汽车暖通空调气动噪声仿真

梁 晨，秦 傲，赵云龙，黄钦明，张 帅

(燕山大学 车辆与能源学院，河北 秦皇岛 066004)

引言

随着我国汽车产业技术日趋成熟和消费者生活水平不断提高，乘车舒适性已经成为消费者关注的焦点。目前，汽车发动机和传动系统噪声控制已有所突破[1]；缺少发动机噪声的掩盖，电动汽车乘员舱内噪声显得尤为突出。基于上述情况，减少汽车暖通空调(Heating Ventilating Air Conditioning，HVAC)乘员舱内噪声已经成为制造厂商提供乘车舒适性的指标之一。因此，对HVAC总成噪声的产生机理、传播路径、降噪措施展开研究并制定规范的噪声解析流程已经成为制造厂商亟需解决的问题。

作为汽车空调系统的重要部件，HVAC总成工作时气动噪声是汽车空调的主要噪声源之一[2]。VASANTH B等[3]通过输入风机转速，以及滤清器、蒸发器和散热器的压降数据等，使用GT-SUITE一维软件对HVAC总成噪声进行模拟，并通过相关台架试验进行验证。结果表明，此模拟方法比三维模拟速度更快，相关性更高，但无法分析HVAC总成内部空气的流动情况。卿宏军等[4]采用声类比法、直接模拟法和联合仿真法对奥迪、宝马等车企联合发布的简化模型进行数值模拟，并与试验进行对标验证，结果表明声类比法对气动噪声研究可信度最高，但是并没有对完整的空调模型进行验证。张凡[5]将相关性分析测试和气动噪声模拟分析相结合，得到主要噪声源是鼓风机叶轮旋转产生的43阶次气动噪声的结论。

本研究针对某车型的暖通空调系统建立包含鼓风机、空气滤清器、蒸发器、调节风门和空调箱的气动噪声模型，引入一种关于滤清器和蒸发器的建模方法。对HVAC总成进行流场和气动噪声的仿真计算，结合台架试验测试结果，验证仿真模型和仿真方法的准确性，并提出降噪措施。

1 HVAC总成噪声产生机理

气动噪声主要通过气体在流动过程中与刚性壁面或者与自身的相互作用引发压力脉动，并以波的形式通过周围空气向外传播形成噪声[6]。空调在工作时，鼓风机叶轮旋转带动气流由进风口流入，经蜗壳区域压出，流经空调箱和调节风门，由出风口通往不同工作模式下的空调管道，最终流向乘员舱。高速旋转的叶片打击湍流状态的空气，气流在叶片界面和叶顶间隙中分离时产生旋涡，旋涡分离引起的压力波动以声波的形式向外传播[7]；当蜗舍壁面与叶片间隙过小时，气流在蜗舍处产生聚集，进而产生周期性压力脉动，向外辐射噪声；另外，HVAC总成内部较为复杂，气流流经空调箱内部各结构时，由于流动不顺畅，常会因涡流的存在而产生气流再生噪声。

采用基于FW-H方程的声类比法模拟气动噪声[8]。声类比法由Lighthill基于N-S方程提出，仅适用于自由空间的流体，若计算过程中存在刚性壁面，则无法准确求解。在实际工况中，常存在固体边界，因此Fowcs Williams和Hawking在此基础上进行修正与改进，得到适用于固体边界的FW-H方程[9]：

(1)

式中，p——测点声压，Pa监测点产生的声压，Pa

pQ，pL，pT——依次为四极子、偶极子和单极子

t——时间，s

其中Curle噪声源模型(偶极子声源)是气体流动中对于固定壁面产生的主要噪声源[10]，HVAC总成气动噪声可认为主要由偶极子声源组成[11]。

2 HVAC总成数值模拟

2.1 仿真模型

HVAC总成原始模型结构复杂，且外部结构对内部流动情况没有任何影响，反而会影响计算准确性，因此在建立仿真模型时忽略外部结构，仅将HVAC总成与空气接触的表面抽取出来，形成流体区域；本研究针对吹面全冷外循环的工作模式展开研究，受调节风门的影响，空气不流经散热器，因此模型不保留散热器所在的区域，同时通过风阻试验对空气滤清和蒸发器采用多孔介质建模；由于某些细小结构对空气流动影响较小，却能增加网格数量影响计算效率，有必要对建立的仿真模型进行后处理操作，提高网格质量，增加仿真的准确性，如采取去除微小结构等措施简化模型[12]。如图1所示为建立的数值仿真模型，采用三角形面网格划分，尺寸为1.5～6 mm；体网格采用适应性较好的多面体网格划分；近壁面采用棱柱层网格处理，增长率1.2，厚度6 mm，共4层，最终体网格数量达776万。

