汽車暖通空調(diào)氣動噪聲仿真

梁 晨，秦 傲，趙云龍，黃欽明，張 帥

(燕山大學(xué) 車輛與能源學(xué)院，河北 秦皇島 066004)

引言

隨著我國汽車產(chǎn)業(yè)技術(shù)日趨成熟和消費者生活水平不斷提高，乘車舒適性已經(jīng)成為消費者關(guān)注的焦點。目前，汽車發(fā)動機和傳動系統(tǒng)噪聲控制已有所突破[1]；缺少發(fā)動機噪聲的掩蓋，電動汽車乘員艙內(nèi)噪聲顯得尤為突出?；谏鲜銮闆r，減少汽車暖通空調(diào)(Heating Ventilating Air Conditioning，HVAC)乘員艙內(nèi)噪聲已經(jīng)成為制造廠商提供乘車舒適性的指標之一。因此，對HVAC總成噪聲的產(chǎn)生機理、傳播路徑、降噪措施展開研究并制定規(guī)范的噪聲解析流程已經(jīng)成為制造廠商亟需解決的問題。

作為汽車空調(diào)系統(tǒng)的重要部件，HVAC總成工作時氣動噪聲是汽車空調(diào)的主要噪聲源之一[2]。VASANTH B等[3]通過輸入風機轉(zhuǎn)速，以及濾清器、蒸發(fā)器和散熱器的壓降數(shù)據(jù)等，使用GT-SUITE一維軟件對HVAC總成噪聲進行模擬，并通過相關(guān)臺架試驗進行驗證。結(jié)果表明，此模擬方法比三維模擬速度更快，相關(guān)性更高，但無法分析HVAC總成內(nèi)部空氣的流動情況。卿宏軍等[4]采用聲類比法、直接模擬法和聯(lián)合仿真法對奧迪、寶馬等車企聯(lián)合發(fā)布的簡化模型進行數(shù)值模擬，并與試驗進行對標驗證，結(jié)果表明聲類比法對氣動噪聲研究可信度最高，但是并沒有對完整的空調(diào)模型進行驗證。張凡[5]將相關(guān)性分析測試和氣動噪聲模擬分析相結(jié)合，得到主要噪聲源是鼓風機葉輪旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的43階次氣動噪聲的結(jié)論。

本研究針對某車型的暖通空調(diào)系統(tǒng)建立包含鼓風機、空氣濾清器、蒸發(fā)器、調(diào)節(jié)風門和空調(diào)箱的氣動噪聲模型，引入一種關(guān)于濾清器和蒸發(fā)器的建模方法。對HVAC總成進行流場和氣動噪聲的仿真計算，結(jié)合臺架試驗測試結(jié)果，驗證仿真模型和仿真方法的準確性，并提出降噪措施。

1 HVAC總成噪聲產(chǎn)生機理

氣動噪聲主要通過氣體在流動過程中與剛性壁面或者與自身的相互作用引發(fā)壓力脈動，并以波的形式通過周圍空氣向外傳播形成噪聲[6]?？照{(diào)在工作時，鼓風機葉輪旋轉(zhuǎn)帶動氣流由進風口流入，經(jīng)蝸殼區(qū)域壓出，流經(jīng)空調(diào)箱和調(diào)節(jié)風門，由出風口通往不同工作模式下的空調(diào)管道，最終流向乘員艙。高速旋轉(zhuǎn)的葉片打擊湍流狀態(tài)的空氣，氣流在葉片界面和葉頂間隙中分離時產(chǎn)生旋渦，旋渦分離引起的壓力波動以聲波的形式向外傳播[7]；當蝸舍壁面與葉片間隙過小時，氣流在蝸舍處產(chǎn)生聚集，進而產(chǎn)生周期性壓力脈動，向外輻射噪聲；另外，HVAC總成內(nèi)部較為復(fù)雜，氣流流經(jīng)空調(diào)箱內(nèi)部各結(jié)構(gòu)時，由于流動不順暢，常會因渦流的存在而產(chǎn)生氣流再生噪聲。

采用基于FW-H方程的聲類比法模擬氣動噪聲[8]。聲類比法由Lighthill基于N-S方程提出，僅適用于自由空間的流體，若計算過程中存在剛性壁面，則無法準確求解。在實際工況中，常存在固體邊界，因此Fowcs Williams和Hawking在此基礎(chǔ)上進行修正與改進，得到適用于固體邊界的FW-H方程[9]：

