汽車空調(diào)離心風機噪聲的檢測與優(yōu)化

李 明 ，侯高林 ，束 磊 ，韋長華 ，馬純強

（1.吉林大學 汽車仿真與控制國家重點實驗室，長春 130025；2.吉林大學 汽車工程學院，長春 130025；3.江蘇超力電器有限公司，江蘇鎮(zhèn)江 212321）

0 引言

近年來，隨著聲學技術不斷發(fā)展，針對供暖通風與空氣調(diào)節(jié)（HVAC，heating ventilation and air conditioning）系統(tǒng)的噪聲要求逐步提高，降低其噪聲是行業(yè)內(nèi)亟待解決的關鍵問題［1-2］。

HVAC系統(tǒng)運行時，離心風機可能高速運轉(zhuǎn)而成為系統(tǒng)主要噪聲來源。離心風機噪聲從成因上主要分為：氣動噪聲、機械噪聲、電磁噪聲［3-11］。離心風機低速運轉(zhuǎn)時，風量較小，噪聲主要來源是葉輪振動引起的機械噪聲；離心風機高速運轉(zhuǎn)時，風量較大，噪聲主要來源是空氣間摩擦、空氣與離心風機摩擦產(chǎn)生的氣動噪聲。

針對氣動噪聲的研究，可追溯到Lighthill首次提出的針對黏性不可壓縮流體的聲學方程，其假設流體產(chǎn)生的聲波不會影響流體的運動，進而計算出相關的聲壓值，然而此方程僅能計算自由空間流體域聲壓，且求解時需對完整流體域積分，方程復雜，計算耗時長。針對空間域存在靜止固體的聲學計算，CURLE利用Kirchhoff積分求解Lighthill方程，使其演進成適用于固體邊界域的聲學方程，對管路和小型固體中湍流、渦流引起的氣動噪聲研究有重大意義。Ffowcs Williams和Hawkings采用廣義函數(shù)法對氣動聲學方程進一步優(yōu)化，演進出可求解運動固體邊界域聲壓的氣動聲學方程，即FW-H方程，對葉輪等運動物體引起的氣動噪聲具有重要指導意義，可用于求解葉扇旋轉(zhuǎn)區(qū)域和機殼內(nèi)壁附近區(qū)域的噪聲場，便于觀察風機內(nèi)部噪聲分布。風機的氣動噪聲為目前風機噪聲研究的主要對象，也是造成風機噪聲的主要原因。

機械噪聲是因為結構體振動時引起周圍介質(zhì)產(chǎn)生脈動，向外輻射聲能，形成機械噪聲，而求解輻射噪聲的方法，主要有3種：聲學有限元法（FEM）、邊界元法（BEM）、統(tǒng)計能量分析法（Statistical energy analysis，SEA）［12］。在利用聲學有限元求解輻射噪聲時，多利用Helmholtz方程的權重積分表達式，進一步推導出質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣，進而求解出相應的聲學模態(tài)，并將結構體的振動和聲場分布耦合在同一環(huán)境中，最終求出相應的環(huán)境聲壓值［13］。針對風機的機械噪聲，現(xiàn)在多利用聲學有限元法，研究風機蝸殼表面的輻射噪聲。

近年來，JEON等利用數(shù)值仿真和實驗的結合，探究分析風扇葉片數(shù)量、葉片尺寸等結構參數(shù)對離心風機噪聲的影響，研究表明，葉片數(shù)量對離心風機噪聲的影響，遠小于葉片尺寸和離心風機轉(zhuǎn)速的影響［14］。GERARD等采用實驗的方法對離心風機進行設計，發(fā)現(xiàn)對離心風機增加繞組可減小基頻處的旋轉(zhuǎn)噪聲［15］。LEE等采用直接模擬方法建立了一套完整的HVAC氣動噪聲仿真分析和試驗驗證流程［16］。以上3篇文獻的研究對本研究的風機建模與模型簡化提供思路，在關鍵位置保留葉片旋轉(zhuǎn)區(qū)域和蝸舌等精準結構。STURM等通過檢測壓力，對離心風機入口處的氣動旋渦進行檢測，分析入口處的流動對離心風機氣動噪聲的影響［17］。李啟良等對HVAC系統(tǒng)的氣動噪聲進行研究，利用可穿透面法研究了偶極子與四極子噪聲，結果表明，在與試驗結果的比較后，可穿透面法較FW-H法有更好的一致性，測點總聲壓級較試驗相差約2 dB［18］。以上2篇文獻的研究為本文對于氣動噪聲的仿真結果分析提供思路。

