汽車空調(diào)風道和出風口的氣動噪聲分析

趙玉壘 趙偉豐 劉二寶 解苗苗 陳明柱

（1.長城汽車股份有限公司，河北省汽車工程技術研究中心；2.雷沃重工股份有限公司）

汽車內(nèi)的噪聲水平已成為舒適性評價的重要指標?？照{(diào)出風口與駕駛室相連，暖通空調(diào)（HVAC）的噪聲直接進入駕駛室內(nèi)，尤其是新能源汽車，由于沒有傳統(tǒng)發(fā)動機的背景噪聲，空調(diào)噪聲成為車內(nèi)的主要噪聲源[1]。HVAC系統(tǒng)由進氣殼體、空調(diào)箱、鼓風機、風道和出風口組成，鼓風機是主要噪聲源。伴隨著鼓風機性能的提升，氣動噪聲占主導的次要噪聲源（如風道和出風口）凸顯出來[2]。風道存在不必要的凸起結(jié)構、彎曲曲率設計不合理、截面突變等問題，出風口也存在凹槽、末端截面突擴、縫隙狹小等問題，這些均容易產(chǎn)生氣動噪聲。因此，對風道和出風口的降噪研究具有現(xiàn)實意義，在設計階段預測空調(diào)系統(tǒng)的氣動噪聲，可降低汽車開發(fā)成本與風險。文章以空調(diào)的吹面風道和出風口為研究對象，通過噪聲振動試驗測試以及頻譜分析，找出噪聲峰值的產(chǎn)生原因，利用計算氣動聲學（CAA）對風道和出風口進行仿真分析，找出噪聲源分布，并通過試驗驗證了仿真模型的合理性，為后期空調(diào)風道和出風口的試驗和仿真優(yōu)化提供思路，達到降低氣動噪聲的目標。

1 氣動噪聲的發(fā)聲機理

發(fā)出噪聲的聲源是振動的物體，機械噪聲的聲源一般是受激振動的固體，對于氣動噪聲來說，聲源是不穩(wěn)定運動的氣體。氣動噪聲具有隨機的特征，是流體運動產(chǎn)生的非定常壓力脈動，并以波動形式向外傳播，在給定的條件下，氣動噪聲的發(fā)聲過程具有統(tǒng)計規(guī)律性而并不具有動力學規(guī)律性[3]。

1.1 氣動噪聲的聲源分類

氣動噪聲的產(chǎn)生有2種情況，一是自由流體運動相互間的作用力，另一種是氣固體間的相互作用[4]。文獻[5]中對風機噪聲控制進行了系統(tǒng)總結(jié)，將電學分析問題的技巧應用到氣動噪聲中，針對氣動噪聲的產(chǎn)生機理，把氣動噪聲的聲源分為單極子、偶極子和四極子聲源3種類型，如圖1所示。

圖1 氣動噪聲的聲源分類

單極子反應的是流體單元體積膨脹或壓縮產(chǎn)生的聲源，可看成一個脈動球（如圖1a所示），在球表面上每一點的聲壓幅值和相位均相同；偶極子反映的是作用在流體上的力產(chǎn)生的聲源，由2個距離很接近，相位差為180°的單極子構成（如圖1b所示）；四極子反映的是湍流渦流產(chǎn)生的聲源，可看成2個相位不同的偶極子共同作用（如圖1c所示），由于軸向不同，四極子聲源可分為橫向四極子和縱向四極子2種。

在現(xiàn)實流體流動過程中，聲源為單極子、偶極子和四極子噪聲的集合體，3種聲源的聲功率分別正比于馬赫數(shù)的4次方、6次方和8次方。在低速氣體的非穩(wěn)態(tài)流場中，出現(xiàn)單極子聲源，聲功率較小。當氣體的流速較高時，固體邊界在流體上產(chǎn)生波動表面壓力，產(chǎn)生偶極子聲源（如圖2所示）。當氣體的流速更大時，由渦流運動產(chǎn)生噪聲，出現(xiàn)四極子聲源（如圖3所示）。

圖2 壁面上的噪聲源

圖3 風道內(nèi)的渦流

在空調(diào)風道和出風口的氣動噪聲分析中，風道和出風口的內(nèi)表面可看成是剛性的，因此單極子源噪聲近似為0；四極子源噪聲與偶極子源噪聲強度之比正比于馬赫數(shù)的平方，由于空調(diào)風道和出風口內(nèi)氣體的速度較低，所以四極子源噪聲遠小于偶極子源噪聲。因此汽車空調(diào)風道和出風口的氣動噪聲研究主要是針對偶極子噪聲源的特性。

