基于格子波爾茲曼方法的某乘用車空調(diào)系統(tǒng)氣動(dòng)噪聲的直接模擬與優(yōu)化

張 佳，吳海波，陳 蒨，方志云，王毅剛，余柳平

（1.上汽大眾汽車有限公司產(chǎn)品研發(fā)部，上海 201805； 2.同濟(jì)大學(xué)汽車學(xué)院，上海 201804；3.艾克薩（上海）模擬軟件技術(shù)有限公司，上海 200042）

前言

空調(diào)系統(tǒng)噪聲是評(píng)價(jià)乘員艙舒適性的重要指標(biāo)，在汽車尤其是新能源汽車開發(fā)階段的重要性日益凸顯?？照{(diào)系統(tǒng)噪聲一般包括氣動(dòng)噪聲、機(jī)械噪聲和空腔共振等其他噪聲。在較高風(fēng)速下，空調(diào)氣動(dòng)噪聲主要來源于空調(diào)系統(tǒng)管道和出風(fēng)口，其噪聲貢獻(xiàn)大于空調(diào)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的機(jī)械噪聲和鼓風(fēng)機(jī)噪聲［1］。因此，對(duì)于空調(diào)系統(tǒng)的管道和出風(fēng)口產(chǎn)生的氣動(dòng)噪聲研究顯得尤為重要。

在汽車空調(diào)系統(tǒng)管道傳統(tǒng)的開發(fā)設(shè)計(jì)中，工程師一般根據(jù)經(jīng)驗(yàn)或管道內(nèi)流場(chǎng)計(jì)算結(jié)果在管道設(shè)計(jì)及布置過程中，盡量避免流動(dòng)方向的突變和流動(dòng)分離等可能產(chǎn)生噪聲的情況。后期通過試驗(yàn)測(cè)量噪聲大小，當(dāng)發(fā)現(xiàn)噪聲較大時(shí)又很難針對(duì)性的發(fā)現(xiàn)噪聲產(chǎn)生的具體位置。一般發(fā)現(xiàn)噪聲較大時(shí)，采用吸聲棉等材質(zhì)進(jìn)行吸聲，在聲音的傳播途徑上減小噪聲，但不能從本質(zhì)上解決問題。因此造成了開發(fā)周期較長(zhǎng)，試驗(yàn)和加裝吸聲棉帶來成本增加等問題。

近些年，隨著數(shù)值模擬技術(shù)的發(fā)展，空調(diào)系統(tǒng)氣動(dòng)噪聲數(shù)值模擬越來越受到研究人員的關(guān)注。Lighthill將氣動(dòng)聲學(xué)領(lǐng)域的計(jì)算方法歸為兩類：直接模擬法和聲類比法［2］。在國(guó)內(nèi)，一般采用聲類比法計(jì)算空調(diào)系統(tǒng)氣動(dòng)噪聲，即將聲源與聲輻射分開計(jì)算，先利用不同的模型計(jì)算流場(chǎng)和聲源強(qiáng)度與分布，然后將流場(chǎng)信息耦合聲學(xué)軟件，與聲有關(guān)的量傳至遠(yuǎn)場(chǎng)由波動(dòng)方程控制，最終得到所需要的噪聲結(jié)果。汪怡平等［3］和鄧曉龍等［4］利用LES模型（大渦模型）計(jì)算空調(diào)管道流場(chǎng)，利用FW-H聲學(xué)模型計(jì)算空調(diào)系統(tǒng)氣動(dòng)噪聲。張師帥等［5］利用雷諾應(yīng)力模型分析了空調(diào)鼓風(fēng)機(jī)氣動(dòng)噪聲。Yang等［6］預(yù)測(cè)并優(yōu)化了鼓風(fēng)機(jī)噪聲。李啟良等［7］利用LES湍流模型和FW-H聲學(xué)模型從系統(tǒng)層次，利用可穿透面的聲輻射方法計(jì)算了空調(diào)系統(tǒng)氣動(dòng)噪聲，在出風(fēng)口處近似考慮了空間渦流產(chǎn)生的四極子噪聲。根據(jù)Lighthill流體聲學(xué)理論，將聲源分為單極子聲源、偶極子聲源和四極子聲源3種，由于空調(diào)系統(tǒng)管道可視為剛性，故可不考慮單極子聲源。在大多數(shù)的論文中，計(jì)算空調(diào)氣動(dòng)噪聲一般都是先計(jì)算表面壓力脈動(dòng)，然后作為偶極子噪聲源向外界進(jìn)行輻射，僅考慮偶極子噪聲源。值得指出的是，由流域內(nèi)渦流產(chǎn)生的四極子噪聲源在某些頻域內(nèi)也可能占主要地位［8］。聲類比法計(jì)算空調(diào)系統(tǒng)氣動(dòng)噪聲均是在計(jì)算得到流場(chǎng)的基礎(chǔ)上耦合聲學(xué)方程，一方面要求流場(chǎng)結(jié)果要足夠準(zhǔn)確，受到網(wǎng)格尺寸和計(jì)算時(shí)間的限制，模型大多數(shù)都會(huì)進(jìn)行相應(yīng)簡(jiǎn)化；另一方面聲學(xué)現(xiàn)象不能太復(fù)雜，要進(jìn)行近似和假設(shè)處理。因此，對(duì)于空調(diào)復(fù)雜管道中非定?？蓧旱膹?fù)雜渦流情況，只有同時(shí)求解聲源產(chǎn)生和聲場(chǎng)輻射，即同時(shí)求解流場(chǎng)和聲場(chǎng)，并考慮四極子和偶極子噪聲才能準(zhǔn)確求解噪聲，這就是直接模擬法。

