整車(chē)環(huán)境下汽車(chē)空調(diào)系統(tǒng)氣動(dòng)噪聲分析

鄒春一，楊志剛，李啟良，鐘立元

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整車(chē)環(huán)境下汽車(chē)空調(diào)系統(tǒng)氣動(dòng)噪聲分析

鄒春一1,2，楊志剛1,2，李啟良1,2，鐘立元1,2

(1. 上海市地面交通工具空氣動(dòng)力與熱環(huán)境模擬重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，上海 201804； 2. 同濟(jì)大學(xué)上海地面交通工具風(fēng)洞中心，上海 201804)

針對(duì)汽車(chē)空調(diào)(Heating, Ventilation, and Air-Conditioning，HVAC)存在噪聲過(guò)大導(dǎo)致舒適性較差的問(wèn)題，通過(guò)試驗(yàn)為主、數(shù)值仿真為輔的方法對(duì)整車(chē)環(huán)境下空調(diào)系統(tǒng)氣動(dòng)噪聲進(jìn)行了研究。研究發(fā)現(xiàn)，空調(diào)系統(tǒng)產(chǎn)生的氣動(dòng)噪聲呈寬頻噪聲特性。整車(chē)環(huán)境下空調(diào)系統(tǒng)輻射出來(lái)的噪聲量級(jí)比自由場(chǎng)環(huán)境高11.7 dB(A)，聲壓級(jí)較大的頻帶更寬，呈現(xiàn)出明顯的混響場(chǎng)特征。在空調(diào)風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速為7檔、內(nèi)循環(huán)工況時(shí)，測(cè)點(diǎn)C處的總聲壓級(jí)高達(dá)67.9 dB(A)，超過(guò)企業(yè)內(nèi)部標(biāo)準(zhǔn)要求1.9 dB(A)。風(fēng)機(jī)是主要噪聲源，應(yīng)在后期降噪中加以控制。由于乘員的阻擋和衣物的吸聲，乘員艙空間縮小，坐有乘員時(shí)相同測(cè)點(diǎn)的總聲壓級(jí)小1.5 dB(A)，在125 Hz以上各頻率段的聲壓級(jí)均有不同程度的降低。文中研究可為明確空調(diào)系統(tǒng)在乘員艙的聲輻射特性和空調(diào)系統(tǒng)噪聲控制提供參考。

汽車(chē)空調(diào)；乘員艙；氣動(dòng)噪聲

0 引言

隨著物質(zhì)生活水平的提高，汽車(chē)空調(diào)在滿(mǎn)足制冷和取暖需求的同時(shí)，產(chǎn)生的氣動(dòng)噪聲也逐漸受到關(guān)注。汽車(chē)空調(diào)氣動(dòng)噪聲主要來(lái)源于風(fēng)機(jī)和風(fēng)道，既包括風(fēng)機(jī)周期性旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離散噪聲和寬帶噪聲，也包括氣流與風(fēng)道相互作用產(chǎn)生的噪聲。由于流場(chǎng)復(fù)雜性，尚未明確流動(dòng)對(duì)聲源的影響：同時(shí)復(fù)雜的聲場(chǎng)導(dǎo)致其噪聲傳播機(jī)理有待進(jìn)一步研究。隨著對(duì)乘員艙舒適性的要求越來(lái)越高，很多汽車(chē)空調(diào)系統(tǒng)出現(xiàn)噪聲超標(biāo)問(wèn)題，因此，有必要通過(guò)試驗(yàn)和仿真手段進(jìn)行深入研究。

