張 佳，吳海波，陳 蒨，方志云，王毅剛，余柳平

（1.上汽大眾汽車有限公司產品研發(fā)部，上海 201805； 2.同濟大學汽車學院，上海 201804；3.艾克薩（上海）模擬軟件技術有限公司，上海 200042）

前言

空調系統(tǒng)噪聲是評價乘員艙舒適性的重要指標，在汽車尤其是新能源汽車開發(fā)階段的重要性日益凸顯?？照{系統(tǒng)噪聲一般包括氣動噪聲、機械噪聲和空腔共振等其他噪聲。在較高風速下，空調氣動噪聲主要來源于空調系統(tǒng)管道和出風口，其噪聲貢獻大于空調系統(tǒng)結構產生的機械噪聲和鼓風機噪聲［1］。因此，對于空調系統(tǒng)的管道和出風口產生的氣動噪聲研究顯得尤為重要。

在汽車空調系統(tǒng)管道傳統(tǒng)的開發(fā)設計中，工程師一般根據(jù)經(jīng)驗或管道內流場計算結果在管道設計及布置過程中，盡量避免流動方向的突變和流動分離等可能產生噪聲的情況。后期通過試驗測量噪聲大小，當發(fā)現(xiàn)噪聲較大時又很難針對性的發(fā)現(xiàn)噪聲產生的具體位置。一般發(fā)現(xiàn)噪聲較大時，采用吸聲棉等材質進行吸聲，在聲音的傳播途徑上減小噪聲，但不能從本質上解決問題。因此造成了開發(fā)周期較長，試驗和加裝吸聲棉帶來成本增加等問題。

近些年，隨著數(shù)值模擬技術的發(fā)展，空調系統(tǒng)氣動噪聲數(shù)值模擬越來越受到研究人員的關注。Lighthill將氣動聲學領域的計算方法歸為兩類：直接模擬法和聲類比法［2］。在國內，一般采用聲類比法計算空調系統(tǒng)氣動噪聲，即將聲源與聲輻射分開計算，先利用不同的模型計算流場和聲源強度與分布，然后將流場信息耦合聲學軟件，與聲有關的量傳至遠場由波動方程控制，最終得到所需要的噪聲結果。汪怡平等［3］和鄧曉龍等［4］利用LES模型（大渦模型）計算空調管道流場，利用FW-H聲學模型計算空調系統(tǒng)氣動噪聲。張師帥等［5］利用雷諾應力模型分析了空調鼓風機氣動噪聲。Yang等［6］預測并優(yōu)化了鼓風機噪聲。李啟良等［7］利用LES湍流模型和FW-H聲學模型從系統(tǒng)層次，利用可穿透面的聲輻射方法計算了空調系統(tǒng)氣動噪聲，在出風口處近似考慮了空間渦流產生的四極子噪聲。根據(jù)Lighthill流體聲學理論，將聲源分為單極子聲源、偶極子聲源和四極子聲源3種，由于空調系統(tǒng)管道可視為剛性，故可不考慮單極子聲源。在大多數(shù)的論文中，計算空調氣動噪聲一般都是先計算表面壓力脈動，然后作為偶極子噪聲源向外界進行輻射，僅考慮偶極子噪聲源。值得指出的是，由流域內渦流產生的四極子噪聲源在某些頻域內也可能占主要地位［8］。聲類比法計算空調系統(tǒng)氣動噪聲均是在計算得到流場的基礎上耦合聲學方程，一方面要求流場結果要足夠準確，受到網(wǎng)格尺寸和計算時間的限制，模型大多數(shù)都會進行相應簡化；另一方面聲學現(xiàn)象不能太復雜，要進行近似和假設處理。因此，對于空調復雜管道中非定?？蓧旱膹碗s渦流情況，只有同時求解聲源產生和聲場輻射，即同時求解流場和聲場，并考慮四極子和偶極子噪聲才能準確求解噪聲，這就是直接模擬法。