本文選用直接模擬法。該方法中，由于傳統(tǒng)CFD計(jì)算一般要保證非常精細(xì)的網(wǎng)格和高階數(shù)值格式，要用到LES甚至DNS等精確復(fù)雜的湍流模型，故需要大量的前處理和計(jì)算時(shí)間［9］。大多數(shù)基于該方法的文獻(xiàn)研究對(duì)象一般為簡(jiǎn)化的空調(diào)系統(tǒng)［10-11］。本文不采用傳統(tǒng)CFD方法，而利用基于格子波爾茲曼方法（lattice-Boltzmann method，LBM）直接模擬噪聲，同時(shí)求解聲源產(chǎn)生和聲場(chǎng)輻射，計(jì)算偶極子與四極子噪聲和流場(chǎng)與聲場(chǎng)。LBM法在模擬流場(chǎng)與聲場(chǎng)的相互關(guān)系和精度與計(jì)算時(shí)間上存在一定的優(yōu)勢(shì)。近些年來，國(guó)外相關(guān)領(lǐng)域工作已經(jīng)逐漸采用LBM 法直接模擬空調(diào)系統(tǒng)氣動(dòng)噪聲問題，Perot等［12］較早地利用LBM法計(jì)算了空調(diào)管道及出風(fēng)口格柵的氣動(dòng)噪聲，結(jié)果顯示試驗(yàn)與仿真有較好的吻合度，證明了該方法的可靠性。基于LBM法直接模擬空調(diào)系統(tǒng)氣動(dòng)噪聲以其優(yōu)勢(shì)逐漸發(fā)展起來［9，12-16］。除空調(diào)氣動(dòng)噪聲以外，LBM法在許多相關(guān)領(lǐng)域都得到了廣泛的應(yīng)用，如汽車外氣動(dòng)噪聲［17］、渦輪葉片噪聲［18］、天窗振動(dòng)噪聲［19］和排氣系統(tǒng)噪聲［20］等。結(jié)果顯示，試驗(yàn)與仿真有較好的吻合度，證明了該方法的可靠性。