近年來(lái)，國(guó)內(nèi)外針對(duì)旋轉(zhuǎn)機(jī)械開(kāi)展了一些試驗(yàn)和仿真研究。在試驗(yàn)方面，A. Broatch等[1]采用單傳感器法和多傳感器法測(cè)量了離心壓縮機(jī)內(nèi)的氣動(dòng)噪聲。劉波等[2]利用動(dòng)態(tài)壓力傳感器測(cè)量了一臺(tái)單級(jí)軸流壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子葉尖間隙非定常壓力脈動(dòng)，發(fā)現(xiàn)主頻的峰值隨著轉(zhuǎn)速的增加而升高，隨著出口背壓的提高而降低。代元軍等[3]在不同尖速比條件下，利用聲陣列法對(duì)S系列翼型風(fēng)力機(jī)的葉尖區(qū)域噪聲進(jìn)行了測(cè)試，揭示了葉尖渦流動(dòng)特性與氣動(dòng)噪聲特性之間的關(guān)系。在仿真方面，楊振東等[4]采用大渦模擬(Large Eddy Simulation，LES)和Ffowcs Williams-Hawkings (FW-H)方程計(jì)算了汽車(chē)離心風(fēng)機(jī)的氣動(dòng)噪聲?？祻?qiáng)等[5]通過(guò)分離渦模型(Detached Eddy Simulation，DES)計(jì)算離心風(fēng)機(jī)內(nèi)部的非定常流動(dòng)，然后采用Lighthill方程變分形式求解風(fēng)機(jī)內(nèi)外空間的聲場(chǎng)分布。M Kaltenbacher等[6]利用DES和LES分別計(jì)算了一側(cè)通道風(fēng)機(jī)的流場(chǎng)，隨后基于有限元法，利用Perfect Match Layer技術(shù)預(yù)測(cè)遠(yuǎn)場(chǎng)聲輻射。針對(duì)空調(diào)系統(tǒng)，特別是整車(chē)環(huán)境下的空調(diào)系統(tǒng)氣動(dòng)噪聲研究較少，僅查找到N. Hammad的文獻(xiàn)[7]，文中通過(guò)改變風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速、空調(diào)開(kāi)關(guān)狀態(tài)等探討空調(diào)對(duì)車(chē)內(nèi)噪聲的影響。

為此，有必要對(duì)整車(chē)環(huán)境下汽車(chē)空調(diào)系統(tǒng)的氣動(dòng)噪聲展開(kāi)研究。以某噪聲超標(biāo)的汽車(chē)空調(diào)系統(tǒng)為原型，測(cè)量它在不同工況下各測(cè)點(diǎn)的聲壓，了解其噪聲分布特性。在此基礎(chǔ)上，通過(guò)非定常流動(dòng)仿真，了解空調(diào)系統(tǒng)內(nèi)部和乘員艙內(nèi)的流動(dòng)情況，找到流場(chǎng)脈動(dòng)劇烈的位置，為后續(xù)聲學(xué)計(jì)算和降噪研究提供基礎(chǔ)。

1 研究方法

1.1 試驗(yàn)方法

為了探究空調(diào)系統(tǒng)在乘員艙的氣動(dòng)噪聲特性，在前后排人耳位置布置6個(gè)測(cè)點(diǎn)，如圖1所示。前排測(cè)點(diǎn)A、C距出風(fēng)口的水平距離為770 mm，垂直距離為325 mm；前排測(cè)點(diǎn)B距中間出風(fēng)口水平距離720 mm，垂直距離195 mm；后排測(cè)點(diǎn)與前排測(cè)點(diǎn)垂直高度相同，水平距離為975 mm。測(cè)量工況包括內(nèi)外循環(huán)、5和7檔、空車(chē)和坐有4名乘客，共計(jì)8種。

圖1 測(cè)點(diǎn)位置示意

噪聲測(cè)試系統(tǒng)由聲傳感器、校準(zhǔn)器和數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)組成，如圖2所示。聲傳感器采用B&K公司4189型1/2 in(1 in=2.54 cm)傳聲器，數(shù)據(jù)采集利用HEAD ACOUSTICS 公司SQLAB III多通道數(shù)采系統(tǒng)，最大帶寬為640 kHz。試驗(yàn)開(kāi)始之前利用B&K標(biāo)準(zhǔn)聲學(xué)校準(zhǔn)器對(duì)測(cè)量設(shè)備進(jìn)行了校準(zhǔn)。標(biāo)定后設(shè)定采樣頻率為48 kHz，采樣時(shí)間為10 s。