(1)

式中，p——測點聲壓，Pa監(jiān)測點產(chǎn)生的聲壓，Pa

pQ，pL，pT——依次為四極子、偶極子和單極子

t——時間，s

其中Curle噪聲源模型(偶極子聲源)是氣體流動中對于固定壁面產(chǎn)生的主要噪聲源[10]，HVAC總成氣動噪聲可認為主要由偶極子聲源組成[11]。

2 HVAC總成數(shù)值模擬

2.1 仿真模型

HVAC總成原始模型結(jié)構(gòu)復(fù)雜，且外部結(jié)構(gòu)對內(nèi)部流動情況沒有任何影響，反而會影響計算準確性，因此在建立仿真模型時忽略外部結(jié)構(gòu)，僅將HVAC總成與空氣接觸的表面抽取出來，形成流體區(qū)域；本研究針對吹面全冷外循環(huán)的工作模式展開研究，受調(diào)節(jié)風門的影響，空氣不流經(jīng)散熱器，因此模型不保留散熱器所在的區(qū)域，同時通過風阻試驗對空氣濾清和蒸發(fā)器采用多孔介質(zhì)建模；由于某些細小結(jié)構(gòu)對空氣流動影響較小，卻能增加網(wǎng)格數(shù)量影響計算效率，有必要對建立的仿真模型進行后處理操作，提高網(wǎng)格質(zhì)量，增加仿真的準確性，如采取去除微小結(jié)構(gòu)等措施簡化模型[12]。如圖1所示為建立的數(shù)值仿真模型，采用三角形面網(wǎng)格劃分，尺寸為1.5～6 mm；體網(wǎng)格采用適應(yīng)性較好的多面體網(wǎng)格劃分；近壁面采用棱柱層網(wǎng)格處理，增長率1.2，厚度6 mm，共4層，最終體網(wǎng)格數(shù)量達776萬。

圖1 HVAC總成仿真模型示意圖

穩(wěn)態(tài)仿真選用雷諾平均納維斯托克斯可實現(xiàn)的k-e湍流模型，仿真收斂后，將仿真結(jié)果作為初始條件，湍流模型采用分離渦模擬湍流模型進行瞬態(tài)求解。葉輪設(shè)置為旋轉(zhuǎn)域，其余均為靜止域，區(qū)域間通過 interface傳遞數(shù)據(jù)[13]。穩(wěn)態(tài)仿真旋轉(zhuǎn)域選用移動參考坐標系(MRF)，使葉輪繞其軸線旋轉(zhuǎn)；瞬態(tài)采用滑移網(wǎng)格(RBM)，檢測壓力隨時間變化情況，進行傅里葉變換得到A計權(quán)聲壓頻譜圖。

2.2 等效多孔介質(zhì)

1)多孔介質(zhì)特征化

被測試件尺寸參數(shù)如表1所示，將濾清器和蒸發(fā)器進行多孔介質(zhì)處理，通過孔隙率、慣性阻力系數(shù)和黏性阻力系數(shù)3個參數(shù)模擬[14]。

表1 被測試件尺寸參數(shù)

孔隙率是指多孔介質(zhì)中空部分占結(jié)構(gòu)的比例，主要影響傳熱和結(jié)構(gòu)強度等，由于仿真模擬僅考慮氣流的流動情況，因此孔隙率在本研究中取默認值1。

對于多孔介質(zhì)流動阻力，通過動量源項Sj模擬慣性阻力系數(shù)和黏性阻力系數(shù)，如式(2)所示：

Sj=kiv2+kvv

(2)

式中，ki——慣性阻力系數(shù)，kg·m-4

kv——黏性阻力系數(shù)，kg·(m3·s)-1

v——速度，m·s-1

多孔介質(zhì)阻力系數(shù)在本研究中通過風阻試驗得到，將試驗數(shù)據(jù)經(jīng)過二次擬合得到風阻試驗風阻和速度的關(guān)系，負號表示風阻的阻力作用，如式(3)所示：

(3)

式中，Δpf——風阻，Pa

Δn——多孔介質(zhì)流向厚度，mm

2)多孔介質(zhì)等效參數(shù)分析

在汽車空調(diào)綜合性能試驗室進行風阻試驗，測試結(jié)果如表2和表3所示，其中風速由風量和通過面積計算得到。

表2 濾清器風阻測試性能參數(shù)

表3 蒸發(fā)器風阻測試性能參數(shù)

