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整車環(huán)境下汽車空調(diào)系統(tǒng)氣動噪聲分析
2020-08-08 00:44:13· 來源：汽車CFD技術(shù)之家 作者：鄒春一，楊志剛，李啟良，鐘立元
摘要：針對汽車空調(diào)(Heating, Ventilation, and Air-Conditioning，HVAC)存在噪聲過大導(dǎo)致舒適性較差的問題，通過試驗為主、數(shù)值仿真為輔的方法對整車環(huán)境下空調(diào)系統(tǒng)氣動噪聲進(jìn)行了研究。研究發(fā)現(xiàn)，空調(diào)系統(tǒng)產(chǎn)生的氣動噪聲呈寬頻噪聲特性。整車環(huán)境下空調(diào)系統(tǒng)輻射出來的噪聲量級比自由場環(huán)境高11.7 dB(A)，聲壓級較大的頻帶更寬，呈現(xiàn)出明顯的混響場特征。在空調(diào)風(fēng)機轉(zhuǎn)速為7 檔、內(nèi)循環(huán)工況時，測點C 處的總聲壓級高達(dá)67.9 dB(A)，超過企業(yè)內(nèi)部標(biāo)準(zhǔn)要求1.9 dB(A)。風(fēng)機是主要噪聲源，應(yīng)在后期降噪中加以控制。由于乘員的阻擋和衣物的吸聲，乘員艙空間縮小，坐有乘員時相同測點的總聲壓級小1.5 dB(A)，在125 Hz 以上各頻率段的聲壓級均有不同程度的降低。文中研究可為明確空調(diào)系統(tǒng)在乘員艙的聲輻射特性和空調(diào)系統(tǒng)噪聲控制提供參考。
0 引 言
隨著物質(zhì)生活水平的提高，汽車空調(diào)在滿足制冷和取暖需求的同時，產(chǎn)生的氣動噪聲也逐漸受到關(guān)注。汽車空調(diào)氣動噪聲主要來源于風(fēng)機和風(fēng)道，既包括風(fēng)機周期性旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離散噪聲和寬帶噪聲，也包括氣流與風(fēng)道相互作用產(chǎn)生的噪聲。由于流場復(fù)雜性，尚未明確流動對聲源的影響：同時復(fù)雜的聲場導(dǎo)致其噪聲傳播機理有待進(jìn)一步研究。隨著對乘員艙舒適性的要求越來越高，很多汽車空調(diào)系統(tǒng)出現(xiàn)噪聲超標(biāo)問題，因此，有必要通過試驗和仿真手段進(jìn)行深入研究。
近年來，國內(nèi)外針對旋轉(zhuǎn)機械開展了一些試驗和仿真研究。在試驗方面，A. Broatch等[1]采用單傳感器法和多傳感器法測量了離心壓縮機內(nèi)的氣動噪聲。劉波等[2]利用動態(tài)壓力傳感器測量了一臺單級軸流壓縮機轉(zhuǎn)子葉尖間隙非定常壓力脈動，發(fā)現(xiàn)主頻的峰值隨著轉(zhuǎn)速的增加而升高，隨著出口背壓的提高而降低。代元軍等[3]在不同尖速比條件下，利用聲陣列法對S系列翼型風(fēng)力機的葉尖區(qū)域噪聲進(jìn)行了測試，揭示了葉尖渦流動特性與氣動噪聲特性之間的關(guān)系。在仿真方面，楊振東等[4]采用大渦模擬(Large Eddy Simulation，LES)和Ffowcs Williams-Hawkings (FW-H)方程計算了汽車離心風(fēng)機的氣動噪聲。康強等[5]通過分離渦模型(Detached Eddy Simulation，DES)計算離心風(fēng)機內(nèi)部的非定常流動，然后采用Lighthill方程變分形式求解風(fēng)機內(nèi)外空間的聲場分布。