圖2 噪聲測(cè)量的布設(shè)

1.2 仿真方法

為了探索乘員艙氣動(dòng)噪聲超標(biāo)原因、尋找主要噪聲源，建立了帶乘員艙的空調(diào)系統(tǒng)數(shù)值仿真模型，包括風(fēng)機(jī)、過(guò)濾器、蒸發(fā)器、風(fēng)道、座椅、儀表盤(pán)、車(chē)窗等，利用計(jì)算流體力學(xué) (Computational Fluid Dynamics，CFD)方法確定噪聲源的大小及其位置?？照{(diào)系統(tǒng)的噪聲以氣動(dòng)噪聲為主，而氣動(dòng)噪聲又源于系統(tǒng)內(nèi)部強(qiáng)烈的非定常流動(dòng)，因此可以通過(guò)求解流場(chǎng)的壓力脈動(dòng)來(lái)間接確定聲源的位置。對(duì)計(jì)算域進(jìn)行空間離散，風(fēng)機(jī)葉片幾何尺寸較小，面網(wǎng)格尺寸為1 mm；風(fēng)機(jī)其它區(qū)域網(wǎng)格為2 mm。過(guò)濾器和蒸發(fā)器采用多孔介質(zhì)模型，網(wǎng)格尺寸為1.5 mm?？照{(diào)系統(tǒng)其它區(qū)域網(wǎng)格為3 mm左右。乘員艙網(wǎng)格為15 mm，如圖3所示。體網(wǎng)格采用Trimmer (切割體)結(jié)合Prism layer(棱柱層)策略。+是壁面距離的無(wú)量綱量，采用DES模型時(shí)，+應(yīng)控制在1以?xún)?nèi)。體網(wǎng)格共生成770萬(wàn)個(gè)，其中壁面生成了4層棱柱層網(wǎng)格，滿(mǎn)足+≈1的湍流模型要求。

圖3 空調(diào)系統(tǒng)流場(chǎng)計(jì)算面網(wǎng)格

使用STAR-CCM+進(jìn)行非定常流動(dòng)計(jì)算。計(jì)算域進(jìn)口為Stagnation Inlet，靜壓為0 Pa。過(guò)濾器和蒸發(fā)器采用多孔介質(zhì)模型，其壓降特性由供應(yīng)商提供的試驗(yàn)數(shù)據(jù)得到。出口邊界條件為壓力出口，參考?jí)毫闃?biāo)準(zhǔn)大氣壓。定常計(jì)算時(shí)，風(fēng)機(jī)采用多參考坐標(biāo)系法；非定常計(jì)算時(shí)，風(fēng)機(jī)采用滑移網(wǎng)格法。轉(zhuǎn)速為345 rad·s-1，對(duì)應(yīng)7檔外循環(huán)工況。

首先采用定?？蓧嚎sSST-湍流模型和理想氣體狀態(tài)方程求解，待穩(wěn)定后改用SST-IDDES模型求解瞬態(tài)可壓流場(chǎng)?？臻g離散格式為混合中間差分，時(shí)間離散格式為二階。時(shí)間步長(zhǎng)為2.5×10-5s，對(duì)應(yīng)風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)0.5°所需要的時(shí)間。當(dāng)計(jì)算時(shí)間進(jìn)入到0.25 s后，流動(dòng)狀態(tài)達(dá)到動(dòng)態(tài)平衡，開(kāi)始采集流場(chǎng)脈動(dòng)數(shù)據(jù)，共采集0.25 s。