將測試數(shù)據(jù)通過MATLAB進行二次多項式線性擬合，按照式(3)進行處理，濾清器和蒸發(fā)器部件風阻Δpf1和Δpf2與風速之間的擬合關(guān)系如式(4)和式(5)所示，其中擬合度分別為0.9990和0.9997，擬合度接近于1證明擬合具有較高的可靠性。

pf1=4.144v2+6.7636v-0.48

(4)

pf2=12.77v2-10.02v+66.68

(5)

得到濾清器和蒸發(fā)器在流動方向的各項阻力系數(shù)如表4所示。

表4 流動方向阻力系數(shù)

2.3 邊界條件設(shè)定

定義進口邊界條件為停滯入口，模擬HVAC總成外部自由狀態(tài)的空氣，鼓風機葉輪旋轉(zhuǎn)帶動空氣由進風口流入，轉(zhuǎn)速為3700 r/min，出口邊界條件為壓力出口，將濾清器和蒸發(fā)器設(shè)置為多孔介質(zhì)，其余設(shè)置為壁面；穩(wěn)態(tài)計算監(jiān)測出風口風量，待出風口風量趨于穩(wěn)定后計算收斂，迭代計算共4000步；本研究研究的頻率為0～5400 Hz，設(shè)定時間步為9e-5 s，由于瞬態(tài)求解從啟動到穩(wěn)定需要一個過程，因此從0.05 s開始采樣，采樣總時間設(shè)為0.25 s。

3 結(jié)果分析與驗證

3.1 計算結(jié)果驗證

為驗證穩(wěn)態(tài)計算的準確性，在汽車空調(diào)綜合性能試驗室對HVAC總成進行風量測試，測量相同工況在不同背壓條件下出風口的風量。將穩(wěn)態(tài)收斂結(jié)果與風量試驗結(jié)果進行對標，如表5所示。

表5 不同背壓下出風口風量對標

由表5可知，出風口風量仿真值與測試結(jié)果誤差最大為6.7%，最小值僅為2.1%。仿真結(jié)果誤差較小，參考價值高，可作為后續(xù)仿真的初始條件。

3.2 穩(wěn)態(tài)分析

為了更直觀地觀察HVAC總成內(nèi)部空氣流動情況，對HVAC總成取截面Y=0.051 m并觀察內(nèi)部空氣流動的速度矢量圖，如圖2所示。觀察速度矢量圖，蝸殼和空調(diào)箱區(qū)域均有一定量的渦流產(chǎn)生，觀察速度幅值可知，靠近壁面?zhèn)缺诿媲拾l(fā)生變化流速較小，管道中間受影響較小，在較大流速差的情況下，產(chǎn)生一定量的氣流漩渦，又稱為渦流，渦流的產(chǎn)生勢必會消耗能量，產(chǎn)生寬頻噪聲；靠近蝸舍位置，由于蝸舍間隙過小，高速運動中的大部分氣體直接與蝸舍壁面產(chǎn)生撞擊，該區(qū)域速度變化梯度大，甚至產(chǎn)生氣體回流現(xiàn)象，此過程氣流產(chǎn)生壓力脈動向外傳播，圖中圈出區(qū)域為速度變化梯度較大的渦流區(qū)域。

圖2 HVAC總成截面速度矢量圖

如圖3所示為HVAC總成截面Y=0.051 m的湍動能云圖，湍動能最大區(qū)域分布在鼓風機旋轉(zhuǎn)區(qū)域、靜止區(qū)域和蝸舍三者交界的位置，鼓風機出口區(qū)域以及空調(diào)箱靠近出風口位置次之，最大值達141.88 J/kg。湍動能是反應(yīng)湍流強度的物理量，湍流強度則代表噪聲源的強弱，因此觀察湍動能云圖即可快速獲得HVAC總成內(nèi)部噪聲源的分布。