M Kaltenbacher等[6]利用DES 和LES分別計算了一側(cè)通道風(fēng)機的流場，隨后基于有限元法，利用Perfect Match Layer技術(shù)預(yù)測遠(yuǎn)場聲輻射。針對空調(diào)系統(tǒng)，特別是整車環(huán)境下的空調(diào)系統(tǒng)氣動噪聲研究較少，僅查找到N. Hammad的文獻(xiàn)[7]，文中通過改變風(fēng)機轉(zhuǎn)速、空調(diào)開關(guān)狀態(tài)等探討空調(diào)對車內(nèi)噪聲的影響。
為此，有必要對整車環(huán)境下汽車空調(diào)系統(tǒng)的氣動噪聲展開研究。以某噪聲超標(biāo)的汽車空調(diào)系統(tǒng)為原型，測量它在不同工況下各測點的聲壓，了解其噪聲分布特性。在此基礎(chǔ)上，通過非定常流動仿真，了解空調(diào)系統(tǒng)內(nèi)部和乘員艙內(nèi)的流動情況，找到流場脈動劇烈的位置，為后續(xù)聲學(xué)計算和降噪研究提供基礎(chǔ)。
1 研究方法
1.1 試驗方法
為了探究空調(diào)系統(tǒng)在乘員艙的氣動噪聲特性，在前后排人耳位置布置6個測點，如圖1所示。前排測點A、C 距出風(fēng)口的水平距離為770mm，垂直距離為325mm；前排測點B 距中間出風(fēng)口水平距離720mm，垂直距離195mm；后排測點與前排測點垂直高度相同，水平距離為975mm。測量工況包括內(nèi)外循環(huán)、5 和7 檔、空車和坐有4 名乘客，共計8種。
噪聲測試系統(tǒng)由聲傳感器、校準(zhǔn)器和數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)組成，如圖2 所示。聲傳感器采用B&K公司4189 型1/2 in(1 in=2.54 cm)傳聲器，數(shù)據(jù)采集利用HEAD ACOUSTICS 公司SQLAB III多通道數(shù)采系統(tǒng)，最大帶寬為640 kHz。試驗開始之前利用B&K標(biāo)準(zhǔn)聲學(xué)校準(zhǔn)器對測量設(shè)備進(jìn)行了校準(zhǔn)。標(biāo)定后設(shè)定采樣頻率為48 kHz，采樣時間為10 s。
1.2 仿真方法
為了探索乘員艙氣動噪聲超標(biāo)原因、尋找主要噪聲源，建立了帶乘員艙的空調(diào)系統(tǒng)數(shù)值仿真模型，包括風(fēng)機、過濾器、蒸發(fā)器、風(fēng)道、座椅、儀表盤、車窗等，利用計算流體力學(xué) (Computational Fluid Dynamics，CFD)方法確定噪聲源的大小及其位置?？照{(diào)系統(tǒng)的噪聲以氣動噪聲為主，而氣動噪聲又源于系統(tǒng)內(nèi)部強烈的非定常流動，因此可以通過求解流場的壓力脈動來間接確定聲源的位置。對計算域進(jìn)行空間離散，風(fēng)機葉片幾何尺寸較小，面網(wǎng)格尺寸為1 mm；風(fēng)機其它區(qū)域網(wǎng)格為2mm。過濾器和蒸發(fā)器采用多孔介質(zhì)模型，網(wǎng)格尺寸為1.5mm?？照{(diào)系統(tǒng)其它區(qū)域網(wǎng)格為3mm左右。乘員艙網(wǎng)格為15mm，如圖3所示。體網(wǎng)格采用Trimmer(切割體)結(jié)合Prism layer(棱柱層)策略。y+是壁面距離的無量綱量，采用DES模型時，y+應(yīng)控制在1以內(nèi)。體網(wǎng)格共生成770萬個，其中壁面生成了4層棱柱層網(wǎng)格，滿足y+≈1的湍流模型要求。