图1 HVAC总成仿真模型示意图

稳态仿真选用雷诺平均纳维斯托克斯可实现的k-e湍流模型，仿真收敛后，将仿真结果作为初始条件，湍流模型采用分离涡模拟湍流模型进行瞬态求解。叶轮设置为旋转域，其余均为静止域，区域间通过 interface传递数据[13]。稳态仿真旋转域选用移动参考坐标系(MRF)，使叶轮绕其轴线旋转；瞬态采用滑移网格(RBM)，检测压力随时间变化情况，进行傅里叶变换得到A计权声压频谱图。

2.2 等效多孔介质

1)多孔介质特征化

被测试件尺寸参数如表1所示，将滤清器和蒸发器进行多孔介质处理，通过孔隙率、惯性阻力系数和黏性阻力系数3个参数模拟[14]。

表1 被测试件尺寸参数

孔隙率是指多孔介质中空部分占结构的比例，主要影响传热和结构强度等，由于仿真模拟仅考虑气流的流动情况，因此孔隙率在本研究中取默认值1。

对于多孔介质流动阻力，通过动量源项Sj模拟惯性阻力系数和黏性阻力系数，如式(2)所示：

Sj=kiv2+kvv

(2)

式中，ki——惯性阻力系数，kg·m-4

kv——黏性阻力系数，kg·(m3·s)-1

v——速度，m·s-1

多孔介质阻力系数在本研究中通过风阻试验得到，将试验数据经过二次拟合得到风阻试验风阻和速度的关系，负号表示风阻的阻力作用，如式(3)所示：

(3)

式中，Δpf——风阻，Pa

Δn——多孔介质流向厚度，mm

2)多孔介质等效参数分析

在汽车空调综合性能试验室进行风阻试验，测试结果如表2和表3所示，其中风速由风量和通过面积计算得到。

表2 滤清器风阻测试性能参数

表3 蒸发器风阻测试性能参数

将测试数据通过MATLAB进行二次多项式线性拟合，按照式(3)进行处理，滤清器和蒸发器部件风阻Δpf1和Δpf2与风速之间的拟合关系如式(4)和式(5)所示，其中拟合度分别为0.9990和0.9997，拟合度接近于1证明拟合具有较高的可靠性。

pf1=4.144v2+6.7636v-0.48

(4)

pf2=12.77v2-10.02v+66.68

(5)

得到滤清器和蒸发器在流动方向的各项阻力系数如表4所示。

表4 流动方向阻力系数

2.3 边界条件设定

定义进口边界条件为停滞入口，模拟HVAC总成外部自由状态的空气，鼓风机叶轮旋转带动空气由进风口流入，转速为3700 r/min，出口边界条件为压力出口，将滤清器和蒸发器设置为多孔介质，其余设置为壁面；稳态计算监测出风口风量，待出风口风量趋于稳定后计算收敛，迭代计算共4000步；本研究研究的频率为0～5400 Hz，设定时间步为9e-5 s，由于瞬态求解从启动到稳定需要一个过程，因此从0.05 s开始采样，采样总时间设为0.25 s。

3 结果分析与验证

3.1 计算结果验证

为验证稳态计算的准确性，在汽车空调综合性能试验室对HVAC总成进行风量测试，测量相同工况在不同背压条件下出风口的风量。将稳态收敛结果与风量试验结果进行对标，如表5所示。