1 數(shù)值計(jì)算方法

1.1 LBM 法的理論基礎(chǔ)

區(qū)別于傳統(tǒng)的CFD使用N-S方程來計(jì)算流體運(yùn)動(dòng)的方法，LBM法在一個(gè)更基礎(chǔ)的動(dòng)力學(xué)層面，使用離散的波爾茲曼方程模擬流體。對(duì)于大多數(shù)實(shí)際流體的問題，N-S方程由于其高度非線性、復(fù)雜且由許多自由度定義，很難直接求解，因此常利用數(shù)值分析技術(shù)得到其近似解，而使用復(fù)雜的模型求解湍流時(shí)經(jīng)常會(huì)因網(wǎng)格的解析度不夠?qū)е陆獾陌l(fā)散和不穩(wěn)定。LBM法使用動(dòng)力學(xué)描述，是一種建立在分子運(yùn)動(dòng)和統(tǒng)計(jì)力學(xué)基礎(chǔ)上的模擬流場(chǎng)的數(shù)值理論。捕捉粒子或粒子微團(tuán)的動(dòng)力學(xué)行為，必要的離散步驟發(fā)生在微觀層面內(nèi)，然后在一個(gè)更基礎(chǔ)的層面上間接求解N-S方程，物理模型簡(jiǎn)單，可精確計(jì)算流體的復(fù)雜運(yùn)動(dòng)。LBM法在幾何貼體、計(jì)算非定?？蓧嚎s流體、數(shù)值耗散和數(shù)值穩(wěn)定性方面有很大優(yōu)勢(shì)，這種方法既保證了精度又可在所需的時(shí)間內(nèi)解決實(shí)際問題。

在對(duì)湍流波動(dòng)進(jìn)行建模時(shí)，BGK公式采用有效湍流松弛時(shí)間參數(shù) τeff替代 τ進(jìn)行修正，τeff可由RNG理論公式計(jì)算［9］：

式中：η為局域張力參數(shù)η和局域渦流參數(shù)ηω等的結(jié)合體；η為局域張力參數(shù)，η=k|S|/ε；ηω為局域渦流參數(shù)，ηω=k|Ω|/ε。

其中，渦流運(yùn)動(dòng)學(xué)能量k可由k-ε方程求解得到［10］：

1.2 LBM 法的噪聲模擬方法

利用LBM法直接模擬噪聲，計(jì)算某車型在吹面全冷外循環(huán)模式下高擋位的空調(diào)系統(tǒng)氣動(dòng)噪聲。由于高擋位下，空調(diào)氣動(dòng)噪聲主要來源于空調(diào)系統(tǒng)管道和出風(fēng)口，其噪聲貢獻(xiàn)大于空調(diào)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的機(jī)械噪聲和鼓風(fēng)機(jī)噪聲［1］，計(jì)算的空調(diào)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及某一縱截面的體網(wǎng)格分布如圖1所示。管道系統(tǒng)結(jié)構(gòu)包括蒸發(fā)器、空調(diào)箱、前后排吹面管道和出風(fēng)口與格柵。面網(wǎng)格與幾何數(shù)據(jù)保持高度的貼面性，以保證流場(chǎng)結(jié)果與實(shí)際更為接近。在面網(wǎng)格的基礎(chǔ)上自動(dòng)生成規(guī)則的正方體體網(wǎng)格，在保證精度的前提下，為節(jié)省計(jì)算時(shí)間，依據(jù)幾何尺寸對(duì)流動(dòng)較為復(fù)雜的區(qū)域進(jìn)行加密，如出風(fēng)口格柵區(qū)域LBM格子體網(wǎng)格最小尺寸為0.6 mm。

圖1 空調(diào)管道系統(tǒng)及縱截面體網(wǎng)格分布圖

計(jì)算域進(jìn)口為流量入口，流量為460 kg/h，為空調(diào)開啟7擋位下試驗(yàn)測(cè)得。計(jì)算域出口為壓力出口，壓力為101 325 Pa，為標(biāo)準(zhǔn)大氣壓。全冷模式下，空調(diào)經(jīng)過的多孔介質(zhì)只有蒸發(fā)器，對(duì)應(yīng)的黏性阻力和慣性阻力由試驗(yàn)測(cè)得。整個(gè)計(jì)算流域內(nèi)LBM格子體網(wǎng)格總數(shù)為25 239 147個(gè)，可據(jù)此算得非定常求解的最小時(shí)間步長(zhǎng)為2.967×10-6s。流體可壓縮，瞬態(tài)求解，非定常仿真分析總共持續(xù)了1.5 s，其中最后0.5 s用于虛擬擴(kuò)音器的壓力信號(hào)采樣。仿真中采集90百分位人體在人耳位置及中央通道上方某一位置的聲音信號(hào)，為考慮聲音隨位置偏差的敏感度，聲音采集點(diǎn)為對(duì)應(yīng)位置區(qū)域若干個(gè)點(diǎn)的集合，結(jié)果取平均值。采集聲音的位置區(qū)域如圖2所示。