1.2 風道和出風口的氣動噪聲頻率特性

空調(diào)的風道和出風口產(chǎn)生的噪聲復雜，由許多不同頻率的聲音復合在一起，需利用頻譜分析的方法找出噪聲源，并判斷噪聲傳播的路徑。

由于氣流經(jīng)過風道和出風口后，在這些結(jié)構的內(nèi)壁面上產(chǎn)生偶極子聲源，其振幅在直線方向上與“邊界層厚度/半徑”呈線性關系[6]。在風道和出風口內(nèi)，管道截面突變（突擴或突縮），因氣流分離產(chǎn)生渦流或旋流，形成局部阻力。壁面上的噪聲源和風道內(nèi)的渦流，均產(chǎn)生氣動噪聲。氣動噪聲是一種寬頻噪聲，在很寬的頻域內(nèi)均有較強的聲壓值，頻率計算公式為：

式中：fi——氣動噪聲的頻率，Hz；

St——斯特勞哈爾數(shù)，當200＜Re（雷諾數(shù)）＜2×105時，St=0.2；

U——氣體與風道表面的相對速度，m/s；

L——特征長度，即風道的內(nèi)表面投影于垂直速度平面上的寬度，m；

i——諧波信號，i=1，2，3……。

2 風道和出風口的氣動噪聲測試

風道和出風口的噪聲產(chǎn)生因素有很多，有氣體流動引起的，也有風道的振動引起的?，F(xiàn)階段，具備對空調(diào)風道和出風口的氣動噪聲的仿真和優(yōu)化能力，分析結(jié)果能決定設計走向，但需要試驗驗證。在排除一些噪聲干擾因素的條件下，探索風道和出風口噪聲產(chǎn)生的原因是本測試的重點。

2.1 試驗裝置

為了對風道和出風口的噪聲和振動進行量化分析，在消聲室內(nèi)搭建了專門的臺架[7]，如圖4所示。風道和出風口采用實車的系統(tǒng)件，低噪聲的風量試驗臺可提供不同風量的氣流，消聲室的背景噪聲低于30 dB，在供風管道內(nèi)加入穿孔板，既可均勻氣流，又可降低風量試驗臺對消聲室的噪聲影響。在供風管道的外表面包裹鋁箔膠帶或阻尼膠，避免氣流的泄露，減小由管道振動引起的噪聲。

圖4 汽車空調(diào)風道和出風口氣動噪聲測試臺架

采用4種不同的風量，并用風速儀測試出風口的風速。測試設備包括LMS數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)、1/2英寸傳聲器單元（ICP）、加速度傳感器、防風球、BNC線等，用B&K標準聲學校準器（1 000 Hz和114 dB）對傳聲器單元進行系統(tǒng)校準。采樣帶寬≥12 800 Hz，分辨率為1 Hz，輸出格式為線性自功率譜。消聲室內(nèi)的傳聲器位于出風口前90 cm，這是實車的出風口和主駕右耳之間的平均距離，并在各出風口布置傳聲器單元。在空調(diào)風道上布置加速度傳感器，并在距離加速度傳感器5 cm位置布置傳聲器單元。需注意，出風口的氣體不直接吹向傳聲器單元。

2.2 噪聲的頻譜特性

空調(diào)風道和出風口的噪聲主要分布在≤2 000 Hz的中低頻，圖5示出房間內(nèi)和消聲室內(nèi)的噪聲頻譜曲線對比。從圖5可看出，消聲室內(nèi)的噪聲由離散噪聲和寬頻噪聲疊加而成，離散噪聲存在明顯階次，在基頻和倍頻處有較高的聲壓值。風量試驗臺的風機轉(zhuǎn)速N=1 195 r/min，風機的葉片數(shù)Z=15，所以葉片的旋轉(zhuǎn)特征頻率（基頻）f=NZ/60=299 Hz?；l（299 Hz）和倍頻（597 Hz和897 Hz）剛好與圖5中的聲壓峰值相對應，由此判斷，外房間的風量試驗臺產(chǎn)生離散噪聲，并通過管道傳到消聲室內(nèi)。通過軟件的回放和濾波，得出離散噪聲為消聲室內(nèi)空調(diào)臺架嘯叫和異響的主要原因。寬頻噪聲又稱為渦流噪聲，對應風道和出風口內(nèi)的渦流分離頻率，從圖5可看出，除了離散噪聲產(chǎn)生的階次，寬頻噪聲在很寬的頻域范圍內(nèi)有較大的聲壓值。

