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汽车空调的气动噪声分析与降噪方案设计

发表日期:2020/5/6 12:07:09 来源:《制冷与空调》 评论 总点击量:

随着人们对汽车舒适性的要求越来越高,消费者对车内噪声问题关注度增加。除发动机噪声、进排气噪声、空气动力噪声和轮胎噪声外,汽车空调噪声是车内的主要噪声源之一。新能源汽车由于没有发动机产生的本底噪声,空调系统噪声凸显。空调系统由进气壳体、空调箱、鼓风机、风道和出风口组成,气动噪声是其主要噪声源。为此,分析空调系统的气动噪声、提出降噪措施尤为重要。

笔者针对某在研车型的空调系统进行气动噪声仿真,搭建鼓风机、空调箱、风道、出风口等部件的计算模型,给出空调系统流场分布和气动噪声源分布,并结合空调系统台架试验,验证气动噪声的数值计算模型的合理性,提出降噪改进措施,为后续的车型设计提供参考。

1  气动噪声数值计算模型和方法

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。空调系统的气动噪声主要是鼓风机旋转带动气体在蜗壳、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,在保证计算精度的前提下减少计算量。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,通过指定监测点的声学信息可以直接从CFD结果提取。

1.1  Curle噪声源模型

Curle噪声源模型是在低马赫数情况下,对刚性表面上压力产生的辐射声压进行积分,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。在优化分析中,每个单位表面对整体噪声声功率的贡献量常用来筛选改进方案,评估噪声源位置和近似的声功率。

1.2  Proudman噪声源模型

Proudman噪声源模型是在低马赫数和高雷诺数情况下,统计分析各向同性湍流的体单元产生的噪声,其针对的噪声为四极子声源。Proudman噪声源是宽频噪声,能够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传播都是流动现象,对流场进行求解的过程中对压力脉动进行充分的瞬态求解,计算出气动噪声的声源、声传播和声辐射。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(dB)表示为


式(1)中:p ′为脉动压力(Pa);p 0为参考压力,取2×10-5 Pa。

该方法不需要引入额外的声学模型,只需要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确定,对不同空调系统的气动噪声源进行预测,更好地理解噪声的产生和传播机制。

2  模型建立及计算

2.1  数值计算方法

在数值计算模型中,空调系统包括鼓风机、空调箱、风门、蒸发器、风道和出风口等,图1所示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,出风口的格栅采用垂直相交设计。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,删掉短边并合并碎面,采用三角形的面网格,网格大小为0.5~2.0 mm。考虑边界层的影响,在零部件表面生成3层棱柱网格,生成的体网格为六面体,网格数量约为2 200万。


图1  某汽车空调系统仿真模型

计算域采用大气压力入口和大气压力出口,鼓风机转速为试验测量的空调最高风档(7档)内循环工况下的转速,即3 355 r/min。为了模拟旋转的鼓风机叶片,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方法。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模型和滑移网格技术,瞬态求解的时间步长为5×10-5  s,计算总时间为2 s。由于流场从振荡到稳定有一个过程,采样时间从1 s开始,得到不同位置的噪声特性。为了便于后续分析和试验对比,在空调的出风口位置监控风道的风量,在距出风口10 cm处布置声压监测点(图1中P1~P4),方向为出风口中心斜向下45°。

2.2  仿真结果和试验结果对比

为了验证数值计算方法和模型的合理性,并量化气动噪声的仿真结果,在全消声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、传声器单元(1/2英寸)等。试验前使用标准声学校准器(在1 000 Hz的频率下产生规定水平的114 dB声压)对传声器进行校准,采样带宽≥12 800 Hz,分辨率为1 Hz,输出格式为线性自功率谱。在试验过程中应保证空调系统各部件牢固地固定在总成上,避免发生振动。试验工况与仿真工况相同,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,使鼓风机转速达到7档内循环的工况。


图2  汽车空调系统试验台架

表1所示为出风口风量的仿真结果和试验结果,两者偏差较小,最大误差为3.5%。由此可见,LES模型具有较高的精度,满足工程计算要求。

表1  出风口风量仿真和试验结果


图3所示为测点P2噪声频谱的试验结果与仿真结果对比,可以看出,两者存在一定的偏差,但是仿真结果的变化趋势与试验结果较为吻合。考虑到试验过程存在一定的测试误差,再加上在仿真计算模型做了较多的简化和假设,可以认为误差在合理范围内,能够应用仿真模型和数值仿真方法进行空调系统的降噪改进的研究。