2 噪聲結(jié)果分析

對(duì)測(cè)點(diǎn)進(jìn)行聲壓級(jí)頻譜分析，得到空調(diào)系統(tǒng)在不同工況下運(yùn)轉(zhuǎn)產(chǎn)生的噪聲在各個(gè)測(cè)點(diǎn)位置的聲壓級(jí)大小，尋找不同循環(huán)模式和檔位帶來(lái)的噪聲差異。首先比較空調(diào)系統(tǒng)在自由場(chǎng)和乘員艙的聲輻射，接著分析測(cè)點(diǎn)在內(nèi)、外循環(huán)狀態(tài)下的噪聲特性，與此同時(shí)選取外循環(huán)工況，比較5檔和7檔對(duì)應(yīng)的測(cè)點(diǎn)聲壓級(jí)頻譜，最后以7檔外循環(huán)工況為例，評(píng)估乘員對(duì)噪聲的影響。各測(cè)點(diǎn)的聲壓級(jí)在5 000 Hz以后呈現(xiàn)急劇衰減的趨勢(shì)，說(shuō)明乘員艙內(nèi)的噪聲能量主要集中在5 000 Hz內(nèi)，因此本文只考慮50～5 000 Hz頻段內(nèi)的聲壓分布。

2.1 自由場(chǎng)與乘員艙

在自由場(chǎng)環(huán)境與乘員艙封閉空間情況下，試驗(yàn)所得測(cè)點(diǎn)A的聲壓級(jí)在50～5 000 Hz頻段的線(xiàn)性譜對(duì)比如圖4所示。自由場(chǎng)的測(cè)試結(jié)果來(lái)自該空調(diào)系統(tǒng)的臺(tái)架試驗(yàn)，具體可參考文獻(xiàn)[8]。測(cè)點(diǎn)A在乘員艙內(nèi)的總聲壓級(jí)為62.0 dB(A)，而在自由場(chǎng)情況下總聲壓級(jí)為50.3 dB(A)，相差達(dá)11.7 dB(A)。由圖4也可明確看出，乘員艙內(nèi)的噪聲強(qiáng)度遠(yuǎn)高于自由場(chǎng)的聲輻射強(qiáng)度。在50～1 500 Hz頻段內(nèi)兩者的聲壓級(jí)在變化趨勢(shì)和幅值上均有很大差異。自由場(chǎng)環(huán)境下這一頻段的聲壓幅值呈上升趨勢(shì)，從150 Hz起變化趨于平緩，聲壓級(jí)在30 dB(A)上下波動(dòng)。而乘員艙內(nèi)的聲場(chǎng)在50～110 Hz頻段聲壓級(jí)急劇增大，特別是在100～110 Hz范圍內(nèi)。110～1 500 Hz頻段內(nèi)聲壓則呈現(xiàn)衰減的趨勢(shì)。值得注意的是，在110～350 Hz頻段乘員艙內(nèi)的聲壓級(jí)達(dá)到了全頻段的最大值。1 500 Hz之后自由場(chǎng)環(huán)境和乘員艙對(duì)應(yīng)的聲場(chǎng)均表現(xiàn)為衰減的趨勢(shì)，其中自由場(chǎng)聲場(chǎng)衰減的速率更大。造成兩種環(huán)境下聲場(chǎng)出現(xiàn)明顯差異的原因，可能是乘員艙作為一個(gè)封閉的有限空間具有混響特性，其壁面及內(nèi)飾對(duì)聲波傳播有一定的影響。

圖4 自由場(chǎng)與乘員艙環(huán)境下，測(cè)點(diǎn)A聲壓級(jí)頻譜對(duì)比

2.2 內(nèi)、外循環(huán)