目前，人們更多對離心風機的氣動噪聲進行單方面研究，少有對機械噪聲和氣動噪聲的綜合角度探究，本文針對某型號汽車的空調(diào)離心風機進行分析研究，從氣動、機械噪聲兩方面利用軟件仿真分析的方法探究噪聲根源，分析出異響的主要根源為氣動噪聲，并對離心風機法蘭的電機架結構添加凹槽，通過試驗驗證，成功消除異響。

1 離心風機建模

本文主要針對某車型HVAC系統(tǒng)離心風機進行研究，具體的三維模型如圖1所示，模型參數(shù)見表1。該離心風機運轉(zhuǎn)時，主要依靠葉輪旋轉(zhuǎn)吸進新風，并將新風送入蝸殼內(nèi)，在試驗中，離心風機系統(tǒng)運行產(chǎn)生異響［19］。

表1 離心風機具體參數(shù)Tab.1 Fan specific parameters

圖1 離心風機系統(tǒng)三維模型Fig.1 3D model of fan system

在后續(xù)機械噪聲仿真中，對模型簡化側(cè)重研究蝸殼的振動情況。在氣動噪聲仿真中，對模型內(nèi)流道提取，作為靜止域，對葉輪周圍流道提取，作為旋轉(zhuǎn)域，同時，為保證入口流場均勻且減小回流，加長入口流道。

2 噪聲試驗及結果分析

根據(jù)GB/T 21361—2017《汽車用空調(diào)器》相關規(guī)定，離心風機噪聲試驗在消聲室內(nèi)進行，按照離心風機在HVAC系統(tǒng)中安裝的實際位置，將離心風機用8根彈性軟繩懸掛好，并在出口添加海綿濾芯，模仿流動氣阻。設置2個檢測麥克風，分別擺放在距鼓離心風機出風口前1 m上方0.6 m處和距離心風機正下端面0.2 m處。

本文主要目的為驗證機械噪聲和氣動噪聲對離心風機噪聲的影響，因此分別測試高轉(zhuǎn)速下（3 400 r/min）和低轉(zhuǎn)速（1 500 r/min）下的噪聲，因為高轉(zhuǎn)速時機械噪聲相對較小，離心風機噪聲多來源于氣動噪聲，低轉(zhuǎn)速時氣動噪聲相對較小，離心風機噪聲多來源于機械噪聲［20］。

圖3示出了離心風機在1 500 r/min時，底部和出風口的FFT頻譜，可看出噪聲值在相鄰4 Hz以內(nèi)差值不超過7 dB，且曲線平滑，在基頻和倍頻處無明顯的尖峰值，客觀噪聲品質(zhì)較好，可推測離心風機異響與機械噪聲關系不大。

圖3 1 500 r/min轉(zhuǎn)速試驗FFT頻譜Fig.3 FFT spectrum of 1 500 r/min speed test

圖4示出了試驗最高轉(zhuǎn)速3 400 r/min下，離心風機出風口、底部處噪聲的FFT頻譜。

圖4 3 400 r/min轉(zhuǎn)速試驗FFT頻譜Fig.4 FFT spectrum of 3 400 r/min speed test

對比1 500 r/min轉(zhuǎn)速頻譜圖可知，隨著轉(zhuǎn)速提高，監(jiān)測處噪聲均增大，且底部噪聲均高于出風口噪聲。其中，通過觀察出風口FFT頻譜圖，可發(fā)現(xiàn)在225 Hz處存在噪聲值為46.23 dB的明顯尖峰，根據(jù)計算離心風機基頻=（n/60）×4=（3 400/60）×4=226.7 Hz，發(fā)現(xiàn)基頻在尖峰頻率附近，大可能是離心風機異響的根源，進而推斷異響與氣動噪聲關系較大。

3 機械振動噪聲仿真分析

針對風機在3 400 r/min轉(zhuǎn)速時的異響狀況，先從機械噪聲的角度分析機械噪聲是否為造成風機異響的主要原因。扇葉的偏心質(zhì)量造成的動不平衡是風機振動的常見因素。在扇葉的制造時，由于材料不均和模具的不完全對稱性的影響，扇葉的質(zhì)量分布無法保證完全對稱，其中，衡量葉輪偏心程度的是等效偏心質(zhì)量。扇葉轉(zhuǎn)動不平衡引起的振動，通過轉(zhuǎn)軸傳遞給軸承，進而傳遞給蝸殼，使蝸殼振動產(chǎn)生噪聲。