使用STAR-CCM+進(jìn)行非定常流動計算。計算域進(jìn)口為Stagnation Inlet，靜壓為0Pa。過濾器和蒸發(fā)器采用多孔介質(zhì)模型，其壓降特性由供應(yīng)商提供的試驗數(shù)據(jù)得到。出口邊界條件為壓力出口，參考壓力為標(biāo)準(zhǔn)大氣壓。定常計算時，風(fēng)機采用多參考坐標(biāo)系法；非定常計算時，風(fēng)機采用滑移網(wǎng)格法。轉(zhuǎn)速為345 rad·s-1，對應(yīng)7檔外循環(huán)工況。
首先采用定常可壓縮SST k-ω湍流模型和理想氣體狀態(tài)方程求解，待穩(wěn)定后改用SST-IDDES模型求解瞬態(tài)可壓流場?？臻g離散格式為混合中間差分，時間離散格式為二階。時間步長為2.5×10-5s，對應(yīng)風(fēng)機轉(zhuǎn)動0.5°所需要的時間。當(dāng)計算時間進(jìn)入到0.25s后，流動狀態(tài)達(dá)到動態(tài)平衡，開始采集流場脈動數(shù)據(jù)，共采集0.25s。
2 噪聲結(jié)果分析
對測點進(jìn)行聲壓級頻譜分析，得到空調(diào)系統(tǒng)在不同工況下運轉(zhuǎn)產(chǎn)生的噪聲在各個測點位置的聲壓級大小，尋找不同循環(huán)模式和檔位帶來的噪聲差異。首先比較空調(diào)系統(tǒng)在自由場和乘員艙的聲輻射，接著分析測點在內(nèi)、外循環(huán)狀態(tài)下的噪聲特性，與此同時選取外循環(huán)工況，比較5檔和7檔對應(yīng)的測點聲壓級頻譜，最后以7檔外循環(huán)工況為例，評估乘員對噪聲的影響。各測點的聲壓級在5000Hz以后呈現(xiàn)急劇衰減的趨勢，說明乘員艙內(nèi)的噪聲能量主要集中在5000 Hz內(nèi)，因此本文只考慮50～5000 Hz頻段內(nèi)的聲壓分布。
2.1 自由場與乘員艙
在自由場環(huán)境與乘員艙封閉空間情況下，試驗所得測點A的聲壓級在50～5000Hz頻段的線性譜對比如圖4所示。自由場的測試結(jié)果來自該空調(diào)系統(tǒng)的臺架試驗，具體可參考文獻(xiàn)[8]。測點A在乘員艙內(nèi)的總聲壓級為62.0dB(A)，而在自由場情況下總聲壓級為50.3dB(A)，相差達(dá)11.7dB(A)。由圖4也可明確看出，乘員艙內(nèi)的噪聲強度遠(yuǎn)高于自由場的聲輻射強度。在50～1500Hz頻段內(nèi)兩者的聲壓級在變化趨勢和幅值上均有很大差異。自由場環(huán)境下這一頻段的聲壓幅值呈上升趨勢，從150Hz起變化趨于平緩，聲壓級在30dB(A)上下波動。而乘員艙內(nèi)的聲場在50～110Hz頻段聲壓級急劇增大，特別是在100～110Hz范圍內(nèi)。110～1500Hz頻段內(nèi)聲壓則呈現(xiàn)衰減的趨勢。值得注意的是，在110～350Hz頻段乘員艙內(nèi)的聲壓級達(dá)到了全頻段的最大值。1500Hz之后自由場環(huán)境和乘員艙對應(yīng)的聲場均表現(xiàn)為衰減的趨勢，其中自由場聲場衰減的速率更大。造成兩種環(huán)境下聲場出現(xiàn)明顯差異的原因，可能是乘員艙作為一個封閉的有限空間具有混響特性，其壁面及內(nèi)飾對聲波傳播有一定的影響。
2.2 內(nèi)、外循環(huán)
