汽车暖通空调系统鼓风机气动噪声传递特性分析＊

蒋孝文 黄燕 张凡 王洪强 张继鑫

（1.西南交通大学，机械工程学院，成都 610031；2.南方英特空调有限公司，重庆 401120）

主题词：汽车空调 HVAC系统 叶轮 气动噪声 阶次分析

1 前言

车内噪声已经成为重要的舒适性评价项目[1]，现代汽车外部噪声已大幅降低，乘员舱密封效果也得到了显著提高，汽车暖通空调（Heating,Ventilating and Air Conditioning，HVAC）系统的气动噪声逐渐成为车内主要噪声源[2]。根据产生机理可将汽车HVAC系统噪声分为气动噪声、电磁噪声和机械噪声。气动噪声来源于HVAC系统的鼓风机和风道[3-6]，是该系统正常工作时的主要噪声源，因此，降低汽车HVAC 系统的气动噪声成为亟待解决的问题。

目前，针对汽车HVAC 系统气动噪声，研究者通过数值仿真与试验验证在噪声特性和噪声优化方面开展了大量研究。Cai J C等[7]通过数值仿真方法研究了离心风机的叶片通过频率噪声，结果表明，壳体的气动噪声、叶片气动噪声和流动引起的壳体振动辐射噪声声功率级分别为103 dB、93 dB 和79 dB。Chen J 等[8]应用大涡模拟（Large Eddy Simulation，LES）和直接边界元方法的混合数值计算方法预测汽车HVAC 系统出风口风道产生的气动噪声，确定其噪声特性为在370 Hz 处存在峰值的宽频噪声，并且发现中间风道对气动噪声的贡献量最大。Madani V 等[9]试验研究了空调系统的气动噪声，发现低频噪声由风道产生，500 Hz以上的高频噪声由风道和离心风机共同产生。李启良等[10]从汽车空调的系统层面开展气动噪声的数值模拟，并通过整机台架试验验证仿真结果。汪怡平等[11]利用LES 湍流模型和专业声学软件SYSNOISE 计算汽车空调出风管道气动噪声的传播情况。这些研究都集中在对气动噪声的数值仿真，获得其噪声源与噪声特性，鲜有文献通过试验的方法研究汽车HVAC 系统气动噪声特性及其传递特性。因此，通过试验识别汽车HVAC 系统气动噪声源，分析其传递特性对于气动噪声的理论研究与优化具有十分重要的指导作用。

本文将采用试验的方法，通过阶次分析和频谱分析，得出汽车HVAC 系统噪声中的气动噪声特性，利用相干分析方法确定离散噪声的来源，并采用隔振、隔声、消声和改变壳体阻尼的方法确定离散气动噪声的传递路径，以期为汽车HVAC系统鼓风机气动噪声的优化提供切实可行的依据。

2 汽车HVAC系统

图1所示为汽车HVAC系统及鼓风机总成结构，鼓风机与风门配合，实现乘员舱内的空气循环和风量的分配[12]。鼓风机总成的叶轮由43片均匀分布的叶片构成，叶轮运转时，内部高速气流将向蜗壳及叶轮施加非定常力，使固体发生结构振动，由此产生很大的气动噪声，这也是汽车空调系统的主要噪声源。

图1 汽车HVAC系统及鼓风机总成结构

3 基本测试与数据分析原理

3.1 相干分析原理

式中，Sx(ω)、Sy(ω)为平稳机械信号的自功率谱密度函数；Sxy(ω)为平稳机械信号的互功率谱密度函数。

3.2 阶次分析原理

汽车HVAC 系统的气动噪声包含宽频噪声和离散噪声，其中离散噪声的多数频率分量与旋转机械的主轴转速有关。对于鼓风机这类旋转机械，阶次Z与转速n的关系可表示为：

式中，f为信号的频率。

阶次分析的实质是将非稳定的等时间间隔采样信号转变为稳定的等角度间隔采样信号[14-15]，再对其进行频谱分析。本文将通过阶次分析方法确定鼓风机叶轮对气动噪声中的一些离散频率分量的贡献量，进而确定噪声源。

