汽车空调出风口啸叫的辨识及机理探究

沈沉+王洋+刘斌+陶泽平

摘 要：通过近场测量法获得实车空调出风口啸叫的声压数据，并分析其频谱，又通过耦合气动-声学数值计算研究流场结构并探究啸叫机理。试验结果表明，啸叫的发生与空调出风口的风门位置和内外压差联系密切。当幅值-频域信号中2 kHz以上部分存在明显的频谱峰值时，啸叫明显。啸叫产生的机理在于拟序涡结构脱落引发的有规律的压力脉动，辐射后形成较为规则的声压脉动。为预测啸叫、改进设计、预防啸叫提供理论依据。

关键词：NVH；噪声辨识；数值模拟；气动噪声；啸叫

中图分类号：U463.85+1文献标文献标识码：A文献标DOI：10.3969/j.issn.2095-1469.2015.03.11

乘用车噪声、振动与声振粗糙度（Noise、Vibration、Harshness，NVH）性能直接影响到乘坐舒适性，空调出风口啸叫是一种常见的NVH问题，会引起乘客不适与疲劳[1]，越来越多的主机厂和供应商开始关心并设法解决该问题。汽车空调出风口啸叫是一种主观感受，定义并辨识啸叫在出风口研发和认证过程中十分重要。相关研究已经表明：车内舒适性与响度、尖锐度、粗糙度、波动度等因素相关[2]，而出风口啸叫对车内噪声的响度、尖锐度、粗糙度都有明显的影响，所以研究并改善出风口啸叫具有重要的工程意义。目前对于出风口啸叫的评估主要采取台架试验和整车试验两种方式，而对啸叫产生的机理缺少有效的分析方法。啸叫的成因较为复杂，其影响因素包括风机、风门、风道、叶片等。运用计算流体动力学（Computational Fluid Dynamics，CFD）分析啸叫形成机理对识别影响因素、改进设计、预防啸叫具有指导意义。

1 试验的主客观评价

以某中型SUV车型的出风口为研究对象，图1为该车型中控台出风口数模。风道内部包含有叶片、风门等结构，当风门调节到接近关闭的最小出风状态（即拨轮开启一格）时会产生啸叫现象。如果同时关闭其它出风口，则单个出风口压降增加，啸叫更为明显。实车出风口的内外压差由风机产生，当风门关闭时，风机的设计压升为250 Pa。

采用近场测量法测量噪声，利用麦克风实车采集出风口噪声并记录声压变化，测点位置距离出风口100 mm。麦克风避开气流并布置在射流剪切层外，以避免测得的数据被假声信号干扰。记录了9组声压数据进行分析，涵盖了仪表板出风口、中控台出风口、副仪表板出风口3种出风口类型，其中包含1组无啸叫声、5组有较弱啸叫声以及3组有非常明显啸叫声的数据。9组数据的快速傅里叶变换（Fast Fourier Transformation，FFT）得到的频域信号，截取长度为10 s，加窗方式为汉宁（Hanning）窗[3]。

图2为无啸叫一段时域信号和FFT后的频域幅值信号。从频域信号来看，这种能量随频率增加而衰减的趋势比较接近棕色噪声[4]。

图3为啸叫较弱的一段时域信号和幅值频域信号。从频域信号来看，能量随频率增加而衰减，但在3.4 kHz和7.5 kHz附近存在较明显的峰值。主观上能够识别出这种啸叫，但并不十分明显。

图4为有非常明显啸叫的一段时域信号和幅值频域信号。从时域信号来看，可以发现明显的主信号趋势，附近存在“毛刺”状的脉动特性，从频域信号来看，在5.7 kHz和11.3 kHz两个特征频率附近存在明显的峰值，说明能量在这两个频率十分集中，主观上能够听到十分明显而尖锐的啸叫声。

图5选取了6组典型出风口噪声信号所得到的幅值频域结果。通过对频谱的分析并总结规律，发现有啸叫声的频谱中存在共同点：在2 kHz以上区域存在较明显的峰值。因此可以以“2 kHz以上部分存在明显的频谱峰值”作为量化的定义啸叫的方式，并以此准则来辨识啸叫。

2 数值计算

以该车出风口作为数值模拟对象。由前文所述的实车测试发现：风门调节对啸叫具有决定性影响，而叶片调节对啸叫几乎没有影响，无论叶片处于何种角度都几乎不会改变啸叫性质和峰值频率，由此可以判断：啸叫的成因与风门附近的流场有着密切联系，风门设计和风门位置对啸叫具有决定性作用。试验表明：当风门调节到接近关闭的最小出风状态时会产生啸叫声，而风门拨轮继续调大一格则没有啸叫发生，因此以这两种状态为计算对象作对比分析。