在相同檔位下，內(nèi)循環(huán)模式產(chǎn)生的噪聲高于外循環(huán)模式時的噪聲約5dB(A)。以測點C 為例，其總聲壓級在7 檔、內(nèi)循環(huán)工況下高達(dá)67.9dB(A)，比企業(yè)內(nèi)部標(biāo)準(zhǔn)要求的66dB(A)大1.9dB(A)；而在同檔位外循環(huán)工況下總聲壓級為62.7 dB(A)，較內(nèi)循環(huán)模式低5.2 dB(A)。內(nèi)外循環(huán)的區(qū)別在于風(fēng)機入口處的結(jié)構(gòu)差異。圖5 所示為空調(diào)風(fēng)機轉(zhuǎn)速調(diào)至7檔時，不同循環(huán)模式下測點C、F的聲壓級在50～5000 Hz頻段內(nèi)的線性譜。由圖5可知，在整個頻段內(nèi)，內(nèi)循環(huán)模式對應(yīng)的聲壓級均高于外循環(huán)，尤其集中在1000Hz 以下，同頻率下聲壓級最大相差約8dB(A)。在150～2000 Hz內(nèi)兩者聲壓級分布規(guī)律有明顯差異，在其他頻段內(nèi)的變化趨勢則趨于一致。這說明空調(diào)系統(tǒng)風(fēng)機入口處的流動狀態(tài)對整個空調(diào)系統(tǒng)流場的改變有明顯的作用，從而改變聲源特性，進(jìn)而影響乘員艙內(nèi)的噪聲強度和分布。
2.3 5檔和7檔
圖6所示為外循環(huán)模式下空調(diào)分別調(diào)至5檔和7檔對應(yīng)測點C、F的頻譜。對同一個測點，檔位變化，也就是風(fēng)機轉(zhuǎn)速的變化導(dǎo)致的風(fēng)量變化基本不會改變測點的噪聲分布特性，不同檔位對應(yīng)的聲壓級變化趨勢一致，而聲壓級的量值隨著轉(zhuǎn)速的提高而增大，兩個檔位對應(yīng)同一測點的聲壓級相差超過6dB(A)。空調(diào)系統(tǒng)的風(fēng)機轉(zhuǎn)速變化會使其基頻發(fā)生改變，但并未對測點的聲壓級分布規(guī)律造成顯著影響，可能是因為風(fēng)機處的紊亂氣流在通過過濾器、蒸發(fā)器的整流之后，再經(jīng)風(fēng)道流至空調(diào)出風(fēng)口時流場特性有了較大的改變，同時風(fēng)機處產(chǎn)生的噪聲在向乘員艙傳播的過程中，在風(fēng)道內(nèi)部分被吸收或阻隔，使得測點位置的噪聲在頻域上的分布與風(fēng)機的噪聲特性有明顯差異。
比較同一工況下的測點聲壓級發(fā)現(xiàn)，測點C(前排偏右)的總聲壓級比測點D(后排偏右)高5dB(A)以上，可見乘員艙內(nèi)的噪聲分布不均勻，由于距離風(fēng)機更近，前排座椅處的噪聲要大于后排位置處的噪聲。
2.4 乘 員
為了評估乘員對車內(nèi)噪聲的影響，在車內(nèi)前后排坐有4個乘員。測量7檔外循環(huán)工況下測點B、D的聲壓，結(jié)果如圖7所示。7 檔外循環(huán)工況下測點的總聲壓級至少降低了1.5dB(A)，聲壓級整體的變化趨勢與沒有乘員的情況一致，但在一些頻段內(nèi)出現(xiàn)了較明顯的波動。從圖7中可以看出，125Hz以下的聲壓級曲線在有無乘員的情況下幾乎重合，說明乘員不會影響低頻段的噪聲。125 Hz以上頻段內(nèi)，坐有乘員后聲壓級在各頻率下都有所減小，200～1500Hz頻段聲壓級降幅較為明顯，同一頻率下最大相差至6dB(A)。1500～3000Hz頻段內(nèi)在坐有乘員的情況下波動略劇烈。乘員影響車內(nèi)噪聲的可能原因在于坐有乘員后一定程度上改變了乘員艙的空間結(jié)構(gòu)，且衣物具有一定的吸聲效果，進(jìn)而影響了乘員艙的混響效果，總體上降低了人耳位置處的噪聲量級。
3 聲源分析