在CAE仿真軟件中，將轉(zhuǎn)軸對軸承的激勵簡化成4個作用點［21］，并在作用點上添加激勵載荷，作用點如圖5所示。其中，激勵的頻率是根據(jù)轉(zhuǎn)速3 400 r/min所換算出的57 Hz，而激勵的大小是根據(jù)動平衡理論，依據(jù)測量的47 mg的不平衡量，計算出相應的激勵，具體數(shù)值見表2。

圖5 載荷在結構網(wǎng)格上的作用點Fig.5 The point at which a load is applied to a structural grid

表2 3 400 r/min時作用點載荷的大小與方向Tab.2 The magnitude and direction of 3 400 r/min point load

加載激勵后，可求解出蝸殼的振動響應，并將振動響應轉(zhuǎn)移到聲學有限元網(wǎng)格上，使用AML法進行聲學分析，便可求解出蝸殼的振動噪聲。CAE軟件求解振動噪聲時，常使用的有限元法為聲學有限邊界元法（AML）和聲學無限邊界元法（PML），AML法無需在聲學網(wǎng)格外添加固定厚度的聲音吸收層，軟件可自動調(diào)節(jié)聲音吸收層厚度，節(jié)省運算時間。

針對蝸殼結構，其因振動而產(chǎn)生輻射噪聲的控制方程［22］，如下所示：

式中 c（r）——幾何相關系數(shù)；

r ——接收點的位置矢量，m；

r0——邊界表面上的位置矢量，m；

p（r0）——邊界表面上的聲壓，Pa；

iωρ0un（r）——表面法向速度，m/s。

其余符號說明見文獻［14］。若r∈Ω，則c（r）=0.5；若 r∈V-Ω，r? V，則 c（r）=0；G（r，r0）為格林函數(shù)，如式（2）所示：

通過CAE軟件仿真所得的3 400 r/min時離心風機蝸殼的機械噪聲，如圖6所示。由機械噪聲分布云圖可知，風機底部噪聲高于風機出口噪聲，與前述試驗值相一致，且最高噪聲值僅為25.3 dB，存在于蝸殼側(cè)壁和底部法蘭處，最大噪聲值相對試驗值較小，初步推測風機的機械噪聲不是噪聲風機異響的主要原因。

圖6 3 400 r/min離心風機機械噪聲云圖Fig.6 Mechanical noise nephogram of centrifugal fan at 3 400 r/min

為進一步驗證機械噪聲是否是風機異響的根源，根據(jù)試驗麥克風的布置位置，在機械噪聲仿真聲場中選取風機底部和出口的檢測點，通過對3 400 r/min下所對應的57 Hz的激勵所得的仿真的噪聲進行檢測，其相應的噪聲頻譜如圖7所示。

圖7 3 400 r/min離心風機底部與出風口處聲壓級-頻率示意Fig.7 Schematic diagram of sound pressure level-frequency at the bottom of 3 400 r/min centrifugal fan and air outlet

由圖可知，風機底部噪聲整體高于出口處噪聲，且兩部位的噪聲值曲線變化趨勢相同，508 Hz之前噪聲隨著頻率增大而增大，508 Hz以后，噪聲隨著頻率的增大而減小。底部噪聲最高為26 dB，出口處噪聲最高為21 dB，仿真所得的兩處噪聲值整體較低且變化平緩，無尖峰，且在225 Hz附近無明顯波動。通過上述分析，可知機械振動大概率不是造成異響的原因。

4 氣動噪聲仿真分析

4.1 氣動噪聲理論分析

對于氣動噪聲相關的理論公式，經(jīng)由CURLE、FFOWCS WILLIAMS和 HAWKINGS對Lighthill方程的優(yōu)化，得到更適用于解決固體邊界發(fā)聲的氣動聲學微分方程（FW-H方程），利用FW-H方程可以對等效聲源的聲場進行預測，其中包括對單極源、偶極源和四極源噪聲的預測［23-24］，F(xiàn)W-H 方程如下所示：