圖2 聲音采集位置區(qū)域

2 結(jié)果與分析

2.1 仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

風(fēng)量分配對(duì)于乘員艙內(nèi)的舒適性和除霜除霧涉及的駕駛安全性起著較為關(guān)鍵的作用。為保證準(zhǔn)確模擬空調(diào)系統(tǒng)的氣動(dòng)噪聲，準(zhǔn)確模擬風(fēng)量配比是前提。吹面模式下，5個(gè)出風(fēng)口仿真計(jì)算與臺(tái)架試驗(yàn)測(cè)量的風(fēng)量配比如圖3所示。試驗(yàn)通過外接電源供給空調(diào)12 V電壓，利用德國(guó)VJ探頭式風(fēng)速儀進(jìn)行測(cè)量。結(jié)果顯示，仿真與試驗(yàn)結(jié)果較為吻合，風(fēng)量配比最大誤差僅0.7%。由此可見，LBM法仿真計(jì)算得到的風(fēng)量分配具有較高精度。

空調(diào)系統(tǒng)氣動(dòng)噪聲的整車試驗(yàn)在室外空曠的空地上進(jìn)行，在乘員頭枕的內(nèi)外耳和中央通道處分別布置擴(kuò)音器。如圖4所示，試驗(yàn)中測(cè)點(diǎn)位置與仿真中的相同。采用的聲學(xué)測(cè)量設(shè)備包括4套丹麥GRAS公司的1/2英寸壓力場(chǎng)傳聲器，一套聲學(xué)校準(zhǔn)器和德國(guó)HEAD公司的四通道數(shù)據(jù)采集與分析系統(tǒng)。測(cè)試空調(diào)系統(tǒng)氣動(dòng)噪聲時(shí)，將空調(diào)調(diào)至吹面全冷模式最大擋位7 擋，測(cè)得風(fēng)機(jī)的轉(zhuǎn)速為3 350 r/min。

圖3 風(fēng)量配比與試驗(yàn)圖

圖4 空調(diào)噪聲試驗(yàn)

為驗(yàn)證氣動(dòng)噪聲仿真的可靠性和準(zhǔn)確性，所有仿真中使用的幾何模型與試驗(yàn)中的物理樣機(jī)結(jié)構(gòu)保持一致，包括空調(diào)箱前端的全細(xì)節(jié)鼓風(fēng)機(jī)網(wǎng)格模型，最小面網(wǎng)格尺寸約0.1 mm，以滿足風(fēng)機(jī)葉片等關(guān)鍵幾何結(jié)構(gòu)的貼體性要求。風(fēng)機(jī)及其蝸殼結(jié)構(gòu)對(duì)氣流的湍流強(qiáng)度、流場(chǎng)分配等上游流場(chǎng)邊界條件有重要影響。鼓風(fēng)機(jī)葉輪區(qū)域被設(shè)置為滑移網(wǎng)格。鼓風(fēng)機(jī)前端空氣濾清器采用多孔介質(zhì)進(jìn)行仿真，其黏性阻力和慣性阻力由零部件臺(tái)架風(fēng)洞測(cè)試獲得。

整個(gè)流體區(qū)域的LBM格子體網(wǎng)格的最小尺寸為0.3 mm，格子體網(wǎng)格總數(shù)為64 165 362個(gè)，可以據(jù)此算得非定常求解的最小時(shí)間步長(zhǎng)為1.484×10-6s。非定常仿真分析總共持續(xù)進(jìn)行了1.5 s，其中最后0.5 s用于虛擬擴(kuò)音器的壓力信號(hào)采樣。