本文選用直接模擬法。該方法中，由于傳統(tǒng)CFD計算一般要保證非常精細的網(wǎng)格和高階數(shù)值格式，要用到LES甚至DNS等精確復雜的湍流模型，故需要大量的前處理和計算時間［9］。大多數(shù)基于該方法的文獻研究對象一般為簡化的空調系統(tǒng)［10-11］。本文不采用傳統(tǒng)CFD方法，而利用基于格子波爾茲曼方法（lattice-Boltzmann method，LBM）直接模擬噪聲，同時求解聲源產生和聲場輻射，計算偶極子與四極子噪聲和流場與聲場。LBM法在模擬流場與聲場的相互關系和精度與計算時間上存在一定的優(yōu)勢。近些年來，國外相關領域工作已經(jīng)逐漸采用LBM 法直接模擬空調系統(tǒng)氣動噪聲問題，Perot等［12］較早地利用LBM法計算了空調管道及出風口格柵的氣動噪聲，結果顯示試驗與仿真有較好的吻合度，證明了該方法的可靠性。基于LBM法直接模擬空調系統(tǒng)氣動噪聲以其優(yōu)勢逐漸發(fā)展起來［9，12-16］。除空調氣動噪聲以外，LBM法在許多相關領域都得到了廣泛的應用，如汽車外氣動噪聲［17］、渦輪葉片噪聲［18］、天窗振動噪聲［19］和排氣系統(tǒng)噪聲［20］等。結果顯示，試驗與仿真有較好的吻合度，證明了該方法的可靠性。

1 數(shù)值計算方法

1.1 LBM 法的理論基礎

區(qū)別于傳統(tǒng)的CFD使用N-S方程來計算流體運動的方法，LBM法在一個更基礎的動力學層面，使用離散的波爾茲曼方程模擬流體。對于大多數(shù)實際流體的問題，N-S方程由于其高度非線性、復雜且由許多自由度定義，很難直接求解，因此常利用數(shù)值分析技術得到其近似解，而使用復雜的模型求解湍流時經(jīng)常會因網(wǎng)格的解析度不夠導致解的發(fā)散和不穩(wěn)定。LBM法使用動力學描述，是一種建立在分子運動和統(tǒng)計力學基礎上的模擬流場的數(shù)值理論。捕捉粒子或粒子微團的動力學行為，必要的離散步驟發(fā)生在微觀層面內，然后在一個更基礎的層面上間接求解N-S方程，物理模型簡單，可精確計算流體的復雜運動。LBM法在幾何貼體、計算非定?？蓧嚎s流體、數(shù)值耗散和數(shù)值穩(wěn)定性方面有很大優(yōu)勢，這種方法既保證了精度又可在所需的時間內解決實際問題。

在對湍流波動進行建模時，BGK公式采用有效湍流松弛時間參數(shù) τeff替代 τ進行修正，τeff可由RNG理論公式計算［9］：

式中：η為局域張力參數(shù)η和局域渦流參數(shù)ηω等的結合體；η為局域張力參數(shù)，η=k|S|/ε；ηω為局域渦流參數(shù)，ηω=k|Ω|/ε。

其中，渦流運動學能量k可由k-ε方程求解得到［10］：

1.2 LBM 法的噪聲模擬方法

利用LBM法直接模擬噪聲，計算某車型在吹面全冷外循環(huán)模式下高擋位的空調系統(tǒng)氣動噪聲。由于高擋位下，空調氣動噪聲主要來源于空調系統(tǒng)管道和出風口，其噪聲貢獻大于空調系統(tǒng)結構產生的機械噪聲和鼓風機噪聲［1］，計算的空調系統(tǒng)結構及某一縱截面的體網(wǎng)格分布如圖1所示。管道系統(tǒng)結構包括蒸發(fā)器、空調箱、前后排吹面管道和出風口與格柵。面網(wǎng)格與幾何數(shù)據(jù)保持高度的貼面性，以保證流場結果與實際更為接近。在面網(wǎng)格的基礎上自動生成規(guī)則的正方體體網(wǎng)格，在保證精度的前提下，為節(jié)省計算時間，依據(jù)幾何尺寸對流動較為復雜的區(qū)域進行加密，如出風口格柵區(qū)域LBM格子體網(wǎng)格最小尺寸為0.6 mm。

圖1 空調管道系統(tǒng)及縱截面體網(wǎng)格分布圖

計算域進口為流量入口，流量為460 kg/h，為空調開啟7擋位下試驗測得。計算域出口為壓力出口，壓力為101 325 Pa，為標準大氣壓。全冷模式下，空調經(jīng)過的多孔介質只有蒸發(fā)器，對應的黏性阻力和慣性阻力由試驗測得。整個計算流域內LBM格子體網(wǎng)格總數(shù)為25 239 147個，可據(jù)此算得非定常求解的最小時間步長為2.967×10-6s。流體可壓縮，瞬態(tài)求解，非定常仿真分析總共持續(xù)了1.5 s，其中最后0.5 s用于虛擬擴音器的壓力信號采樣。仿真中采集90百分位人體在人耳位置及中央通道上方某一位置的聲音信號，為考慮聲音隨位置偏差的敏感度，聲音采集點為對應位置區(qū)域若干個點的集合，結果取平均值。采集聲音的位置區(qū)域如圖2所示。