式中 c0——原介質(zhì)聲速，m/s；

p'——聲壓，Pa；

ρ ——空氣密度，kg/m3；

vn——垂直于表面的表面速度分量，m/s；

δ（f）——Dirac三角函數(shù)；

ni——法向變量；

p ——空氣壓力，Pa；

Tij——Lighthill應力張量；

H（f）——Heaviside函數(shù)。

公式右邊第一項是表面加速度導致的聲源項，第二項是表面脈動壓力聲源項，第三項是Lighthill聲源項。

汽車HVAC系統(tǒng)離心風機中由空氣動力性引起的氣動噪聲，主要分2兩種：渦流噪聲和旋轉(zhuǎn)噪聲［25］。

旋轉(zhuǎn)噪聲也稱為離散噪聲，產(chǎn)生原因為空氣流經(jīng)旋轉(zhuǎn)扇葉時，扇葉周期性撞擊旋轉(zhuǎn)域空氣［26］。渦旋噪聲也稱渦流噪聲，主要由葉片徑向間隙處流體流動振動、動區(qū)域與靜區(qū)域相互干涉和邊界流的分離造成［27］。

4.2 仿真設置

對于離心風機的仿真分析，需要對風機結構進行簡化，去掉加強筋與連接結構，抽取風機內(nèi)部流體區(qū)域，設置為靜止區(qū)域。離心風機的葉片為旋轉(zhuǎn)機械，其葉片結構對流域影響較大，建模過程中需精準保留葉片形狀，模型如圖8所示。

圖8 風機仿真流域模型Fig.8 Flow domain model for fan simulation

由于離心風機入口和葉輪區(qū)域較近，若入口和葉輪邊界設置不夠精確，會使核心區(qū)域的流場分布不均，影響計算結果，因此需將風機模型的底部入口加長，降低逆壓梯度，防止仿真過程出現(xiàn)回流，以保證仿真過程的收斂，入口的設置如圖9所示。

圖9 風機仿真流域模型（加長入口）Fig.9 Flow domain model for fan simulation（lengthened inlet）

4.3 仿真流場準確性驗證

為驗證離心風機的仿真與實際情況相一致，便于提高后續(xù)氣動噪聲的分析和優(yōu)化的準確性，需在仿真噪聲前將仿真風量與試驗風量進行對比檢驗，利用CFD軟件對風機流域進行分析，風量對比結果如表3所示，通過對比可發(fā)現(xiàn)，試驗風量與仿真風量的誤差最高為2.54%，表示軟件仿真結果符合風機的實際運行情況，可用于后續(xù)的氣動噪聲仿真分析。

表3 流場仿真結果與試驗結果對比Tab.3 Comparison of the simulation results with the experimental results

4.4 氣動噪聲有限元分析

利用CFD軟件對離心風機流域進行仿真分析，可得到離心風機流域的偶極子和四極子噪聲云圖。

四極子噪聲主要反映渦流產(chǎn)生的噪聲。根據(jù)圖10所示的離心風機四極子噪聲圖，可看到流動區(qū)域噪聲大部分為0 dB，噪聲主要存在于蝸殼內(nèi)壁面和扇葉附近，扇葉區(qū)域噪聲變化劇烈，最高值達到82.076 dB，因此扇葉旋轉(zhuǎn)區(qū)域造成的渦流是導致氣動噪聲的主要原因。

圖10 離心風機四極子噪聲Fig.10 Fan quadrupole noise diagram

偶極子噪聲主要反映邊界處因壓力而產(chǎn)生的噪聲。根據(jù)圖11所示的偶極子噪聲云圖，可看到出、入口處，偶極子噪聲較低，集中在53.68 dB，在扇葉流域處，噪聲較高，集中在68.24 dB，再根據(jù)扇葉的偶極子噪聲云圖，可看出扇葉結構的噪聲較高，驗證前文推斷，離心風機異響的主要原因，是由扇葉在高速旋轉(zhuǎn)時，為氣流提供較高的動能，由于空氣存在黏性，使得空氣間產(chǎn)生劇烈摩擦與湍流渦旋擾動，引起較高的氣動噪聲。

圖11 風機偶極子噪聲云圖Fig.11 Fan dipole noise nephogram

4.5 遠場噪聲分析

在基于CFD軟件的氣動噪聲模擬下，對3 400 r/min工況下離心風機進行遠場噪聲分析，分別對應前期試驗，在距離心風機出風口前1 m，上方0.6 m處選擇遠場噪聲監(jiān)測點，為研究并檢測聲的傳播特性，使用瞬態(tài)計算的方法，通過模擬運算，得到監(jiān)測點處的聲壓頻譜，如圖12所示。