圖3 HVAC總成截面湍動能云圖

因氣動噪聲主要由氣體與剛性壁面撞擊產(chǎn)生的脈動噪聲造成，因此將重點關(guān)注HVAC總成各部件的偶極子聲源分布。如圖4所示為HVAC總成Curle噪聲源分布云圖，噪聲源主要集中在葉輪、蝸殼組成的鼓風機區(qū)域以及空調(diào)箱壁面。其中葉片表面處偶極子噪聲達到最大值105.13 dB，主要原因是葉輪轉(zhuǎn)動帶動氣體流動的過程中伴隨著葉片對空氣的持續(xù)拍打，由于旋轉(zhuǎn)速度過快，葉片與氣體的相互作用是整個HVAC總成最激烈的區(qū)域，因此也產(chǎn)生了最大的偶極子噪聲源；蝸殼區(qū)域偶極子噪聲聲源最大值達97.51 dB，噪聲源主要集中在蝸舍壁面和蝸殼結(jié)構(gòu)凸起處，由速度質(zhì)量圖可以看出，葉輪旋轉(zhuǎn)帶動氣流撞擊蝸舍壁面同時伴隨氣流回流和渦流的產(chǎn)生，導(dǎo)致壓力聚集對壁面造成沖擊，致使蝸舍壁面偶極子噪聲達到峰值，結(jié)構(gòu)凸起處則是因為凸起結(jié)構(gòu)阻擋氣流流動路徑，氣流直接沖擊壁面造成；空調(diào)箱壁面偶極噪聲較大則是因為該工作模式下氣流受調(diào)節(jié)風門的影響，改變了氣流流向與壁面產(chǎn)生沖擊導(dǎo)致。

圖4 HVAC總成表面Curle噪聲源分布云圖

3.3 瞬態(tài)分析

1)近場噪聲分析

穩(wěn)態(tài)仿真主要模擬了HVAC總成的流場和噪聲源的分布情況，但無法分析噪聲隨時間變化的特性。為了進一步分析HVAC總成的噪聲特性，在穩(wěn)態(tài)分析的基礎(chǔ)上，可針對聲場分布集中的鼓風機區(qū)域取截面Y=0.051 m布置葉片正面、葉片背面、葉片內(nèi)側(cè)、蝸舍和結(jié)構(gòu)凸起處共計5個監(jiān)測點，如圖5所示，進行瞬態(tài)分析，研究監(jiān)測點的壓力脈動和噪聲特性[15]。

圖5 HVAC總成近場噪聲監(jiān)測點示意圖

表6 HVAC總成近場噪聲監(jiān)測點坐標

以鼓風機為研究對象的近場噪聲以旋轉(zhuǎn)噪聲為主，主要原因是旋轉(zhuǎn)過程中葉片周期性拍打葉片之間的空氣質(zhì)點、蝸舍間隙較小導(dǎo)致空氣流經(jīng)該區(qū)域時產(chǎn)生周期性壓力脈動。葉片間距均勻分布時，可通過式(6)計算氣動噪聲頻率：

(6)

式中，n——轉(zhuǎn)速，r·min-1

Z——葉片數(shù)

研究對象葉片數(shù)為43，轉(zhuǎn)速為3700 r·min-1，因此旋轉(zhuǎn)頻率的基頻為2651.7 Hz，對應(yīng)倍頻為5303.3，7955.0 Hz等等。葉片正面、葉片背面和葉片內(nèi)側(cè)3個監(jiān)測點A計權(quán)聲壓頻譜圖，如圖6所示，在0～5400 Hz 內(nèi)，整體聲壓ps較高，在基頻2654.94 Hz出現(xiàn)峰值，最大值達130.16 dB(葉片內(nèi)側(cè))，并在5300.53 Hz再次出現(xiàn)明顯峰值。以葉片正面為例，觀察0～2700 Hz內(nèi)A計權(quán)聲壓頻譜局部放大圖，如圖7所示，共出現(xiàn)了43個以61.7 Hz為基頻的諧波，43階次對應(yīng)葉輪的43個葉片，61.7 Hz則對應(yīng)葉輪的旋轉(zhuǎn)周期。觀察葉片正面、葉片背面和葉片內(nèi)側(cè)3個監(jiān)測點A計權(quán)聲壓頻譜圖，可以分析噪聲的頻譜特性，也再次驗證了仿真的準確性。圖8所示為蝸舍和結(jié)構(gòu)凸起處A計權(quán)聲壓頻譜圖，2個監(jiān)測點噪聲聲壓整體低于靠近葉片附近監(jiān)測點的聲壓，在基頻和倍頻處無明顯峰值，整體呈寬頻噪聲分布且隨著頻率的上升聲壓有下降趨勢。分析原因，一方面聲壓的大小不僅與壓力的聚集程度相關(guān)，而且與壓力的波動劇烈程度密切相關(guān)，葉片正面、葉片背面和葉片內(nèi)側(cè)3個監(jiān)測點受葉輪旋轉(zhuǎn)影響，氣流高速運動，壓力波動激勵，波動越激烈聲壓越大；另一方面氣流經(jīng)風機流出后，旋轉(zhuǎn)噪聲產(chǎn)生衰減，噪聲主要由氣流流動產(chǎn)生的渦流噪聲為主。