表5 不同背压下出风口风量对标

由表5可知，出风口风量仿真值与测试结果误差最大为6.7%，最小值仅为2.1%。仿真结果误差较小，参考价值高，可作为后续仿真的初始条件。

3.2 稳态分析

为了更直观地观察HVAC总成内部空气流动情况，对HVAC总成取截面Y=0.051 m并观察内部空气流动的速度矢量图，如图2所示。观察速度矢量图，蜗壳和空调箱区域均有一定量的涡流产生，观察速度幅值可知，靠近壁面侧壁面曲率发生变化流速较小，管道中间受影响较小，在较大流速差的情况下，产生一定量的气流漩涡，又称为涡流，涡流的产生势必会消耗能量，产生宽频噪声；靠近蜗舍位置，由于蜗舍间隙过小，高速运动中的大部分气体直接与蜗舍壁面产生撞击，该区域速度变化梯度大，甚至产生气体回流现象，此过程气流产生压力脉动向外传播，图中圈出区域为速度变化梯度较大的涡流区域。

图2 HVAC总成截面速度矢量图

如图3所示为HVAC总成截面Y=0.051 m的湍动能云图，湍动能最大区域分布在鼓风机旋转区域、静止区域和蜗舍三者交界的位置，鼓风机出口区域以及空调箱靠近出风口位置次之，最大值达141.88 J/kg。湍动能是反应湍流强度的物理量，湍流强度则代表噪声源的强弱，因此观察湍动能云图即可快速获得HVAC总成内部噪声源的分布。

图3 HVAC总成截面湍动能云图

因气动噪声主要由气体与刚性壁面撞击产生的脉动噪声造成，因此将重点关注HVAC总成各部件的偶极子声源分布。如图4所示为HVAC总成Curle噪声源分布云图，噪声源主要集中在叶轮、蜗壳组成的鼓风机区域以及空调箱壁面。其中叶片表面处偶极子噪声达到最大值105.13 dB，主要原因是叶轮转动带动气体流动的过程中伴随着叶片对空气的持续拍打，由于旋转速度过快，叶片与气体的相互作用是整个HVAC总成最激烈的区域，因此也产生了最大的偶极子噪声源；蜗壳区域偶极子噪声声源最大值达97.51 dB，噪声源主要集中在蜗舍壁面和蜗壳结构凸起处，由速度质量图可以看出，叶轮旋转带动气流撞击蜗舍壁面同时伴随气流回流和涡流的产生，导致压力聚集对壁面造成冲击，致使蜗舍壁面偶极子噪声达到峰值，结构凸起处则是因为凸起结构阻挡气流流动路径，气流直接冲击壁面造成；空调箱壁面偶极噪声较大则是因为该工作模式下气流受调节风门的影响，改变了气流流向与壁面产生冲击导致。

图4 HVAC总成表面Curle噪声源分布云图

3.3 瞬态分析

1)近场噪声分析

稳态仿真主要模拟了HVAC总成的流场和噪声源的分布情况，但无法分析噪声随时间变化的特性。为了进一步分析HVAC总成的噪声特性，在稳态分析的基础上，可针对声场分布集中的鼓风机区域取截面Y=0.051 m布置叶片正面、叶片背面、叶片内侧、蜗舍和结构凸起处共计5个监测点，如图5所示，进行瞬态分析，研究监测点的压力脉动和噪声特性[15]。

图5 HVAC总成近场噪声监测点示意图

表6 HVAC总成近场噪声监测点坐标

以鼓风机为研究对象的近场噪声以旋转噪声为主，主要原因是旋转过程中叶片周期性拍打叶片之间的空气质点、蜗舍间隙较小导致空气流经该区域时产生周期性压力脉动。叶片间距均匀分布时，可通过式(6)计算气动噪声频率：

(6)

