汽車(chē)空調(diào)氣動(dòng)噪聲分析和聲品質(zhì)優(yōu)化

莊志勇，段傳學(xué)，劉肖，曹友強(qiáng)

（吉利汽車(chē)研究院（寧波）有限公司，浙江寧波 315000）

0 引言

汽車(chē)空調(diào)噪聲是影響乘員舒適性的重要因素。隨著新能源汽車(chē)的盛行，由于發(fā)動(dòng)機(jī)遮蔽效應(yīng)的缺失，空調(diào)噪聲占整個(gè)乘員艙噪聲的比重變大。國(guó)民對(duì)汽車(chē)品質(zhì)提升的需求，使空調(diào)噪聲開(kāi)發(fā)也受到很大的挑戰(zhàn)，聲壓級(jí)不再是衡量噪聲優(yōu)劣的唯一標(biāo)準(zhǔn)，聲品質(zhì)也成了不可缺少的舒適性需求。

氣動(dòng)噪聲是汽車(chē)空調(diào)的主要聲源，在設(shè)計(jì)階段通過(guò)數(shù)值模擬的方法可降低開(kāi)發(fā)成本和風(fēng)險(xiǎn)。學(xué)術(shù)界較為前沿的分析方法是計(jì)算流體力學(xué)與聲學(xué)相結(jié)合，早在1992年ICASE和NASA就確立了流體計(jì)算聲學(xué)的方法[1]，近年來(lái)也有關(guān)于汽車(chē)空調(diào)聲學(xué)仿真的報(bào)道[2-7]，但由于汽車(chē)空調(diào)內(nèi)部流道復(fù)雜，仿真和實(shí)測(cè)結(jié)果不一致是困擾其發(fā)展的主要因素。目前國(guó)內(nèi)對(duì)于汽車(chē)空調(diào)噪聲的開(kāi)發(fā)，較為常用的方法是計(jì)算流體力學(xué)和實(shí)驗(yàn)結(jié)合，通過(guò)分析空調(diào)箱和風(fēng)道內(nèi)部的瞬態(tài)流場(chǎng)、壓力和速度分量，進(jìn)而優(yōu)化提高風(fēng)量和優(yōu)化風(fēng)量分配[8-12]，然后進(jìn)行實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。目前國(guó)內(nèi)對(duì)空調(diào)噪聲研究較多，多集中在鼓風(fēng)機(jī)引起的電磁階次噪聲、結(jié)構(gòu)噪聲以及氣動(dòng)噪聲引起的寬頻噪聲[13-20]，但氣動(dòng)噪聲引起的聲品質(zhì)問(wèn)題關(guān)注較少。

本文針對(duì)某汽車(chē)空調(diào)開(kāi)發(fā)過(guò)程中出現(xiàn)的聲壓級(jí)超標(biāo)和聲品質(zhì)問(wèn)題，采用整車(chē)實(shí)驗(yàn)找問(wèn)題-臺(tái)架實(shí)驗(yàn)定位-模擬分析找點(diǎn)-實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證確認(rèn)的優(yōu)化方法，降低了整車(chē)噪聲，降低車(chē)內(nèi)空調(diào)氣動(dòng)噪聲的同時(shí)，使聲品質(zhì)得到顯著提升。

1 實(shí)驗(yàn)和虛擬結(jié)合的分析方法

1.1 整車(chē)測(cè)試分析確定問(wèn)題

某車(chē)型在開(kāi)發(fā)過(guò)程中開(kāi)空調(diào)吹面模式噪聲聲壓級(jí)超標(biāo)，且存在很?chē)?yán)重的轟鳴聲。同時(shí)隨著檔位的增加，轟鳴聲變大，嚴(yán)重影響聲品質(zhì)，主觀評(píng)估不可接受。為解決問(wèn)題，首先對(duì)整車(chē)進(jìn)行了測(cè)試和分析。麥克風(fēng)測(cè)點(diǎn)位置在主駕右耳旁。測(cè)試時(shí)鼓風(fēng)機(jī)外接電源，車(chē)輛其他部件均不運(yùn)行以排除其他因素，空調(diào)設(shè)定為吹面模式。噪聲的測(cè)試結(jié)果如圖1和表1所示。

