汽车空调的气动噪声分析与降噪方案设计

关键词：空调；噪声；仿真和试验；降噪

引 言

随着人们对汽车舒适性的要求越来越高，车内噪声问题成为消费者关注的焦点[1]，除了发动机噪声和轮胎噪声以外，汽车空调噪声是车内的主要噪声源之一[2]，尤其新能源汽车没有传统发动机产生的背景噪声，空调系统的噪声凸显出来。空调系统由进气壳体、空调箱、鼓风机、风道和出风口组成， 产生的气动噪声是主要噪声源[3]，为此，分析空调的气动噪声，提出降噪改进措施，显得尤为重要。

01 气动噪声仿真分析的理论

气动噪声是研究在非定常流体下噪声源的产生与声音的传播。空调的气动噪声主要是鼓风机旋转，在蜗壳、空调箱和风道内产生强烈的压力波动和涡流导致的噪声。数值仿真分析将稳态 RANS 方法和瞬态 CAA 方法相结合[4]，在保证计算精度的情况下降低计算量。稳态 RANS 方法用宽频带直接获取噪声信息，包括 Curle 噪声源模型和 Proudman 噪声源模型，准确判断噪声源的位置。瞬态 CAA 方法求解气动噪声的产生和传播，通过指定监测点，声学信息可以直接从 CFD 结果提取。

1.1 Curle 噪声源模型

Curle 噪声源模型计算在低马赫数情况下，对刚性表面上压力产生的辐射声压进行积分[5]，得到边界层表面产生的偶极子噪声源，可表示固体边界在流体上产生的波动表面压力。Curle 模型针对的噪声源为偶极子声源，每个单位表面对整体噪声声功率的贡献量，在优化分析中，常用来筛选改进方案，评估噪声源位置和近似的分贝值。

1.2 Proudman 噪声源模型

Proudman 噪声源模型采用统计方法，在低马赫数和高雷诺数情况下，分析了各向同性湍流的体单元产生的噪声[6]，其针对的噪声属于四极子声源。Proudman 噪声源是宽频噪声，能单一表达流体在湍流过程中的声功率强弱，可进行两组方案的对比或一个方案中不同部位的对比，快速识别早期设计的噪声缺陷，不具有数值的绝对准确性。

1.3 计算气动声学方法（CAA）

计算气动声学方法的基本思想是，在噪声源位置的流体流动和声音的传播都是流动现象，对流场进行求解的过程中也对压力脉动进行充分的瞬态求解，计算出噪声的产生与传播[4]。通过指定测试点所有的声学信息，可直接从流场结果中提取，声压级表示为

式中：p?为脉动压力，p0=2×10 -5 为参考压力（Pa）。

这种方法不需要引入额外的声学模型，只需记录测试点的压力脉动信息，考虑了噪声的反射、散射、共鸣等物理现象，声压级可通过频谱分析来确定，对不同空调的气动噪声源进行预测，更好的理解噪声产生和传播的机理。

02 模型建立及数值仿真

空调的传统设计方法主要依靠经验，随着气动噪声理论的飞速发展，数值仿真已成为对空调开发设计的一种重要方法。在汽车空调设计初期，通过对空调进行分析，快速提出改进方案。

2.1 数值计算方法

空调系统包括滤芯、风机、空调箱、风门、蒸发器、风道和出风口等，图 1 为某车型的空调系统仿真模型，主要研究在吹面模式下的气动噪声，出风口的格栅处于正交方向。空调内部结构复杂，在保证计算结果准确的前提下，对模型适当简化，删掉短边和合并碎面，采用三角形的面 格， 格大小 0.5mm~2.0mm。考虑边界层的影响，在零部件表面生成三层棱柱 格，生成的体 格为六面体， 格数量约为 2200 万。

计算域采用大气压力入口和大气压力出口，风机转速为试验测量的空调最高档内循环工况下的转速，即 3355rpm。为了模拟旋转的风机叶片，将计算域划分为旋转域和静止域，旋转域由叶轮和圆柱区域之间的空气组成，静止域是圆柱区域外部的空气域，通过 interface 命令实现旋转域与静止域的数据传递。将空调系统的纸滤芯和蒸发器简化成多孔介质，压降特性来自供应商提供的试验数据。

空调系统内部的流动为完全发展的湍流，流体为可压缩气体，压力与速度耦合采用 SIMPLE。稳态计算采用标准 k~ε 模型和多重坐标参考系技术， 计算收敛的稳态结果作为瞬态计算的初始值，瞬态计算采用 LES 模型和滑移 格技术，瞬态求解的时间步长 5×10 -5s，计算总时间 2s，由于流场从震荡到稳定有一个过程，采样时间从 1s 开始，得到不同位置的噪声特性。为了便于后续的分析和试验对比， 在空调的出风口位置监控各风道的风量，在距出风口 10cm 处布置声压监测点（P1~P4），方向为出风口中心斜向下 45°。