3.3 试验测试

试验在半消声室进行，测试环境满足GB/T 6882—2016《声学声压法测定噪声源声功率级和声能量级消声室和半消声室精密法》的声学性能要求，背景噪声声压级为18 dB(A)，远低于汽车空调运行噪声，无需进行结果修正。试验设备如表1所示，麦克风和三向加速度振动传感器采集汽车HVAC 系统产生的声压波动和振动信号，通过数据线传输给Artemis 分析软件进行频谱分析。为确定气动噪声源及其传递路径，试验测试电机工作电压12.8 V 全冷吹面内循环工况以及电机工作电压3～14 V 的匀加速工况，其中恒电压工况测试时间为10 s，匀加速工况测试时间为120 s，图2 所示为振动加速度传感器和麦克风布置位置。

4 试验结果及分析

4.1 气动噪声源识别

图3 所示为3 500 r/min 转速下各测点噪声和振动频谱，振动信号和噪声信号在58 Hz 和2 500 Hz 时出现较高峰值。将振动信号转化为振动加速度级La：

式中，a为振动加速度有效值；为基准加速度。

表1 测试设备型号及参数

图2 传感器布置

图3 麦克风测点噪声信号与各测点振动信号对比

图4所示为匀加速工况下测得麦克风测点1和麦克风测点2噪声的色谱，图中出现43阶次亮线，且当鼓风机转速为3 500 r/min 时，对应的频率为2 500 Hz。由阶次分析原理可知鼓风机此时的转速对应基频f0=58 Hz。根据气动噪声理论，叶轮高速旋转时产生的压力脉动频率与叶轮叶片个数i、转速n的关系可表示为：

图4 麦克风测点噪声色谱

图4中2 500 Hz峰值频率正好为基频的43倍，且鼓风机的叶轮叶片数为43，推测2 500 Hz频率峰值处为叶轮与空气作用产生的43阶气动噪声。

对麦克风测点2 部分峰值频率噪声信号和振动信号进行相干分析，结果如表2所示。2 500 Hz 噪声与电机振动和进风口振动相关系数最高，鼓风机叶轮通过轴系与电机相连，与麦克风测点2 距离较近，据此判断2 500 Hz为叶轮旋转产生的43阶气动噪声。

表2 麦克风测点2噪声信号峰值频率和振动信号的相关系数

4.2 43阶噪声传递特性分析

鼓风机叶轮旋转产生的气动噪声一方面随气流传播，另一方面也能作用于壳体辐射噪声。为确定43 阶气动噪声的传递特性，本文从隔振、隔声、消声以及改变壳体阻尼角度出发开展试验。

4.2.1 隔振分析

为了分析43阶气动噪声是否通过空调鼓风机壳体向外辐射，通过隔振原理开展如下试验：减小电机周围均匀分布的4个橡胶隔振器压缩量；在蜗壳与法兰盘间加装硅胶垫，将刚性连接变为柔性连接。

在减小隔振器压缩量试验中，将法兰盘盖与法兰盘之间的连接螺钉拧松2 mm，达到减小隔振器压缩的效果，结构如图5所示。对更改之后的结构进行噪声测试，结果如图6所示。螺钉拧松后，43阶气动噪声声压级在麦克风测点1 处降低3.9 dB(A)，在麦克风测点2 处降低9.3 dB(A)，根据汽车空调鼓风机的结构分析可知，叶轮旋转产生的非定常气动力作用于叶轮，通过轴系传递到电机，并经电机的隔振器传递到法兰盘，向外辐射噪声。

图5 电机端盖处螺钉拧松示意

图6 螺钉拧松后试验结果

根据前文的结果，非定常气动力将作用于法兰盘，并向外辐射43 阶气动噪声，为进一步验证是否还通过蜗壳向外辐射噪声，将蜗壳上的螺钉柱下锉3 mm，如图7所示，并在锉削位置加装厚度为3 mm的硅胶垫，以此将法兰盘与蜗壳之间的刚性连接变为柔性连接。

图7 蜗壳锉削部分示意

测试结果如图8 所示，加装3 mm 硅胶垫后与原始结构43阶噪声声压级对比，麦克风测点1处变化不大，麦克风测点2 处降低了2.67 dB(A)。从测试结果可知，加装硅胶垫降低了通过螺钉安装柱传递到蜗壳的作用力，因为麦克风测点2 与鼓风机的空间距离更近，且麦克风测点1 附近的声压还受到分配箱和出风口风道的影响，所以由鼓风机辐射噪声产生的声压波动在麦克风测点2处更为明显。