表1 整車(chē)鼓風(fēng)機(jī)噪聲值

圖1 中3 條曲線分別代表鼓風(fēng)機(jī)在最高檔、中間檔和最低檔的噪音頻譜。最高檔的聲壓級(jí)超出目標(biāo)值4 dB(A)。其中3 條頻譜上在190 Hz 附近均存在明顯的峰值，最高檔的峰值為49 dB(A)。經(jīng)濾波分析，確定此峰值頻率為轟鳴聲的主要影響頻段。對(duì)此頻段進(jìn)行帶阻濾波減小其值，發(fā)現(xiàn)190 Hz 峰值在42 dB(A)以下，聲品質(zhì)才可接受。

圖1 整車(chē)HVAC 鼓風(fēng)機(jī)噪聲測(cè)試結(jié)果

1.2 臺(tái)架測(cè)試分析定位零部件

由于轟鳴聲和空調(diào)氣動(dòng)部件相關(guān)，為了尋找轟鳴聲的原因，建立了HVAC 鼓風(fēng)機(jī)的臺(tái)架進(jìn)行測(cè)試。首先對(duì)HVAC 鼓風(fēng)機(jī)進(jìn)行臺(tái)架測(cè)試。麥克風(fēng)測(cè)點(diǎn)布置在出風(fēng)口斜上方1 m 的位置，進(jìn)風(fēng)口施加與風(fēng)道相當(dāng)?shù)谋硥?，測(cè)試鼓風(fēng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速下的噪聲，測(cè)試臺(tái)架如圖2所示。

圖2 HVAC 臺(tái)架噪聲測(cè)試

單HVAC 鼓風(fēng)機(jī)不帶風(fēng)道帶背壓的測(cè)試結(jié)果如圖3所示?？偮晧杭?jí)為64.6 dB(A)，且頻譜沒(méi)有與整車(chē)測(cè)試結(jié)果相同的190 Hz 頻段，主觀評(píng)估也沒(méi)有轟鳴聲。因此確認(rèn)HVAC 鼓風(fēng)機(jī)本體不是轟鳴聲的噪聲源。HVAC 鼓風(fēng)機(jī)和風(fēng)道一并在臺(tái)架上測(cè)試，測(cè)試背壓為單HVAC 的背壓減掉風(fēng)道的壓損。臺(tái)架測(cè)試結(jié)果如圖4所示，總聲壓級(jí)為65.3 dB(A)，存在190 Hz 的峰值，約為39 dB(A)，由于測(cè)試環(huán)境為半消聲室，與整車(chē)混響聲場(chǎng)環(huán)境有區(qū)別，導(dǎo)致峰值較小。但轟鳴聲的頻率特征存在，因此確認(rèn)風(fēng)道是噪聲源。

圖3 HVAC 鼓風(fēng)機(jī)臺(tái)架噪聲測(cè)試結(jié)果

圖4 HVAC 鼓風(fēng)機(jī)和風(fēng)道臺(tái)架測(cè)試結(jié)果

1.3 風(fēng)道建模分析找問(wèn)題點(diǎn)

為了找到鎖定風(fēng)道的問(wèn)題點(diǎn)，對(duì)風(fēng)道進(jìn)行CFD建模分析，通過(guò)流場(chǎng)查找并優(yōu)化問(wèn)題。

邊界條件及求解設(shè)置[6]：假定固體區(qū)與流體區(qū)的物性參數(shù)為常數(shù)，流動(dòng)為穩(wěn)態(tài)流動(dòng)；忽略空氣的重力和溫度變化影響，設(shè)定空氣的密度和黏度；根據(jù)HVAC 實(shí)際風(fēng)量，設(shè)定入口流量為400 m3/h，出口為壓力出口；設(shè)空氣在風(fēng)道入口處的速度均勻分布，方向垂直于邊界，風(fēng)道出口處背壓為0。壓力-速度耦合采用Simple 方法，采用高雷諾數(shù)k-ε湍流式和壁面函數(shù)；湍流動(dòng)能k和耗散率ε由經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算確定；計(jì)算選擇二階迎風(fēng)格式標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型進(jìn)行分析。

不可壓縮氣體、忽略重力和溫度影響的標(biāo)準(zhǔn)kε模型輸運(yùn)方程為：

Gk表示平均速度梯度產(chǎn)生的湍動(dòng)能：

湍流黏度μt的計(jì)算公式為：

式中，C1ε、C2ε、Cμ、σk和σε采用默認(rèn)值，C1ε=1.44、C2ε=1.92、Cμ=0.09、σk=1.0、σε=1.3；σk和σε分別為湍動(dòng)能和湍動(dòng)能耗散率的湍流普朗特?cái)?shù)。

圖5所示為風(fēng)道數(shù)模，共4 個(gè)進(jìn)口和4 個(gè)出口。局部網(wǎng)格如圖6所示，面網(wǎng)格約36 萬(wàn)，體網(wǎng)格約280 萬(wàn)。