圖5為中央通道上方監(jiān)測(cè)點(diǎn)得到的試驗(yàn)與仿真的頻譜曲線（帶寬32 Hz）對(duì)比。在測(cè)試過程中，記錄關(guān)閉空調(diào)時(shí)的環(huán)境背景噪聲，其總聲壓級(jí)為30.8 dB（A），遠(yuǎn)低于空調(diào)系統(tǒng)處在較高擋位工作時(shí)的聲壓級(jí)，可知測(cè)試環(huán)境足夠安靜，測(cè)試結(jié)果可靠，無需修正。觀察二者的聲壓級(jí)頻譜曲線發(fā)現(xiàn)，兩者在聲能量較為集中的頻域130-1 800 Hz內(nèi)聲壓級(jí)吻合較好。試驗(yàn)測(cè)得的聲壓級(jí)總值為61.1 dB（A），而仿真結(jié)果為60.3 dB（A），僅相差0.8 dB（A）。頻譜的特征十分相似，意味著這個(gè)頻率段的聲源結(jié)構(gòu)能被準(zhǔn)確捕捉，改進(jìn)這些聲源結(jié)構(gòu)，就能有效降低噪聲。

圖5 試驗(yàn)與仿真的聲壓級(jí)曲線

在高于2 000 Hz的高頻段和低于200 Hz的低頻段仿真與試驗(yàn)的聲壓和頻譜仍有一定差異，可能的原因?yàn)椋悍抡鎯H測(cè)量氣動(dòng)噪聲，而實(shí)際測(cè)試除氣動(dòng)噪聲外，還存在其它噪聲，如鼓風(fēng)機(jī)和管道等存在的振動(dòng)噪聲，鼓風(fēng)機(jī)電機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)產(chǎn)生的噪聲，另外由于網(wǎng)格尺寸問題，難以捕捉尺寸更為細(xì)小的渦，無法計(jì)算相應(yīng)頻率的聲波傳播。因此，試驗(yàn)得到的聲壓級(jí)總值一般大于仿真結(jié)果。

2.2 氣動(dòng)噪聲與流場(chǎng)分析

圖6為仿真得到的空調(diào)系統(tǒng)管道表面壓力脈動(dòng)。管道表面上虛線圈出的3個(gè)區(qū)域表示此處壓力脈動(dòng)較大，噪聲由此產(chǎn)生并向外進(jìn)行輻射。因此針對(duì)這些區(qū)域的壓力脈動(dòng)進(jìn)行優(yōu)化，能有效減小氣動(dòng)噪聲。

由圖6可知，壓力脈動(dòng)較大的區(qū)域分別是：（1）右側(cè)管道與分風(fēng)器連接的拐角下部區(qū)域；（2）中間出風(fēng)口管道四周區(qū)域；（3）空調(diào)箱兩側(cè)風(fēng)門區(qū)域。分別在上述3個(gè)區(qū)域內(nèi)部截取的3個(gè)截面的速度云圖與流線圖如圖7所示。根據(jù)觀察可以發(fā)現(xiàn)，在區(qū)域（1）和（2），當(dāng)氣流流經(jīng)曲率較大的拐角或管徑突變的區(qū)域時(shí)，流動(dòng)方向發(fā)生突然改變，在這些特征區(qū)域的后方氣流均發(fā)生了不同程度的分離，與此同時(shí)產(chǎn)生了大小不同的渦流，渦流間作用使一部分能量以四極子聲源的形式向外輻射，同時(shí)不穩(wěn)定的流動(dòng)造成該處表面的壓力脈動(dòng)將以偶極子聲源的形式向外輻射，從而產(chǎn)生噪聲。區(qū)域（3）由于風(fēng)門的風(fēng)量分配等性能布置要求，導(dǎo)致風(fēng)門與該區(qū)域管道中軸線呈現(xiàn)一個(gè)較大的角度，風(fēng)門與管道壁面形成一個(gè)變截面的流道，使底部均勻向上的氣流在流經(jīng)風(fēng)門時(shí)流速很不均勻——大部分的氣流由于風(fēng)門的導(dǎo)向使氣流先是以高速貼近空調(diào)箱壁面流動(dòng)，之后又到達(dá)流通面積變大的區(qū)域后流速迅速降低。流通面積的變化導(dǎo)致速度的變化，導(dǎo)致該處壓力脈動(dòng)較大。若能將風(fēng)門角度調(diào)整為與管道軸線和壁面接近平行，則可有效降低噪聲。