从以上隔振分析可知，43阶次气动噪声的传递特性之一为：叶轮旋转产生的43阶次作用力通过轴系传递到电机，经电机的隔振器传递到电机法兰盘盖，部分气动力进而通过法兰盘和蜗壳之间的刚性螺钉柱传递至空调箱壳体，进而辐射噪声。因此改变隔振器压缩量和增加弹性隔振垫能对43阶次气动噪声有明显的抑制作用。

图8 加装硅胶隔振垫试验结果

4.2.2 包覆隔声分析

为进一步验证43阶气动噪声通过法兰盘和蜗壳的辐射作用，设计了使用隔声材料和吸声材料对电机法兰盘和蜗壳部分包覆的隔声试验，如图9 所示，测试了工作电压12.8 V工况下的噪声信号。

图9 包覆隔声罩示意

表3 所示为包覆隔声材料测试结果，可以发现，包覆小隔声罩或是大隔声罩对43阶气动噪声均有抑制作用，并且包覆大隔声罩的抑制效果更好，这也证明了前文提到的部分43 阶次气动噪声通过蜗壳辐射产生，但是这部分的贡献量较小。

表3 各测试方案43阶次气动噪声声压级 dB(A)

4.2.3 变阻尼分析

鼓风机叶轮上方存在一薄弱的加筋方形平面，结构分析发现，叶轮旋转产生的气动力将使其产生结构振动并辐射噪声。为抑制这一途径产生的噪声，在该方形平面上均匀等厚地贴上胶泥以改变其阻尼，其结构如图10所示，测试结果如图11所示。贴胶泥后43阶气动噪声被明显抑制，且麦克风测点2处的抑制作用优于麦克风测点1，这与2 个麦克风测点和该方形平面的空间位置有一定关系。据此可以推测，43 阶气动噪声的另一传递特性为叶轮旋转产生的非定常气动力作用于该加筋方形平面，引起结构振动进而向外辐射噪声。

图10 方形平面贴胶泥示意

图11 方形平面贴胶泥后测试结果

4.2.4 消声分析

隔振、隔声和变阻尼均能有效抑制43阶气动噪声，但是43阶次噪声仍然存在，并且麦克风测点1处的噪声声压级高于麦克风测点2处，可认为43阶气动噪声必然存在其他传递路径，如通过进、出风口气流作用对2 个麦克风测点位置噪声的贡献，因此分别在进、出风口处加装消声器开展消声试验，结构如图12所示。

表4所示为加装消声器各方案测试结果，加装消声器可以削弱43 阶气动噪声。仅在进风口加装消声器时，发现对麦克风测点2处的抑制效果优于麦克风测点1，可以确定进风口气流对麦克风测点2处43阶气动噪声的贡献量更大，而出风口气流对于2个麦克风测点附近的影响相当，这与其空间位置关系相符。这也确定了43阶气动噪声的第3种传递特性，即叶轮高速旋转产生的压力脉动，随气流向外传播噪声。

图12 进、出风口加装消声器

表4 各测试方案43阶次气动噪声声压级 dB(A)

从传递路径的角度优化43 阶气动噪声，可以通过优化电机隔振器和蜗壳刚性螺钉柱的阻尼衰减经由电机传递至壳体结构的作用力，或者在进、出风口流道中设计消声器以吸收气流中传播的气动噪声。

5 结束语

本文通过相干分析和阶次分析确定某型汽车HVAC 系统鼓风机43 阶气动噪声源为鼓风机叶轮，叶轮旋转时与周围空气相互作用而连续产生压力脉动，并作用于叶轮和壳体。通过隔振、隔声、消声和变壳体阻尼试验与频谱分析的方法得到43阶气动噪声传递过程的如下特性：叶轮旋转产生的43 阶次气动力作用于叶轮并通过电机轴系传递至电机，经电机隔振器传递给法兰盘和法兰盘盖，引起结构振动并辐射噪声，部分气动力也会通过法兰盘与蜗壳之间的刚性螺钉柱传递到蜗壳，引起壳体振动并向外辐射噪声；叶轮旋转产生的气动力作用在叶轮上方薄弱的方形平面，引起该平面的结构振动，向外辐射噪声；叶轮高速旋转产生的气体压力脉动，随气流向外传播噪声。