圖2 聲音采集位置區(qū)域

2 結果與分析

2.1 仿真與試驗結果對比

風量分配對于乘員艙內的舒適性和除霜除霧涉及的駕駛安全性起著較為關鍵的作用。為保證準確模擬空調系統(tǒng)的氣動噪聲，準確模擬風量配比是前提。吹面模式下，5個出風口仿真計算與臺架試驗測量的風量配比如圖3所示。試驗通過外接電源供給空調12 V電壓，利用德國VJ探頭式風速儀進行測量。結果顯示，仿真與試驗結果較為吻合，風量配比最大誤差僅0.7%。由此可見，LBM法仿真計算得到的風量分配具有較高精度。

空調系統(tǒng)氣動噪聲的整車試驗在室外空曠的空地上進行，在乘員頭枕的內外耳和中央通道處分別布置擴音器。如圖4所示，試驗中測點位置與仿真中的相同。采用的聲學測量設備包括4套丹麥GRAS公司的1/2英寸壓力場傳聲器，一套聲學校準器和德國HEAD公司的四通道數(shù)據(jù)采集與分析系統(tǒng)。測試空調系統(tǒng)氣動噪聲時，將空調調至吹面全冷模式最大擋位7 擋，測得風機的轉速為3 350 r/min。

圖3 風量配比與試驗圖

圖4 空調噪聲試驗

為驗證氣動噪聲仿真的可靠性和準確性，所有仿真中使用的幾何模型與試驗中的物理樣機結構保持一致，包括空調箱前端的全細節(jié)鼓風機網(wǎng)格模型，最小面網(wǎng)格尺寸約0.1 mm，以滿足風機葉片等關鍵幾何結構的貼體性要求。風機及其蝸殼結構對氣流的湍流強度、流場分配等上游流場邊界條件有重要影響。鼓風機葉輪區(qū)域被設置為滑移網(wǎng)格。鼓風機前端空氣濾清器采用多孔介質進行仿真，其黏性阻力和慣性阻力由零部件臺架風洞測試獲得。

整個流體區(qū)域的LBM格子體網(wǎng)格的最小尺寸為0.3 mm，格子體網(wǎng)格總數(shù)為64 165 362個，可以據(jù)此算得非定常求解的最小時間步長為1.484×10-6s。非定常仿真分析總共持續(xù)進行了1.5 s，其中最后0.5 s用于虛擬擴音器的壓力信號采樣。

圖5為中央通道上方監(jiān)測點得到的試驗與仿真的頻譜曲線（帶寬32 Hz）對比。在測試過程中，記錄關閉空調時的環(huán)境背景噪聲，其總聲壓級為30.8 dB（A），遠低于空調系統(tǒng)處在較高擋位工作時的聲壓級，可知測試環(huán)境足夠安靜，測試結果可靠，無需修正。觀察二者的聲壓級頻譜曲線發(fā)現(xiàn)，兩者在聲能量較為集中的頻域130-1 800 Hz內聲壓級吻合較好。試驗測得的聲壓級總值為61.1 dB（A），而仿真結果為60.3 dB（A），僅相差0.8 dB（A）。頻譜的特征十分相似，意味著這個頻率段的聲源結構能被準確捕捉，改進這些聲源結構，就能有效降低噪聲。

圖5 試驗與仿真的聲壓級曲線

在高于2 000 Hz的高頻段和低于200 Hz的低頻段仿真與試驗的聲壓和頻譜仍有一定差異，可能的原因為：仿真僅測量氣動噪聲，而實際測試除氣動噪聲外，還存在其它噪聲，如鼓風機和管道等存在的振動噪聲，鼓風機電機轉動產生的噪聲，另外由于網(wǎng)格尺寸問題，難以捕捉尺寸更為細小的渦，無法計算相應頻率的聲波傳播。因此，試驗得到的聲壓級總值一般大于仿真結果。

2.2 氣動噪聲與流場分析

圖6為仿真得到的空調系統(tǒng)管道表面壓力脈動。管道表面上虛線圈出的3個區(qū)域表示此處壓力脈動較大，噪聲由此產生并向外進行輻射。因此針對這些區(qū)域的壓力脈動進行優(yōu)化，能有效減小氣動噪聲。