在相同檔位下，內(nèi)循環(huán)模式產(chǎn)生的噪聲高于外循環(huán)模式時(shí)的噪聲約5 dB(A)。以測(cè)點(diǎn)C為例，其總聲壓級(jí)在7檔、內(nèi)循環(huán)工況下高達(dá)67.9 dB(A)，比企業(yè)內(nèi)部標(biāo)準(zhǔn)要求的66 dB(A)大1.9 dB(A)；而在同檔位外循環(huán)工況下總聲壓級(jí)為62.7 dB(A)，較內(nèi)循環(huán)模式低5.2 dB(A)。內(nèi)外循環(huán)的區(qū)別在于風(fēng)機(jī)入口處的結(jié)構(gòu)差異。圖5所示為空調(diào)風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速調(diào)至7檔時(shí)，不同循環(huán)模式下測(cè)點(diǎn)C、F的聲壓級(jí)在50～5 000 Hz頻段內(nèi)的線(xiàn)性譜。由圖5可知，在整個(gè)頻段內(nèi)，內(nèi)循環(huán)模式對(duì)應(yīng)的聲壓級(jí)均高于外循環(huán)，尤其集中在1 000Hz以下，同頻率下聲壓級(jí)最大相差約8 dB(A)。在150～2 000 Hz內(nèi)兩者聲壓級(jí)分布規(guī)律有明顯差異，在其他頻段內(nèi)的變化趨勢(shì)則趨于一致。這說(shuō)明空調(diào)系統(tǒng)風(fēng)機(jī)入口處的流動(dòng)狀態(tài)對(duì)整個(gè)空調(diào)系統(tǒng)流場(chǎng)的改變有明顯的作用，從而改變聲源特性，進(jìn)而影響乘員艙內(nèi)的噪聲強(qiáng)度和分布。

圖5 空調(diào)7檔對(duì)應(yīng)測(cè)點(diǎn)A計(jì)權(quán)聲壓級(jí)頻譜

2.3 5檔和7檔

圖6所示為外循環(huán)模式下空調(diào)分別調(diào)至5檔和7檔對(duì)應(yīng)測(cè)點(diǎn)C、F的頻譜。對(duì)同一個(gè)測(cè)點(diǎn)，檔位變化，也就是風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化導(dǎo)致的風(fēng)量變化基本不會(huì)改變測(cè)點(diǎn)的噪聲分布特性，不同檔位對(duì)應(yīng)的聲壓級(jí)變化趨勢(shì)一致，而聲壓級(jí)的量值隨著轉(zhuǎn)速的提高而增大，兩個(gè)檔位對(duì)應(yīng)同一測(cè)點(diǎn)的聲壓級(jí)相差超過(guò)6 dB(A)?？照{(diào)系統(tǒng)的風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化會(huì)使其基頻發(fā)生改變，但并未對(duì)測(cè)點(diǎn)的聲壓級(jí)分布規(guī)律造成顯著影響，可能是因?yàn)轱L(fēng)機(jī)處的紊亂氣流在通過(guò)過(guò)濾器、蒸發(fā)器的整流之后，再經(jīng)風(fēng)道流至空調(diào)出風(fēng)口時(shí)流場(chǎng)特性有了較大的改變，同時(shí)風(fēng)機(jī)處產(chǎn)生的噪聲在向乘員艙傳播的過(guò)程中，在風(fēng)道內(nèi)部分被吸收或阻隔，使得測(cè)點(diǎn)位置的噪聲在頻域上的分布與風(fēng)機(jī)的噪聲特性有明顯差異。

圖6 5檔和7檔工況對(duì)應(yīng)測(cè)點(diǎn)聲壓級(jí)頻譜

比較同一工況下的測(cè)點(diǎn)聲壓級(jí)發(fā)現(xiàn)，測(cè)點(diǎn)C(前排偏右)的總聲壓級(jí)比測(cè)點(diǎn)D(后排偏右)高5 dB(A)以上，可見(jiàn)乘員艙內(nèi)的噪聲分布不均勻，由于距離風(fēng)機(jī)更近，前排座椅處的噪聲要大于后排位置處的噪聲。