圖5 風(fēng)道數(shù)模

圖6 風(fēng)道局部網(wǎng)格

流場(chǎng)計(jì)算結(jié)果如7所示。由圖7 可知，風(fēng)道中間出風(fēng)氣流風(fēng)速較高且氣流紊亂。中間風(fēng)道的出風(fēng)口頸部是問(wèn)題源。

圖7 風(fēng)道內(nèi)部流速

1.4 風(fēng)道優(yōu)化方案確定

對(duì)中間風(fēng)道進(jìn)行優(yōu)化，目標(biāo)是降低風(fēng)道的內(nèi)部流速、總壓損和湍流動(dòng)能。在造型不能改變、出風(fēng)口面積不變的前提下，對(duì)中間左右風(fēng)道進(jìn)行并聯(lián)，中間風(fēng)道的改進(jìn)結(jié)果如圖8 的綠色部分所示。重新對(duì)新風(fēng)道模型進(jìn)行模擬計(jì)算，風(fēng)速場(chǎng)的計(jì)算結(jié)果如圖9所示。其內(nèi)部流速、總壓損和湍流動(dòng)能均比原風(fēng)道有較大改善，新風(fēng)道和原風(fēng)道模擬結(jié)果對(duì)比見(jiàn)表2。由表2 可知，改進(jìn)風(fēng)道的內(nèi)部流速、總壓損和湍流動(dòng)能均得到9.2%以上的優(yōu)化提高。

表2 原風(fēng)道和改進(jìn)風(fēng)道模擬結(jié)果對(duì)比

圖8 原風(fēng)道和改進(jìn)風(fēng)道模型對(duì)比

圖9 改進(jìn)風(fēng)道內(nèi)部風(fēng)速

2 改進(jìn)方案實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

根據(jù)數(shù)值模擬提供的方案，制作風(fēng)道樣件在整車(chē)上進(jìn)行實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。吹面模式最高檔的測(cè)試頻譜和聲壓級(jí)結(jié)果如圖10 和表3所示。結(jié)果顯示，風(fēng)道優(yōu)化后聲壓級(jí)降低3.8 dB(A)，基本達(dá)到設(shè)計(jì)目標(biāo)，轟鳴聲頻段降低約9 dB(A)，主觀聲品質(zhì)得到顯著提升。圖11所示為風(fēng)道改進(jìn)前后車(chē)內(nèi)風(fēng)量和噪聲對(duì)比，由圖11 可知，對(duì)改善后的風(fēng)道進(jìn)行整車(chē)風(fēng)量測(cè)試，最大風(fēng)量提高10 m3/h，約2.5%，風(fēng)道優(yōu)化后，車(chē)內(nèi)噪聲平均改善了3.4 dB(A)。

圖10 風(fēng)道改進(jìn)前后車(chē)內(nèi)最高檔聲頻譜對(duì)比

圖11 風(fēng)道改進(jìn)前后車(chē)內(nèi)風(fēng)量和噪聲對(duì)比

表3 噪聲風(fēng)量測(cè)試優(yōu)化結(jié)果

3 結(jié)論

本文利用實(shí)驗(yàn)和模擬相結(jié)合的方法，研究了汽車(chē)空調(diào)噪聲大和聲品質(zhì)差的原因，利用計(jì)算流體力學(xué)分析優(yōu)化了風(fēng)道的內(nèi)部流場(chǎng)，最終實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，車(chē)內(nèi)空調(diào)噪聲達(dá)標(biāo)，聲品質(zhì)提高，得出如下結(jié)論：

1）影響汽車(chē)空調(diào)噪聲大小和聲品質(zhì)的主要頻率為190 Hz，對(duì)應(yīng)峰值小于40 dB(A)，主觀上才不被覺(jué)察；

2）風(fēng)道優(yōu)化后，風(fēng)速降低14.5%，湍動(dòng)能降低9.2%，風(fēng)道紊流得到優(yōu)化；為風(fēng)道開(kāi)發(fā)提供了一定的客觀指標(biāo)；

3）風(fēng)道優(yōu)化后，壓力的損失由121 Pa 降低至109 Pa，實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證風(fēng)量提高2.5%；

4）驗(yàn)證優(yōu)化后的風(fēng)道，車(chē)內(nèi)空調(diào)最高檔噪聲優(yōu)化了3.8 dB(A)，轟鳴頻段的尖峰值降低9 dB(A)。