圖5 房間內(nèi)和消聲室內(nèi)的噪聲頻譜對比

圖6 示出風道內(nèi)氣流引起的噪聲和振動頻譜曲線。從圖6可以看出，在300 Hz以下，房間內(nèi)的聲壓峰值和風道的振動峰值在相同頻率段，可判斷風量試驗臺產(chǎn)生的氣流引起風道振動，房間內(nèi)的噪聲傳入消聲室，并通過風道在消聲室內(nèi)傳播；在300～1 000 Hz頻段內(nèi)，風道振動點附近的麥克風有較多聲壓峰值，但房間內(nèi)不存在聲壓峰值，因此風道和出風口本身產(chǎn)生二次噪聲，并通過風道和出風口向外輻射。

圖6 風道內(nèi)氣流引起的噪聲和振動頻譜曲線

圖7 示出消聲室內(nèi)麥克風的噪聲頻譜曲線。由圖7可知，在不同風量下，風量試驗臺的風機葉片基頻分別為 170，230，299，362 Hz，2 階倍頻和 3 階倍頻均存在明顯峰值。風道和出風口的頻率大于300 Hz時，存在較多的聲壓峰值，進一步說明，消聲室內(nèi)的噪聲由離散噪聲和寬頻噪聲疊加而成，風道和出風口本身產(chǎn)生二次噪聲。

圖7 消聲室內(nèi)麥克風的噪聲頻譜曲線

3 風道和出風口的氣動噪聲仿真

采用試驗方法研究氣動噪聲要耗費大量的人力和物力，而氣動噪聲的仿真能捕捉流場細節(jié)，清楚顯示渦流的形成、發(fā)展以及破裂的過程，快速找到內(nèi)部噪聲源和研究噪聲輻射過程，對風道和出風口的氣動噪聲進行定性分析和優(yōu)化。試驗和仿真是2種不同的研究手段，兩者相輔相成。

3.1 仿真和試驗的一致性

圖8示出試驗和仿真的1/3倍頻的一致性對比。從圖8可以看出，仿真結(jié)果和試驗結(jié)果的變化趨勢吻合，在315 Hz處均出現(xiàn)聲壓峰值，一致性較好。利用風速儀測試了各出風口的風速，并和仿真結(jié)果進行對比，如表1所示，誤差在5%以內(nèi)?？紤]到試驗過程存在一定的測試誤差，并且在仿真過程中，對計算模型做了很多假設處理和簡化，因此誤差在合理范圍內(nèi)?？烧J為，仿真模型運用的方法合理，可用于后期指導風道和出風口的設計以及改進工作。

圖8 風道和出風口產(chǎn)生噪聲的試驗和仿真對比（1/3倍頻）

表1 出風口位置的試驗和仿真風速對比m/s

3.2 風道和出風口的仿真分析

圖9示出出風口附近的渦流分布圖。從圖9可以看出，該位置存在負壓區(qū)，氣體流速較大并伴隨著渦流的產(chǎn)生，渦流的強度是產(chǎn)生氣動噪聲的重要原因。在風道設計時，盡量減少內(nèi)部的負壓區(qū)，消除渦流區(qū)，風道平滑過渡，利于對壓損、風量和噪聲的控制。

圖9 出風口位置產(chǎn)生的渦流（瞬態(tài)計算）

寬頻噪聲能表示氣動聲源向外輻射噪聲的強弱水平。圖10示出寬頻噪聲的聲功率云圖。

圖10 風道和出風口寬頻噪聲聲功率云圖

從圖10能清楚看到空間噪聲源的強弱分布。用Curle表面聲功率（面聲源）計算偶極子聲源產(chǎn)生的原因，可表示風道或出風口在流體上產(chǎn)生的波動表面壓力。用Proundman聲功率（體聲源）可評估各向同性湍流產(chǎn)生的四極子噪聲源，說明渦流或旋流產(chǎn)生的噪聲。在風道和出風口的仿真分析過程中，寬頻噪聲常用來進行方案的優(yōu)化和篩選，如果一個方案聲源的聲功率比另一個方案大，那么這個方案產(chǎn)生的氣動噪聲就大。

4 結(jié)論

文章對空調(diào)風道和出風口的氣動噪聲進行了有效預測。在消聲室內(nèi)測試了不同風量條件下的空調(diào)風道和出風口噪聲特性，討論了試驗臺架的噪聲源和噪聲輻射，并利用氣動噪聲仿真方法，模擬了風道和出風口內(nèi)的氣流運動和噪聲特性，試驗值和仿真值的一致性較好，仿真方法能用于預測空調(diào)風道和出風口的噪聲水平。在汽車開發(fā)日程中，該方法可評估風道和出風口的幾何模型噪聲分布值，優(yōu)化設計并降低氣動噪聲水平。后期，這種仿真方法可用于整個HVAC系統(tǒng)的氣動噪聲預測，包括鼓風機（用旋轉(zhuǎn)機械的計算模型）、空調(diào)箱以及駕駛室。