2.4 乘 員

為了評(píng)估乘員對(duì)車(chē)內(nèi)噪聲的影響，在車(chē)內(nèi)前后排坐有4個(gè)乘員。測(cè)量7檔外循環(huán)工況下測(cè)點(diǎn)B、D的聲壓，結(jié)果如圖7所示。7檔外循環(huán)工況下測(cè)點(diǎn)的總聲壓級(jí)至少降低了1.5 dB(A)，聲壓級(jí)整體的變化趨勢(shì)與沒(méi)有乘員的情況一致，但在一些頻段內(nèi)出現(xiàn)了較明顯的波動(dòng)。從圖7中可以看出，125 Hz以下的聲壓級(jí)曲線(xiàn)在有無(wú)乘員的情況下幾乎重合，說(shuō)明乘員不會(huì)影響低頻段的噪聲。125 Hz以上頻段內(nèi)，坐有乘員后聲壓級(jí)在各頻率下都有所減小，200～1 500 Hz頻段聲壓級(jí)降幅較為明顯，同一頻率下最大相差至6 dB(A)。1 500～3 000 Hz頻段內(nèi)在坐有乘員的情況下波動(dòng)略劇烈。乘員影響車(chē)內(nèi)噪聲的可能原因在于坐有乘員后一定程度上改變了乘員艙的空間結(jié)構(gòu)，且衣物具有一定的吸聲效果，進(jìn)而影響了乘員艙的混響效果，總體上降低了人耳位置處的噪聲量級(jí)。

圖7 7檔外循環(huán)模式下，有/無(wú)乘員時(shí)測(cè)點(diǎn)的聲壓級(jí)頻譜

3 聲源分析

為了解空調(diào)系統(tǒng)在乘員艙流動(dòng)狀況，確定空調(diào)系統(tǒng)的主要噪聲源，對(duì)帶乘員艙的空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行非定常流動(dòng)數(shù)值仿真。圖8為各出風(fēng)口在乘員艙內(nèi)渦量=5 000 s-2的等值面，具體可參見(jiàn)文獻(xiàn)[9]。從圖8中可以看出，出風(fēng)口處流動(dòng)呈現(xiàn)紊亂的小渦結(jié)構(gòu)，體現(xiàn)寬帶特征。前排各出風(fēng)口渦流強(qiáng)度更大、區(qū)域更廣，應(yīng)是噪聲的主要來(lái)源，在后續(xù)降噪中應(yīng)加以重視。圖9為計(jì)算得到的50～5 000 Hz頻段內(nèi)空調(diào)系統(tǒng)表面壓力脈動(dòng)級(jí)。由圖9可知，對(duì)于整個(gè)空調(diào)系統(tǒng)而言，壓力脈動(dòng)級(jí)分布很不均勻。風(fēng)機(jī)葉片處壓力脈動(dòng)級(jí)最大，達(dá)到140 dB；而距離風(fēng)機(jī)最遠(yuǎn)的各個(gè)出風(fēng)口壓力脈動(dòng)級(jí)最小，僅80 dB。壓力脈動(dòng)能量大部分集中在風(fēng)機(jī)葉輪處，蝸殼和管道內(nèi)的壓力脈動(dòng)也不可忽略。此外，由于右邊風(fēng)道離風(fēng)機(jī)較近，表面壓力脈動(dòng)與左邊風(fēng)道相比量值稍大?？紤]到不同循環(huán)模式下測(cè)點(diǎn)處的噪聲特性呈現(xiàn)較大差異，可以確定風(fēng)機(jī)是該空調(diào)系統(tǒng)的主要噪聲源。氣流與風(fēng)道相互作用也是噪聲源之一。后續(xù)降噪首先從風(fēng)機(jī)入手，然后從風(fēng)道，特別是出風(fēng)口處進(jìn)行控制，具體可從以下幾個(gè)方面展開(kāi)。一是在風(fēng)機(jī)入口處的導(dǎo)風(fēng)罩內(nèi)鋪設(shè)吸聲材料，該位置有較大空隙，施加吸聲材料能在不影響進(jìn)風(fēng)的情況下降低車(chē)內(nèi)的噪聲量級(jí)；二是可以考慮在空調(diào)風(fēng)道內(nèi)鋪設(shè)吸聲材料，將目前采用的PVC管改為PVC和無(wú)紡布的組合結(jié)構(gòu)；三是改善空調(diào)系統(tǒng)的流場(chǎng)，通過(guò)減小流場(chǎng)脈動(dòng)降低聲源強(qiáng)度，從而減小車(chē)內(nèi)的噪聲輻射強(qiáng)度。這一點(diǎn)將在后續(xù)工作中進(jìn)一步開(kāi)展研究。