為了解空調(diào)系統(tǒng)在乘員艙流動狀況，確定空調(diào)系統(tǒng)的主要噪聲源，對帶乘員艙的空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行非定常流動數(shù)值仿真。圖8為各出風(fēng)口在乘員艙內(nèi)渦量Q=5000s-2的等值面，具體可參見文獻(xiàn)[9]。從圖8中可以看出，出風(fēng)口處流動呈現(xiàn)紊亂的小渦結(jié)構(gòu)，體現(xiàn)寬帶特征。前排各出風(fēng)口渦流強度更大、區(qū)域更廣，應(yīng)是噪聲的主要來源，在后續(xù)降噪中應(yīng)加以重視。圖9為計算得到的50～5000Hz頻段內(nèi)空調(diào)系統(tǒng)表面壓力脈動級。由圖9可知，對于整個空調(diào)系統(tǒng)而言，壓力脈動級分布很不均勻。風(fēng)機葉片處壓力脈動級最大，達(dá)到140dB；而距離風(fēng)機最遠(yuǎn)的各個出風(fēng)口壓力脈動級最小，僅80dB。壓力脈動能量大部分集中在風(fēng)機葉輪處，蝸殼和管道內(nèi)的壓力脈動也不可忽略。此外，由于右邊風(fēng)道離風(fēng)機較近，表面壓力脈動與左邊風(fēng)道相比量值稍大?？紤]到不同循環(huán)模式下測點處的噪聲特性呈現(xiàn)較大差異，可以確定風(fēng)機是該空調(diào)系統(tǒng)的主要噪聲源。氣流與風(fēng)道相互作用也是噪聲源之一。后續(xù)降噪首先從風(fēng)機入手，然后從風(fēng)道，特別是出風(fēng)口處進(jìn)行控制，具體可從以下幾個方面展開。一是在風(fēng)機入口處的導(dǎo)風(fēng)罩內(nèi)鋪設(shè)吸聲材料，該位置有較大空隙，施加吸聲材料能在不影響進(jìn)風(fēng)的情況下降低車內(nèi)的噪聲量級；二是可以考慮在空調(diào)風(fēng)道內(nèi)鋪設(shè)吸聲材料，將目前采用的PVC管改為PVC和無紡布的組合結(jié)構(gòu)；三是改善空調(diào)系統(tǒng)的流場，通過減小流場脈動降低聲源強度，從而減小車內(nèi)的噪聲輻射強度。這一點將在后續(xù)工作中進(jìn)一步開展研究。
4 結(jié) 論
本文通過試驗為主、仿真為輔的方法對帶整車的空調(diào)系統(tǒng)氣動噪聲進(jìn)行研究，得到以下結(jié)論：
(1) 與自由場輻射相比，空調(diào)系統(tǒng)流場和聲場環(huán)境發(fā)生改變，相同測點噪聲量值增大11.7dB(A)。其原因是艙內(nèi)聲場為混響場，固壁對聲波具有吸收和反射作用；
(2) 坐有乘員時，相同測點在125Hz以上的聲壓級均比無乘員時小，總聲壓級小1.5dB(A)。其原因是乘員的阻擋和衣物的吸聲，乘員艙空間縮小，混響效果減弱；
(3) 本文研究空調(diào)系統(tǒng)噪聲在7檔、內(nèi)循環(huán)工況下的總聲壓級高達(dá)67.9dB(A)，超過要求1.9dB(A)，而且在乘員艙內(nèi)的分布也不均勻。通過數(shù)值仿真發(fā)現(xiàn)，風(fēng)機是主要噪聲源，氣流與風(fēng)道相互作用產(chǎn)生的噪聲是次要噪聲源。而乘員艙內(nèi)的噪聲呈現(xiàn)明顯的寬頻噪聲特性，有別于主要聲源風(fēng)機的離散噪聲特性，說明風(fēng)道對流動及噪聲的產(chǎn)生與傳播有重要影響，后續(xù)應(yīng)綜合考慮風(fēng)機噪聲和風(fēng)道噪聲的控制。
作者：鄒春一，楊志剛，李啟良，鐘立元
1、上海市地面交通工具空氣動力與熱環(huán)境模擬重點實驗室
2、同濟大學(xué)上海地面交通工具風(fēng)洞中心
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