汽车空调气动噪声分析和声品质优化

庄志勇，段传学，刘肖，曹友强

（吉利汽车研究院（宁波）有限公司，浙江宁波 315000）

0 引言

汽车空调噪声是影响乘员舒适性的重要因素。随着新能源汽车的盛行，由于发动机遮蔽效应的缺失，空调噪声占整个乘员舱噪声的比重变大。国民对汽车品质提升的需求，使空调噪声开发也受到很大的挑战，声压级不再是衡量噪声优劣的唯一标准，声品质也成了不可缺少的舒适性需求。

气动噪声是汽车空调的主要声源，在设计阶段通过数值模拟的方法可降低开发成本和风险。学术界较为前沿的分析方法是计算流体力学与声学相结合，早在1992年ICASE和NASA就确立了流体计算声学的方法[1]，近年来也有关于汽车空调声学仿真的报道[2-7]，但由于汽车空调内部流道复杂，仿真和实测结果不一致是困扰其发展的主要因素。目前国内对于汽车空调噪声的开发，较为常用的方法是计算流体力学和实验结合，通过分析空调箱和风道内部的瞬态流场、压力和速度分量，进而优化提高风量和优化风量分配[8-12]，然后进行实验验证。目前国内对空调噪声研究较多，多集中在鼓风机引起的电磁阶次噪声、结构噪声以及气动噪声引起的宽频噪声[13-20]，但气动噪声引起的声品质问题关注较少。

本文针对某汽车空调开发过程中出现的声压级超标和声品质问题，采用整车实验找问题-台架实验定位-模拟分析找点-实验验证确认的优化方法，降低了整车噪声，降低车内空调气动噪声的同时，使声品质得到显著提升。

1 实验和虚拟结合的分析方法

1.1 整车测试分析确定问题

某车型在开发过程中开空调吹面模式噪声声压级超标，且存在很严重的轰鸣声。同时随着档位的增加，轰鸣声变大，严重影响声品质，主观评估不可接受。为解决问题，首先对整车进行了测试和分析。麦克风测点位置在主驾右耳旁。测试时鼓风机外接电源，车辆其他部件均不运行以排除其他因素，空调设定为吹面模式。噪声的测试结果如图1和表1所示。

表1 整车鼓风机噪声值

图1 中3 条曲线分别代表鼓风机在最高档、中间档和最低档的噪音频谱。最高档的声压级超出目标值4 dB(A)。其中3 条频谱上在190 Hz 附近均存在明显的峰值，最高档的峰值为49 dB(A)。经滤波分析，确定此峰值频率为轰鸣声的主要影响频段。对此频段进行带阻滤波减小其值，发现190 Hz 峰值在42 dB(A)以下，声品质才可接受。

图1 整车HVAC 鼓风机噪声测试结果

1.2 台架测试分析定位零部件

由于轰鸣声和空调气动部件相关，为了寻找轰鸣声的原因，建立了HVAC 鼓风机的台架进行测试。首先对HVAC 鼓风机进行台架测试。麦克风测点布置在出风口斜上方1 m 的位置，进风口施加与风道相当的背压，测试鼓风机额定转速下的噪声，测试台架如图2所示。

图2 HVAC 台架噪声测试

单HVAC 鼓风机不带风道带背压的测试结果如图3所示。总声压级为64.6 dB(A)，且频谱没有与整车测试结果相同的190 Hz 频段，主观评估也没有轰鸣声。因此确认HVAC 鼓风机本体不是轰鸣声的噪声源。HVAC 鼓风机和风道一并在台架上测试，测试背压为单HVAC 的背压减掉风道的压损。台架测试结果如图4所示，总声压级为65.3 dB(A)，存在190 Hz 的峰值，约为39 dB(A)，由于测试环境为半消声室，与整车混响声场环境有区别，导致峰值较小。但轰鸣声的频率特征存在，因此确认风道是噪声源。

图3 HVAC 鼓风机台架噪声测试结果

图4 HVAC 鼓风机和风道台架测试结果

1.3 风道建模分析找问题点

为了找到锁定风道的问题点，对风道进行CFD建模分析，通过流场查找并优化问题。

边界条件及求解设置[6]：假定固体区与流体区的物性参数为常数，流动为稳态流动；忽略空气的重力和温度变化影响，设定空气的密度和黏度；根据HVAC 实际风量，设定入口流量为400 m3/h，出口为压力出口；设空气在风道入口处的速度均匀分布，方向垂直于边界，风道出口处背压为0。压力-速度耦合采用Simple 方法，采用高雷诺数k-ε湍流式和壁面函数；湍流动能k和耗散率ε由经验公式计算确定；计算选择二阶迎风格式标准k-ε湍流模型进行分析。

不可压缩气体、忽略重力和温度影响的标准kε模型输运方程为：

Gk表示平均速度梯度产生的湍动能：

湍流黏度μt的计算公式为：

式中，C1ε、C2ε、Cμ、σk和σε采用默认值，C1ε=1.44、C2ε=1.92、Cμ=0.09、σk=1.0、σε=1.3；σk和σε分别为湍动能和湍动能耗散率的湍流普朗特数。

图5所示为风道数模，共4 个进口和4 个出口。局部网格如图6所示，面网格约36 万，体网格约280 万。

图5 风道数模

图6 风道局部网格

流场计算结果如7所示。由图7 可知，风道中间出风气流风速较高且气流紊乱。中间风道的出风口颈部是问题源。

图7 风道内部流速

1.4 风道优化方案确定

对中间风道进行优化，目标是降低风道的内部流速、总压损和湍流动能。在造型不能改变、出风口面积不变的前提下，对中间左右风道进行并联，中间风道的改进结果如图8 的绿色部分所示。重新对新风道模型进行模拟计算，风速场的计算结果如图9所示。其内部流速、总压损和湍流动能均比原风道有较大改善，新风道和原风道模拟结果对比见表2。由表2 可知，改进风道的内部流速、总压损和湍流动能均得到9.2%以上的优化提高。

表2 原风道和改进风道模拟结果对比

图8 原风道和改进风道模型对比

图9 改进风道内部风速

2 改进方案实验验证

根据数值模拟提供的方案，制作风道样件在整车上进行实验验证。吹面模式最高档的测试频谱和声压级结果如图10 和表3所示。结果显示，风道优化后声压级降低3.8 dB(A)，基本达到设计目标，轰鸣声频段降低约9 dB(A)，主观声品质得到显著提升。图11所示为风道改进前后车内风量和噪声对比，由图11 可知，对改善后的风道进行整车风量测试，最大风量提高10 m3/h，约2.5%，风道优化后，车内噪声平均改善了3.4 dB(A)。

图10 风道改进前后车内最高档声频谱对比

图11 风道改进前后车内风量和噪声对比

表3 噪声风量测试优化结果

3 结论

本文利用实验和模拟相结合的方法，研究了汽车空调噪声大和声品质差的原因，利用计算流体力学分析优化了风道的内部流场，最终实验验证，车内空调噪声达标，声品质提高，得出如下结论：

1）影响汽车空调噪声大小和声品质的主要频率为190 Hz，对应峰值小于40 dB(A)，主观上才不被觉察；

2）风道优化后，风速降低14.5%，湍动能降低9.2%，风道紊流得到优化；为风道开发提供了一定的客观指标；

3）风道优化后，压力的损失由121 Pa 降低至109 Pa，实验验证风量提高2.5%；

4）验证优化后的风道，车内空调最高档噪声优化了3.8 dB(A)，轰鸣频段的尖峰值降低9 dB(A)。