圖8 乘員艙內(nèi)Q = 5 000s-2等值面

圖9 空調(diào)系統(tǒng)表面壓力脈動(dòng)級(jí)

4 結(jié)論

本文通過(guò)試驗(yàn)為主、仿真為輔的方法對(duì)帶整車(chē)的空調(diào)系統(tǒng)氣動(dòng)噪聲進(jìn)行研究，得到以下結(jié)論：

(1) 與自由場(chǎng)輻射相比，空調(diào)系統(tǒng)流場(chǎng)和聲場(chǎng)環(huán)境發(fā)生改變，相同測(cè)點(diǎn)噪聲量值增大11.7 dB(A)。其原因是艙內(nèi)聲場(chǎng)為混響場(chǎng)，固壁對(duì)聲波具有吸收和反射作用；

(2) 坐有乘員時(shí)，相同測(cè)點(diǎn)在125 Hz以上的聲壓級(jí)均比無(wú)乘員時(shí)小，總聲壓級(jí)小1.5 dB(A)。其原因是乘員的阻擋和衣物的吸聲，乘員艙空間縮小，混響效果減弱；

(3) 本文研究空調(diào)系統(tǒng)噪聲在7檔、內(nèi)循環(huán)工況下的總聲壓級(jí)高達(dá)67.9 dB(A)，超過(guò)要求1.9 dB(A)，而且在乘員艙內(nèi)的分布也不均勻。通過(guò)數(shù)值仿真發(fā)現(xiàn)，風(fēng)機(jī)是主要噪聲源，氣流與風(fēng)道相互作用產(chǎn)生的噪聲是次要噪聲源。而乘員艙內(nèi)的噪聲呈現(xiàn)明顯的寬頻噪聲特性，有別于主要聲源風(fēng)機(jī)的離散噪聲特性，說(shuō)明風(fēng)道對(duì)流動(dòng)及噪聲的產(chǎn)生與傳播有重要影響，后續(xù)應(yīng)綜合考慮風(fēng)機(jī)噪聲和風(fēng)道噪聲的控制。

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Analysis of aerodynamic noise from HVAC in the vehicle

ZOU Chun-yi1,2, YANG Zhi-gang1,2, LI Qi-liang1,2, ZHONG Li-yuan1,2

(1.,201804,;2.,201804,)

Consideringthe noise generated by automobile heating, ventilation, and air-conditioning (HVAC), the study of the aerodynamic noise in passenger cabin is conducted by means of tests as well as numerical calculation. Results show that the aerodynamic noise induced by HVAC is broadband. The overall sound pressure level (OSPL) in the cabin, where the noise field can be seen as a reverberant field, is 11.7 dB(A) higher than that in free field, and a wider frequency band appears at higher sound pressure level. OSPL at measuring point C is up to 67.9 dB(A) including an excess of 1.9 dB(A) in the recycle mode with a maximal fan speed. As the primary noise source, the fan needs to be concerned in the following research on noise control. Due to the blocking effect of passengers and acoustic absorption of garment, the cabin space is reduced, and correspondingly OSPL shows a decrease of 1.5 dB(A) at the frequency above 125 Hz compared with that in no-passenger condition. This study can provide a reference for understanding the sound propagation in cabin and the noise control of HVAC.

HVAC; passenger cabin; aerodynamic noise

O442.8

A

1000-3630(2018)-01-0071-06

10.16300/j.cnki.1000-3630.2018.01.013

2017-03-21;

2017-05-20

鄒春一(1993－), 女, 江蘇常州人, 碩士研究生, 研究方向?yàn)槠?chē)氣動(dòng)噪聲。

鄒春一, E-mail: zouchy@#edu.cn