2.2 仿真值和试验值对比

为了验证数值计算方法和模型，并量化气动噪声的仿真结果，在全消音室内搭建了空调系统的台架，如图 2 所示。试验用的测试设备主要包括 LMS 数据采集系统、风速仪、1/2 英寸传声器单元等， 试验前使用标准声学校准器（114dB 和 1000Hz）对传声器进行校准，采样带宽≥12800Hz，分辨率 1Hz， 输出格式为线性自功率谱。试验过程中，应保证空调系统各部件牢固的固定在总成上，避免发生振动，产生不必要的振动噪声。试验与仿真的工况相同，传声器单元布置在出风口位置，通过稳压电源给定空调系统的电压和电流，使风机转速达到七档内循环的工况。

表 1 为出风口的仿真和试验结果比较，仿真结果和试验测试偏差较小，最大误差 3.5%，由此可见， LES 模型具有较高的精度，可满足工程计算的要求。

图 3 为试验和仿真的声压频谱对比，可以看出， 两者存在一定的误差，但是仿真结果的变化趋势和试验结果较为吻合。考虑到试验过程存在一定的测试误差，并且在仿真过程中，对计算模型做了很多的简化和假设，如纸滤芯和蒸发器处理成多孔介质，因此误差在合理范围内，可应用仿真模型和数值方法进行空调系统的降噪改进的研究。

2.3 数值计算结果

图 4 为 Curle 表面声功率图，可用于计算偶极子声源产生的原因，可以看出，在空调系统主要部件中， 风机对应的声压级最大，总声压级为60~85dB，在空调箱和风道表面，局部声压级为87dB。图 5 为空调系统表面的 dp/dt 分布图，dp/dt 为偶极子声源的积分项，它的分布代表了噪声源强度和分布情况，可以看出，噪声大的位置与静压梯度大的位置相对应。

图 6 为 Proudman 声功率图，可很直观地看出空间声源的强弱分布，指示四极子噪声源，在风机和风道内存在较大的四极子噪声，可达 79dB。如图7 所示，风机是整个空调系统流动最为紊乱的区域， 也是声源较大的地方，风道内部存在气流分离且旋转。在气流分离严重的位置，存在较大涡流，涡流分布区域与四极子噪声分布区域基本相同，可见噪声的产生在一定程度上与涡的产生呈对应关系。

03 空调的降噪方案设计

3.1 风道的造型设计

在风道设计时，需对气流的流动方向合理的引导，避免大尺度和小尺度的涡流，减小气流分离， 降低气动噪声。最基本的设计方法是优化风道的造型设计，经过多轮计算和对比分析，最终得到的吹面风道结构，如图 8 所示。图 9 和图 10 为风道内宽频噪声的计算结果，在左侧两根风道内，优化方案明显降低了的四极子噪声源。

根据瞬态计算，得到图 11 和图 12 的频谱曲线。通过优化风道的造型设计，在频率大于 3000Hz 时， 优化方案的气动噪声明显降低。

3.2 蜗舌的改进[7]

蜗舌位置是风机内部流动较复杂的区域，蜗舌位置的压力脉动明显，流动紊乱，局部流速大，因此蜗壳位置的气动噪声最为突出[8]。如图 13 所示， 改变蜗石的形状（小圆角、大圆角和平角），研究不同的蜗舌对气动噪声的影响。

图 14 为不同蜗舌的仿真流线图。从仿真结果看，蜗舌为平角后，内部流动分离明显减少，大涡消失，流动情况改善显著，有利于降低气动噪声。此外，蜗舌为大圆角后，涡流强度增大，是诱导振动的重要原因，不利于噪声的控制。

根据仿真模型，加工了三种不同结构的蜗舌（大圆角、小圆角和平角），验证蜗舌的效果。图15 为空调中间风挡的试验结果，蜗舌由大圆角改为平角，除了 150Hz~220Hz 和 650Hz~1350Hz 的声压降低不明显，其他频段的声压降低明显，因此通过优化蜗舌的结果，可降低气动噪声。

3.3 风道表面包裹吸音棉

对吹面风道包裹吸音棉（规格 600g/m2，厚度15mm），如图 16 所示，验证整车空调的降噪效果，测试点位于驾驶员右耳，空调风道以高密度聚乙烯（HDPE）为主要原料吹塑成型，厚度 2mm。

表 2 给出了风道包裹吸音棉的测试结果，在空调中间风档时，总声压级降低了 1.2dB（A），语音清晰度提高了 0.8%AI，可明显降低声压级，提高了声品质。图 17 为包裹吸音棉前后的噪声频谱曲线， 可以看出，吸音棉对整个频段的声压均有影响，改变了频谱曲线的声压峰值，频率大于 1415Hz 的时候，声压降低明显，说明吸音棉对中高频的噪声影响较大。由于风道包裹吸音棉可明显降低噪声，在车型设计阶段，建议对风道包裹吸隔声材料。

04 结 论