采用有限体积法对出风口附近的流场进行数值计算，以重整化群（RNG）k-ε湍流模型[5]结合（Scalable）壁面函数[6]得到初始流场后，采用代数壁面建模的大涡模拟（Algebraic Wall-Modeled LES Model）方法[7]，最大的局部边界层Y+控制在10以内。边界条件采用压力入口设定为设计压降250 Pa（与试验时的边界条件吻合），出口设置为压力出口，计算域截面网格如图6所示。采用双精度的数值精度，二阶格式SIMPLE算法计算[8]。

求解稳定后的某一时刻时的非定常风门附近的速度云图如图7所示，两种风门状态下局部最大流速分别为21.5 m/s和34.1 m/s。从其速度分布可以发现，最小出风状态下气流主要从风门顶端流出，而继续调大风门后，风门下方逐渐成为主要的气流出口。

3 机理分析

出风口啸叫属于典型的气动噪声，因此需要从流场结构角度加以分析。由图7（a）可以看出两股射流在A区域交汇，由于存在相对速度差，两股射流之间存在剪切层，随着流场的发展，剪切层附近不断产生拟序涡结构并脱落[9]，涡量云图如图8所示。对比图8（a）和（b），虽然只是风门开启的角度不同，但整个流场结构差异巨大，流场呈现出两种完全不同的状态。

图8（a）表明脱落的拟序涡结构随流场向后移动并且不断扩散、破裂、融合，这个过程会产生较为规则的压力脉动，如图9（a）所示，辐射到远场后形成较为规则的声压变化，因此会在频域上的某些固定频率产生峰值，这就是啸叫产生的机理。而风门开大状态下的流场结构更不规则，整个流场不存在明显起主导作用的拟序结构，如图8（b）所示，无法在某些特定的特征频率下形成有效的噪声辐射，所以整个气动噪声接近于棕色噪声。需要指出：图9（b）中的标尺比图9（a）大一个数量级，且压力分布不规则，说明了风门调大后无法在某一特定频率辐射噪声，辐射的噪声必然占据宽广且较低的频率范围，故无法产生明显啸叫。

使用FW-H声类比模型[10]可以模拟远场声压脉动信号，并得到气动噪声的频谱，但由于现今气动噪声的数值模拟通常与试验结果在低频区域存在一定的误差，用此方法预测出风口啸叫频率并不是十分理想的方法。基于上述原因，这里仅对流场中20个固定测点记录压力脉动信号，并针对压力脉动信号进行频谱分析。以图6中的点1为例，获得了如图10所示的频谱。从中发现超过2 kHz的位置上也存在明显的峰值，这与试验结果是统一的，印证了数值模拟的有效性。需要注意的是由于图10是压力脉动的频域信号，而非辐射后的声压信号，故图10与图4并非直接相关，因此不能将它们直接对比，但频谱分析仍然具有参考意义。

由于这种啸叫并非由单纯的绕流或狭缝射流引发，而是带壁面效应和剪切层效应的相对复杂的流动，因此无法使用狭缝或绕流的半经验公式（1）计算峰值频率[11]，工程中使用数值模拟的方式预测啸叫可行实用。

。

基于上述啸叫机理，通过改变风门框边缘的设计（图11），有效改善了风门附近的流场结构，使出风口的声品质得到了提升，消除了啸叫现象。图11所示增加的锯齿结构相当于涡流发生器，起到扰流的作用，从而破坏了拟序的涡结构，从根源上解决了啸叫问题。

4 结论与展望

通过试验研究以及数值计算，获得以下结论：

（1）啸叫与风门位置、内外压差联系密切，与叶片位置等因素关系不大。

（2）幅值频域信号中2 kHz以上部分存在明显的频谱峰值时，啸叫明显。

（3）啸叫产生的机理在于剪切层附近不断产生拟序涡结构并脱落，脱落的拟序涡结构随流场向后移动并且不断扩散、破裂、融合，这个过程会产生较规则的压力脉动，辐射到远场后形成较为规则的声压变化，因此会在频域上的某些固定的频率产生峰值，从而产生啸叫现象。

（4）这种啸叫的成因是带壁面效应和剪切层效应的相对复杂的流动，数值模拟的方式可以用于工程中预测啸叫。

（5）数值模拟中，可以通过观察流场中测点压力的脉动及其频谱来预测啸叫频率。

（6）通过优化设计来改变流场结构可以有效消除啸叫现象。

综上所述，解决啸叫问题主要在于优化风门较小时的流场结构，今后可以研究从优化风道和风门设计入手，从根源上解决啸叫问题。也可以研究更多的空调出风口结构和噪声，总结出降低噪声的规律，以指导工程设计。今后还可以对风门转角、锯齿形状、锯齿密度做参数化的研究分析，以达到优化的目的。

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