圖7 優(yōu)化前縱截面的速度云圖與流線圖

圖8 為仿真得到的前排駕駛側(cè)及副駕駛側(cè)4個(gè)耳點(diǎn)和中央通道上方布置的測(cè)點(diǎn)區(qū)域所監(jiān)測(cè)到的聲壓級(jí)曲線（帶寬10 Hz）。圖中寬頻噪聲占據(jù)主導(dǎo)，噪聲的主要能量集中在300-1 500 Hz。由于各個(gè)管道、格柵和出風(fēng)口的結(jié)構(gòu)不同，不同位置測(cè)點(diǎn)區(qū)域監(jiān)測(cè)到的聲壓級(jí)曲線的頻譜特征和聲壓級(jí)總值有所不同。本文重點(diǎn)觀察具有代表性的中央通道上方監(jiān)測(cè)點(diǎn)對(duì)應(yīng)的聲壓級(jí)曲線，并進(jìn)行優(yōu)化前后的對(duì)比。

圖8 不同監(jiān)測(cè)點(diǎn)區(qū)域的平均聲壓級(jí)曲線

2.3 優(yōu)化結(jié)果分析

根據(jù)圖6和圖7分析，對(duì)上述幾處區(qū)域進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化以減小噪聲源。研究發(fā)現(xiàn)，優(yōu)化的原則是盡量避免流體在流動(dòng)方向上發(fā)生突變、流通面積突變和速度分布不均且使高速區(qū)較為集中和流動(dòng)方向上存在不必要遮擋物等設(shè)計(jì)缺陷，以期減少流動(dòng)分離和產(chǎn)生大量渦流等情況發(fā)生，從而達(dá)到減小噪聲的目的。

圖9為經(jīng)過優(yōu)化后與圖7相同位置的速度分布云圖和流線圖。對(duì)比兩圖中的區(qū)域（1）和（2）可以看到，優(yōu)化后，流動(dòng)分離和產(chǎn)生渦流的現(xiàn)象明顯減輕，流場(chǎng)結(jié)構(gòu)更為順暢。從兩圖中區(qū)域（3）的對(duì)比可以發(fā)現(xiàn)，調(diào)整風(fēng)門角度后，流體流經(jīng)風(fēng)門時(shí)速度分布更加均勻，貼近空調(diào)箱壁面流體流動(dòng)的平均速度明顯降低。

圖9 優(yōu)化后縱截面的速度云圖與流線圖

圖10為上述3個(gè)區(qū)域?qū)?yīng)的優(yōu)化前后表面壓力脈動(dòng)標(biāo)準(zhǔn)差和內(nèi)部聲功率密度，圖10（a）為優(yōu)化前，圖10（b）為優(yōu)化后。其中風(fēng)管幾何壁面的云圖是優(yōu)化后的表面壓力脈動(dòng)標(biāo)準(zhǔn)差，管道中的包絡(luò)面是根據(jù)A.Powel渦聲理論，計(jì)算得到該區(qū)域內(nèi)部的聲功率密度等值面圖（選取400-500 Hz頻段）。包絡(luò)面區(qū)域越大，代表該處產(chǎn)生噪聲的結(jié)構(gòu)越多，噪聲的強(qiáng)度一般也就越大。通過對(duì)比可以發(fā)現(xiàn)，優(yōu)化后的相同位置上表面壓力脈動(dòng)明顯減弱。對(duì)應(yīng)區(qū)域內(nèi)部的包絡(luò)面區(qū)域，即聲功率密度等值面區(qū)域，也明顯減小。這些現(xiàn)象都定量說明了優(yōu)化后這幾個(gè)關(guān)鍵區(qū)域的氣動(dòng)噪聲明顯減小。

圖10 優(yōu)化前后表面壓力脈動(dòng)標(biāo)準(zhǔn)差和內(nèi)部聲功率密度對(duì)比

優(yōu)化前后中央通道上方監(jiān)測(cè)點(diǎn)1/3倍頻程聲壓級(jí)曲線和總聲壓級(jí)對(duì)比如圖11所示。由圖可知，優(yōu)化后整個(gè)頻域內(nèi)噪聲減小1～3 dB（A），但200-300 Hz頻段內(nèi)的聲壓級(jí)增大約2 dB（A）。圖12為優(yōu)化前后駕駛側(cè)和副駕駛側(cè)90百分位人員的耳點(diǎn)區(qū)域?qū)?yīng)的聲壓級(jí)總值。優(yōu)化后噪聲降低幅度最大約2 dB（A）。