式中，n——转速，r·min-1

Z——叶片数

研究对象叶片数为43，转速为3700 r·min-1，因此旋转频率的基频为2651.7 Hz，对应倍频为5303.3，7955.0 Hz等等。叶片正面、叶片背面和叶片内侧3个监测点A计权声压频谱图，如图6所示，在0～5400 Hz 内，整体声压ps较高，在基频2654.94 Hz出现峰值，最大值达130.16 dB(叶片内侧)，并在5300.53 Hz再次出现明显峰值。以叶片正面为例，观察0～2700 Hz内A计权声压频谱局部放大图，如图7所示，共出现了43个以61.7 Hz为基频的谐波，43阶次对应叶轮的43个叶片，61.7 Hz则对应叶轮的旋转周期。观察叶片正面、叶片背面和叶片内侧3个监测点A计权声压频谱图，可以分析噪声的频谱特性，也再次验证了仿真的准确性。图8所示为蜗舍和结构凸起处A计权声压频谱图，2个监测点噪声声压整体低于靠近叶片附近监测点的声压，在基频和倍频处无明显峰值，整体呈宽频噪声分布且随着频率的上升声压有下降趋势。分析原因，一方面声压的大小不仅与压力的聚集程度相关，而且与压力的波动剧烈程度密切相关，叶片正面、叶片背面和叶片内侧3个监测点受叶轮旋转影响，气流高速运动，压力波动激励，波动越激烈声压越大；另一方面气流经风机流出后，旋转噪声产生衰减，噪声主要由气流流动产生的涡流噪声为主。

图6 叶片侧监测点A计权声压频谱图

图7 叶片正面A计权声压局部放大频谱图

图8 蜗舍和结构凸起处A计权声压频谱图

2)远场噪声分析

为验证远场噪声数值模拟的准确性，在半消音室内使用LMS数据采集设备对HVAC总成进行噪声采集。测试环境要求背景噪声小于20 dB，为避免其他物体对噪声产生影响，HVAC总成测试台架状态要求处于自由悬挂。为测量驾驶员和副驾驶员位置声压，按照整车三维坐标系，分别在左后上45°(沿Y轴负向与X平面和Z平面夹角均45°)和右后上45°(沿Y轴正向与X平面和Z平面夹角均45°)距离吹面出风口中心1 m位置，布置2个麦克风进行测试，如图9所示。

图9 HVAC总成噪声测试

对HVAC总成远场噪声的模拟由FW-H模型计算得到，噪声接收点位置与噪声采集麦克风位置相同。如图10和图11所示，分别为左后上45°的1 m处和右后上45°的1 m处位置试验和仿真A计权声压频谱图对比图，2个接收点试验和仿真的噪声频谱特性数值上存在偏差，但趋势相同，随着频率的升高，声压略有下降，呈宽频带噪声分布。考虑到存在误差的原因：一方面在建模的过程中对滤清器和蒸发器进行多孔介质处理，且对细小结构进行删除、简化等处理；另一方面试验所采用的设备精确度较低。故认为该仿真模型和数值模拟方法具有较高的可靠性，可用于HVAC总成降噪的研究。

图10 左后上45°,1 m处A计权声压频谱对比图

图11 右后上45°,1 m处A计权声压频谱对比图

4 结论

首先根据风阻试验，对空气滤清器和蒸发器进行多孔介质等效处理，建立HVAC总成的流体仿真模型；其次根据流体力学和气动声学等相关知识，结合宽频带噪声源和FW-H声类比理论，将HVAC总成进行流场和气动噪声的仿真结果分别与风量试验和噪声测试进行对标，验证建模过程和仿真方法的准确性，得到如下结论：

(1)分别采用RANS和DES湍流模型进行稳态和瞬态的仿真，仿真结果与台架试验进行对标，计算精度较高，噪声分布趋势一致。研究表明，HVAC总成主要噪声源主要集中在鼓风机区域，产生噪声的主要原因是叶轮叶片周期性拍打空气产生的旋转噪声，其次，空气经离心风机流出后气流回流及产生的涡流造成；

(2)针对叶片拍打空气质点产生的旋转噪声是主要噪声源，可减小叶片到壁面的距离，即减小叶片拍打空气的接触面积，还可适当增加叶轮叶片数量即增加噪声频率间隔，以上措施对降低叶轮旋转噪声有着积极的意义；

(3)针对蜗舍位置涡流及回流的产生，可适当调整蜗舍角度和蜗舍间隙，可减少气流回流和压力聚集的产生。针对混合箱内涡流及气流紊乱的产生，可增加导流装置，改善流动情况，降低宽频噪声。

本研究通过对HVAC总成的建模及流场和气动噪声的数值模拟，通过试验对标验证了建模及仿真方法的准确性，可为分析和改进HVAC总成的声学性能提供一种研究方法，降低HVAC总成前期开发成本。