布圖上可進(jìn)一步發(fā)現(xiàn)，凹槽部位壓阻較大，壓力分布不均，凹槽段的紊流現(xiàn)象［4－5］嚴(yán)重（尾部出現(xiàn)渦流），形成很強(qiáng)的壓力振蕩，這種壓力振蕩能發(fā)出很強(qiáng)的單頻音.某些情況下，壓力振蕩可能與管道的某階聲駐波共振的固有頻率相吻合，導(dǎo)致聲駐波的耦合共振，從而引發(fā)強(qiáng)烈的聲輻射［6］，此為嘯叫聲的產(chǎn)生機(jī)理.

對此，本文考慮在不影響空調(diào)出風(fēng)量和管道空間布置的前提下建議將凹槽寬度從5mm增大為13 mm，以減小壓力振蕩，從而抑制嘯叫聲的產(chǎn)生.為驗(yàn)證該措施的有效性，對改進(jìn)后的管道進(jìn)行流場仿真，邊界條件與求解器設(shè)置均與原管道仿真相同，得到流場速度和總壓分布分別如圖7和圖8所示.

圖7 改進(jìn)后的管道流場速度分布Fig.7 Flow velocity of improved outflow pipeline

圖8 改進(jìn)后的管道流場總壓分布Fig.8 Total pressure of improved outflow pipeline

從圖7中可看出，氣流在通過進(jìn)氣口和凹槽時(shí)，速度從10m·s－1增長20m·s－1，速度變化梯度較小，對凹槽處的壁面沖撞相比原管道結(jié)構(gòu)大大降低了.從圖8中的總壓分布圖中也可看出，由于凹槽部位壓阻的減小，改進(jìn)后的管道入口處的壓力值（450Pa）明顯低于原管道的入口壓力（660Pa），使得氣流對凹槽壁面的沖擊減小.此外，凹槽處壓力分布較均勻，凹槽尾部也未形成渦流狀區(qū)域.由此，推斷原管道凹槽寬度過小是駕駛室左右兩側(cè)出風(fēng)管道嘯叫聲產(chǎn)生的主要原因.

2.2 空調(diào)管道聲場仿真分析

為證實(shí)上述推斷，在流體模型基礎(chǔ)上建立改進(jìn)前后管道的聲學(xué)模型（圖9）.模型包含3部分：3D的聲源部分、聲傳播體、聲傳播體表面2D的聲輻射面.為便于觀測噪聲頻譜曲線，在距離聲傳播中心點(diǎn)正前方0.5m處設(shè)置了一噪聲觀測場點(diǎn).指定聲源部分和聲傳播體為有限元組件，聲輻射面為無限元組件.選擇MUMPS求解器計(jì)算.

通過計(jì)算得到原管道和改進(jìn)后管道噪聲觀測場點(diǎn)的窄帶頻譜，如圖10所示.從圖中可發(fā)現(xiàn)，在2 000Hz和4 000Hz左右，改進(jìn)后管道噪聲峰值顯著低于原管道的峰值，在2 000～4 000Hz之間的高頻帶噪聲峰值也有一定程度的降低.

圖9 ＃3出風(fēng)管道聲場模型Fig.9 Acoustic model of＃3outflow pipeline

為驗(yàn)證仿真結(jié)果的正確性，將改進(jìn)后的空調(diào)管道試裝至平地機(jī)駕駛室內(nèi)，通過駕駛員與測試人員耳聽，嘯叫聲已基本消失.進(jìn)一步測試得到“發(fā)動(dòng)機(jī)不啟動(dòng)，空調(diào)制熱高擋”工況下，改進(jìn)后的＃3管道出風(fēng)口噪聲倍頻程，并與改進(jìn)前的倍頻程進(jìn)行對比，如圖11所示.從圖中明顯看出，測試結(jié)果與仿真結(jié)果基本一致，在中高頻段上改進(jìn)后的＃3出風(fēng)口噪聲能量顯著下降.

圖10 原管道和改進(jìn)后的管道噪聲觀測點(diǎn)頻譜對比Fig.10 Simulating noise spectrum of original and improved pipeline

圖11 原管道和改進(jìn)后的管道出風(fēng)口噪聲測試數(shù)據(jù)對比Fig.11 Noise testing data of original and improved pipeline

3 結(jié)論

通過空調(diào)嘯叫聲的聲源定位試驗(yàn)以及空調(diào)管道的流場與聲場模擬，得出以下結(jié)論：

（1）駕駛室兩側(cè)空調(diào)管道的凹槽過窄是空調(diào)異常嘯叫聲產(chǎn)生的根源；

（2）嘯叫聲屬于高頻噪聲，特征頻率在2 000 Hz和4 000Hz左右；

（3）在保證空調(diào)管道出口風(fēng)量的前提下，加寬兩側(cè)管道凹槽寬度能有效預(yù)防空調(diào)嘯叫聲的產(chǎn)生；

（4）考慮在不影響空調(diào)出風(fēng)量和管道空間布置的前提下建議將槽駕駛室兩側(cè)管道的凹槽寬度由5mm加寬至13mm.

［1］方健.空調(diào)器噪聲源分析技術(shù)及其應(yīng)用［J］.家電科技，2003（8）：35－36.FANG Jian.The analytical technology of noise source and application in air conditioners［J］.Science and Technology of Household Electric Appliance，2003（8）：35－36.

［2］馬大猷.噪聲控制學(xué)［M］.北京：科學(xué)出版社，1987.MA Daqiu.Noise control［M］.Beijing：Science Press，1987.

［3］蘭江華.某空調(diào)異常嘯叫聲的聲源定位與消除及其頻譜特征研究［J］.應(yīng)用聲學(xué)，2010，29（3）：247－251.LAN Jianghua.Source localization and elimination of an airconditioning abnormal howling and study of its frequency spectrum［J］.Applied Acoustics，2012，29（3）：247－251.

［4］何國勤，殷寶琴，翟興忠，等.管路噪聲的降噪方案［J］.噪聲與振動(dòng)控制，2003（5）：47－48.HE Guoqin，YIN Baoqin，ZHAI Xingzhong.Optimal plan to control pipeline noises［J］.Noise and Vibration Control，2003（5）：47－48.

［5］郝火凡，張翠玲.空調(diào)系統(tǒng)噪聲研究與控制［J］.蘭州交通大學(xué)學(xué)報(bào)，2005，24（1）：87－90.HAO Huofan，ZHANG Cuiling.Research and control of HVAC system noise［J］.Journal of Lanzhou Jiaotong University，2005，24（1）：87－90.

［6］張楠，沈泓萃，姚惠之，等.孔穴流激噪聲的計(jì)算與驗(yàn)證研究［J］.船舶力學(xué)，2008，12（5）：799－805.ZHANG Nan，SHEN Hongcui，YAO Huizhi，et al.Validation and calculation of flow－induced noise of cavity［J］.Journal of Ship Mechanics，2008，12（5）：799－805.