圖6 葉片側(cè)監(jiān)測點A計權(quán)聲壓頻譜圖

圖7 葉片正面A計權(quán)聲壓局部放大頻譜圖

圖8 蝸舍和結(jié)構(gòu)凸起處A計權(quán)聲壓頻譜圖

2)遠場噪聲分析

為驗證遠場噪聲數(shù)值模擬的準確性，在半消音室內(nèi)使用LMS數(shù)據(jù)采集設(shè)備對HVAC總成進行噪聲采集。測試環(huán)境要求背景噪聲小于20 dB，為避免其他物體對噪聲產(chǎn)生影響，HVAC總成測試臺架狀態(tài)要求處于自由懸掛。為測量駕駛員和副駕駛員位置聲壓，按照整車三維坐標系，分別在左后上45°(沿Y軸負向與X平面和Z平面夾角均45°)和右后上45°(沿Y軸正向與X平面和Z平面夾角均45°)距離吹面出風口中心1 m位置，布置2個麥克風進行測試，如圖9所示。

圖9 HVAC總成噪聲測試

對HVAC總成遠場噪聲的模擬由FW-H模型計算得到，噪聲接收點位置與噪聲采集麥克風位置相同。如圖10和圖11所示，分別為左后上45°的1 m處和右后上45°的1 m處位置試驗和仿真A計權(quán)聲壓頻譜圖對比圖，2個接收點試驗和仿真的噪聲頻譜特性數(shù)值上存在偏差，但趨勢相同，隨著頻率的升高，聲壓略有下降，呈寬頻帶噪聲分布。考慮到存在誤差的原因：一方面在建模的過程中對濾清器和蒸發(fā)器進行多孔介質(zhì)處理，且對細小結(jié)構(gòu)進行刪除、簡化等處理；另一方面試驗所采用的設(shè)備精確度較低。故認為該仿真模型和數(shù)值模擬方法具有較高的可靠性，可用于HVAC總成降噪的研究。

圖10 左后上45°,1 m處A計權(quán)聲壓頻譜對比圖

圖11 右后上45°,1 m處A計權(quán)聲壓頻譜對比圖

4 結(jié)論

首先根據(jù)風阻試驗，對空氣濾清器和蒸發(fā)器進行多孔介質(zhì)等效處理，建立HVAC總成的流體仿真模型；其次根據(jù)流體力學(xué)和氣動聲學(xué)等相關(guān)知識，結(jié)合寬頻帶噪聲源和FW-H聲類比理論，將HVAC總成進行流場和氣動噪聲的仿真結(jié)果分別與風量試驗和噪聲測試進行對標，驗證建模過程和仿真方法的準確性，得到如下結(jié)論：

(1)分別采用RANS和DES湍流模型進行穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)的仿真，仿真結(jié)果與臺架試驗進行對標，計算精度較高，噪聲分布趨勢一致。研究表明，HVAC總成主要噪聲源主要集中在鼓風機區(qū)域，產(chǎn)生噪聲的主要原因是葉輪葉片周期性拍打空氣產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)噪聲，其次，空氣經(jīng)離心風機流出后氣流回流及產(chǎn)生的渦流造成；

(2)針對葉片拍打空氣質(zhì)點產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)噪聲是主要噪聲源，可減小葉片到壁面的距離，即減小葉片拍打空氣的接觸面積，還可適當增加葉輪葉片數(shù)量即增加噪聲頻率間隔，以上措施對降低葉輪旋轉(zhuǎn)噪聲有著積極的意義；

(3)針對蝸舍位置渦流及回流的產(chǎn)生，可適當調(diào)整蝸舍角度和蝸舍間隙，可減少氣流回流和壓力聚集的產(chǎn)生。針對混合箱內(nèi)渦流及氣流紊亂的產(chǎn)生，可增加導(dǎo)流裝置，改善流動情況，降低寬頻噪聲。

本研究通過對HVAC總成的建模及流場和氣動噪聲的數(shù)值模擬，通過試驗對標驗證了建模及仿真方法的準確性，可為分析和改進HVAC總成的聲學(xué)性能提供一種研究方法，降低HVAC總成前期開發(fā)成本。