圖11 優(yōu)化前后聲壓級(jí)曲線和總聲壓級(jí)對(duì)比

圖12 優(yōu)化前后耳點(diǎn)處的總聲壓級(jí)

進(jìn)一步考察200-300 Hz頻段內(nèi)的聲源，以探索其增大原因。圖13為通過頻域?yàn)V波獲得的200-300 Hz頻段內(nèi)的優(yōu)化前后表面壓力脈動(dòng)聲壓級(jí)和聲功率密度等值面圖，圖13（a）為優(yōu)化前，圖13（b）為優(yōu)化后。對(duì)比發(fā)現(xiàn)，整個(gè)空調(diào)箱管道系統(tǒng)在200-300 Hz頻段內(nèi)的聲壓級(jí)云圖幾乎沒有明顯的增大區(qū)域；但優(yōu)化后的聲功率密度等值面包絡(luò)區(qū)域，中間出風(fēng)口出風(fēng)區(qū)域明顯增大。圖14為優(yōu)化前后的風(fēng)量配比。由圖可見，中間吹面管道結(jié)構(gòu)優(yōu)化后，中間出風(fēng)口風(fēng)速增大，進(jìn)而增大了該處出風(fēng)口區(qū)域氣流中渦流的相互作用，導(dǎo)致此頻段內(nèi)四極子噪聲貢獻(xiàn)增大。說明改變這一區(qū)域的幾何結(jié)構(gòu)能改善該頻段的噪聲特性。

圖13 優(yōu)化前后的表面壓力脈動(dòng)聲壓級(jí)和聲功率密度對(duì)比

圖14 優(yōu)化前后的風(fēng)量配比

3 結(jié)論與展望

基于格子波爾茲曼數(shù)值模擬方法直接模擬某乘用車空調(diào)系統(tǒng)氣動(dòng)噪聲，并對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)與噪聲優(yōu)化，得出以下結(jié)論。

（1）通過采用格子波爾茲曼數(shù)值模擬方法得到的風(fēng)量分配結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，證明了該方法能夠較為準(zhǔn)確地計(jì)算空調(diào)系統(tǒng)的風(fēng)量分配和流場(chǎng)。

（2）通過采用格子波爾茲曼數(shù)值模擬方法直接模擬噪聲的結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比，可知該方法可以較為準(zhǔn)確地計(jì)算空調(diào)系統(tǒng)的氣動(dòng)噪聲。

（3）仿真計(jì)算得到了表面壓力脈動(dòng)標(biāo)準(zhǔn)差和聲功率密度分布，找到噪聲源并結(jié)合空間流線圖分析了空調(diào)系統(tǒng)管道氣動(dòng)噪聲的產(chǎn)生原因，提出了降低氣動(dòng)噪聲管道優(yōu)化的原則，根據(jù)聲場(chǎng)和流場(chǎng)信息對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化，耳點(diǎn)位置噪聲最大降低約2 dB（A）。為汽車空調(diào)管道系統(tǒng)在前期開發(fā)過程中提供一定的指導(dǎo)。

（4）采用直接模擬噪聲的方法，同時(shí)計(jì)算偶極子與四極子噪聲，通過頻域?yàn)V波找到了優(yōu)化后某些頻域內(nèi)聲壓級(jí)增大的原因，發(fā)現(xiàn)四極子噪聲對(duì)某些頻域內(nèi)貢獻(xiàn)較大，說明四極子噪聲在計(jì)算中的作用不可忽視。

本文中研究了空調(diào)在高擋位時(shí)占噪聲貢獻(xiàn)主導(dǎo)地位的空調(diào)系統(tǒng)氣動(dòng)噪聲，同時(shí)進(jìn)行了噪聲和結(jié)構(gòu)優(yōu)化。在今后的工作中，可嘗試開展攜帶鼓風(fēng)機(jī)和不同空調(diào)擋位時(shí)空調(diào)系統(tǒng)氣動(dòng)噪聲的研究和優(yōu)化，并開展大量試驗(yàn)與仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)標(biāo)。