圖12 遠場噪聲頻譜特性Fig.12 Spectral characteristics of far-field noise

通過圖12可知，遠場噪聲監(jiān)測點處的頻譜曲線，在 230，1 500，2 500，3 000 Hz頻率附近，存在明顯峰值，其中230 Hz處存在尖峰值與前期試驗檢測的225 Hz處存在異響相吻合。其余尖峰值同樣是由于風扇旋轉(zhuǎn)的導致，但遠場噪聲頻譜是針對氣動噪聲所測得的，而風機的試驗測量噪聲是蝸殼的機械振動噪聲、氣動噪聲和電磁噪聲等多種噪聲共同作用的結果。隨著頻率的增大，其他類型的噪聲對試驗測量值會產(chǎn)生的影響，導致其余的氣動噪聲遠場檢測的尖峰值在試驗測量中未得到體現(xiàn)。同時，此研究主要針對225 Hz的試驗尖峰值的原因進行探討，而根據(jù)分析，氣動噪聲是造成異響的主要原因。

5 降噪與檢驗

5.1 結構優(yōu)化

根據(jù)前文分析，造成離心風機異響的根源為葉輪高速旋轉(zhuǎn)區(qū)域造成的氣動噪聲。針對高速旋轉(zhuǎn)區(qū)域引起的噪聲，需要對其進行降噪處理，其中，降噪措施可分3種形式：主動降噪、被動降噪和隔音，主動降噪從根源入手，解決噪聲的產(chǎn)生，是降噪的最佳方式［20］。

為控制高速旋轉(zhuǎn)區(qū)域的氣流，減小渦流和流體分離現(xiàn)象的發(fā)生，在離心風機法蘭的電機架添加流量控制元件，流量控制元件通過在電機架表面添加圓形凹槽實現(xiàn)，如圖13所示。凹槽的深度為0.5～2.0 mm，凹槽的直徑為5 mm，其中相鄰的凹槽間的圓心間距在7～20 mm之間。

圖13 降噪結構改進前后對比Fig.13 Comparison of noise reduction structure before and after improvement

在法蘭表面添加凹槽，以抬高或降低氣流走向，使電機架表面和扇葉間形成細長的圓錐形氣隙，延緩空氣收縮或膨脹的時間，減小渦流和流體分離的發(fā)生，穩(wěn)定葉輪旋轉(zhuǎn)域的氣流，增大旋轉(zhuǎn)域靜壓，降低氣動噪聲。

5.2 降噪試驗驗證

將優(yōu)化的法蘭加裝到原離心風機中，在實驗室中進行噪聲測試，采用朗德聲學測試系統(tǒng)采集鼓離心風機的聲壓信號，發(fā)現(xiàn)噪聲得到極大改善，其中，3 400 r/min時測試結果如圖14所示。從測試結果可看出，在出風口225 Hz處，尖峰消失，過渡平緩，離心風機的聲品質(zhì)得到改善，有效降低了離心風機的綜合噪聲，提高了乘坐舒適性。

圖14 改進后3 400 r/min轉(zhuǎn)速試驗FFT頻譜Fig.14 FFT spectrum of the improved 3 400 r/min speed test

6 結語

本文采用CFD、CAE軟件與試驗相結合的方法，有針對地對高轉(zhuǎn)速時的氣動噪聲和低轉(zhuǎn)速時的機械噪聲進行仿真研究，發(fā)現(xiàn)機械噪聲曲線變化相對平緩，且在225 Hz處無尖峰，而葉輪區(qū)域的氣動噪聲，整體流域的噪聲較大，監(jiān)測點在225 Hz處的噪聲存在尖峰，因此推測氣動噪聲是造成此離心風機在225 Hz異響的主要原因。

雖然經(jīng)分析，本離心風機的機械振動噪聲不是造成異響的根源，但在實際生產(chǎn)中，不能單考慮高轉(zhuǎn)速下的氣動噪聲，要綜合分析低轉(zhuǎn)速下的機械振動噪聲，對離心風機異響的根源進行全方位檢測。

氣動噪聲仍然是離心風機運轉(zhuǎn)時的主要噪聲源，而對氣動噪聲有效的降噪方法，可通過改變旋轉(zhuǎn)區(qū)域的實體結構，以影響氣流的膨脹和收縮。本離心風機利用在法蘭電機架表面添加凹槽的優(yōu)化方法，改善空氣流動，減小渦流和流體分離，穩(wěn)定氣流，實現(xiàn)降噪的目的。