图3  测点P2噪声频谱的仿真和试验结果对比(1/3倍频)

2.3  数值仿真计算结果分析

图4所示为Curle表面声功率图,可用于分析偶极子声源,可以看出,在空调系统主要部件中,鼓风机对应的声压级最大,总声压级为60~85 dB,在空调箱和风道表面,局部声压级为87 dB。图5所示为空调系统表面的dp/dt分布图,dp/dt为偶极子声源的积分项,它的分布反映了噪声源的强度和分布情况。由图4和图5可以看出,噪声大的位置与静压梯度大的位置相对应。


图4  空调系统声源辐射的Curle表面声功率(dB)


图5  空调系统的表面压力波动分布图(Pa/s)

图6所示为Proudman声功率图,可以看出空间声源的强弱分布,可用于分析四极子噪声源,在鼓风机和风道内存在较大的四极子噪声,达79 dB。如图7所示,鼓风机是空调系统流动最为紊乱的区域,该处结构截面变化大,局部狭窄,内部存在气流分离,也是Proudman声功率较大的位置。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。


图6  基于Proudman的空调系统宽带声源(dB)


图7  气流过空调时的流线图(m/s)


3  降噪方案设计

3.1  风道型面设计

风道型面需要对气流的流动方向进行合理引导,避免大尺度和小尺度的涡流,减小气流分离,图8风道型面设计改进降低气动噪声。最基本的设计方法是优化风道的型面设计,经过多轮计算和对比分析,最终得到的风道型面如图8所示。图9所示为风道内宽频噪声的计算结果,在左侧2个风道内,优化方案降低了Proudman声功率。 

图9  风道型面改进前后风道内宽频噪声(dB)计算结果

根据瞬态计算结果,得到图10所示的频谱曲线。通过优化风道的型面设计,在频率大于3 000 Hz时,优化方案的气动噪声降低。

 

图10  风道型面改进前后的频谱曲线


3.2  蜗舌形状的改进

蜗舌位置是鼓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。如图11所示,改变蜗舌形状(小圆角、大圆角和平角),研究蜗舌形状对气动噪声的影响。





图11  蜗舌形状示意图



图12所示为不同蜗舌形状的仿真流线图。从仿真结果看,蜗舌为平角时,内部流动分离减少,大涡消失,有利于降低气动噪声。此外,蜗舌为大圆角时,涡流强度增大,是诱导振动的重要原因,不利于噪声的控制。


图12  不同蜗舌形状的仿真流线图(m/s)

 


根据仿真模型,加工了3种形状的蜗舌(大圆角、小圆角和平角)。图13所示为空调中间风档(4档)的试验结果,蜗舌由大圆角改为平角,除了150~220 Hz和650~1 350 Hz的声压降低不明显,其他频段的声压明显降低,说明优化蜗舌结构能够降低气动噪声。





图13  蜗舌形状对空调的频谱影响3.3风道表面包裹吸声棉



对吹面风道包裹吸声棉(规格600 g/m2,厚度15 mm),如图14所示,验证空调的降噪效果,测试点位于驾驶员右耳处。





图14  风道表面包裹吸声棉



表2所示为风道包裹吸声棉的测试结果,在空调中间风档(4档)时,总声压级降低了1.2 dB(A),语音清晰度(AI)提高了0.8%。图15所示为包裹吸声棉前后的噪声频谱曲线,可以看出,吸声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1 415 Hz时,声压降低明显,说明吸声棉对中高频的噪声影响较大。


表2  心理声学测试结果(空调中间风档)




图15  包裹吸声棉对噪声频谱的影响




4  结论

利用计算气动声学方法(CAA)开展空调系统气动噪声分析,提出一种新的声辐射处理方法,该方法同时考虑了表面压力波动的偶极子噪声和空间涡流的四极子噪声。仿真结果和试验结果的一致性表明,这种处理方法的计算精度可应用于空调系统的降噪方案设计,满足工程实际应用。优化风道型面设计,改进蜗舌形状,在整个频段内,均降低了空调噪声,为空调系统的设计提供了改进方向。风道包裹吸声棉,可以降低总声压级1.2 dB(A),语音清晰度(AI)提高了0.8%,频率大于1 415 Hz的声压明显降低。这些降噪方案具有实用价值,研究结果为降低汽车空调噪声提供了数据支撑。

本文选自《制冷与空调》2020年3月刊45-49页;作者:李春花  徐鹏  赵玉垒;未经许可,不得转载



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