由圖6可知，壓力脈動較大的區(qū)域分別是：（1）右側管道與分風器連接的拐角下部區(qū)域；（2）中間出風口管道四周區(qū)域；（3）空調箱兩側風門區(qū)域。分別在上述3個區(qū)域內部截取的3個截面的速度云圖與流線圖如圖7所示。根據(jù)觀察可以發(fā)現(xiàn)，在區(qū)域（1）和（2），當氣流流經(jīng)曲率較大的拐角或管徑突變的區(qū)域時，流動方向發(fā)生突然改變，在這些特征區(qū)域的后方氣流均發(fā)生了不同程度的分離，與此同時產生了大小不同的渦流，渦流間作用使一部分能量以四極子聲源的形式向外輻射，同時不穩(wěn)定的流動造成該處表面的壓力脈動將以偶極子聲源的形式向外輻射，從而產生噪聲。區(qū)域（3）由于風門的風量分配等性能布置要求，導致風門與該區(qū)域管道中軸線呈現(xiàn)一個較大的角度，風門與管道壁面形成一個變截面的流道，使底部均勻向上的氣流在流經(jīng)風門時流速很不均勻——大部分的氣流由于風門的導向使氣流先是以高速貼近空調箱壁面流動，之后又到達流通面積變大的區(qū)域后流速迅速降低。流通面積的變化導致速度的變化，導致該處壓力脈動較大。若能將風門角度調整為與管道軸線和壁面接近平行，則可有效降低噪聲。

圖7 優(yōu)化前縱截面的速度云圖與流線圖

圖8 為仿真得到的前排駕駛側及副駕駛側4個耳點和中央通道上方布置的測點區(qū)域所監(jiān)測到的聲壓級曲線（帶寬10 Hz）。圖中寬頻噪聲占據(jù)主導，噪聲的主要能量集中在300-1 500 Hz。由于各個管道、格柵和出風口的結構不同，不同位置測點區(qū)域監(jiān)測到的聲壓級曲線的頻譜特征和聲壓級總值有所不同。本文重點觀察具有代表性的中央通道上方監(jiān)測點對應的聲壓級曲線，并進行優(yōu)化前后的對比。

圖8 不同監(jiān)測點區(qū)域的平均聲壓級曲線

2.3 優(yōu)化結果分析

根據(jù)圖6和圖7分析，對上述幾處區(qū)域進行了結構優(yōu)化以減小噪聲源。研究發(fā)現(xiàn)，優(yōu)化的原則是盡量避免流體在流動方向上發(fā)生突變、流通面積突變和速度分布不均且使高速區(qū)較為集中和流動方向上存在不必要遮擋物等設計缺陷，以期減少流動分離和產生大量渦流等情況發(fā)生，從而達到減小噪聲的目的。

圖9為經(jīng)過優(yōu)化后與圖7相同位置的速度分布云圖和流線圖。對比兩圖中的區(qū)域（1）和（2）可以看到，優(yōu)化后，流動分離和產生渦流的現(xiàn)象明顯減輕，流場結構更為順暢。從兩圖中區(qū)域（3）的對比可以發(fā)現(xiàn)，調整風門角度后，流體流經(jīng)風門時速度分布更加均勻，貼近空調箱壁面流體流動的平均速度明顯降低。

圖9 優(yōu)化后縱截面的速度云圖與流線圖

圖10為上述3個區(qū)域對應的優(yōu)化前后表面壓力脈動標準差和內部聲功率密度，圖10（a）為優(yōu)化前，圖10（b）為優(yōu)化后。其中風管幾何壁面的云圖是優(yōu)化后的表面壓力脈動標準差，管道中的包絡面是根據(jù)A.Powel渦聲理論，計算得到該區(qū)域內部的聲功率密度等值面圖（選取400-500 Hz頻段）。包絡面區(qū)域越大，代表該處產生噪聲的結構越多，噪聲的強度一般也就越大。通過對比可以發(fā)現(xiàn)，優(yōu)化后的相同位置上表面壓力脈動明顯減弱。對應區(qū)域內部的包絡面區(qū)域，即聲功率密度等值面區(qū)域，也明顯減小。這些現(xiàn)象都定量說明了優(yōu)化后這幾個關鍵區(qū)域的氣動噪聲明顯減小。

圖10 優(yōu)化前后表面壓力脈動標準差和內部聲功率密度對比

優(yōu)化前后中央通道上方監(jiān)測點1/3倍頻程聲壓級曲線和總聲壓級對比如圖11所示。由圖可知，優(yōu)化后整個頻域內噪聲減小1～3 dB（A），但200-300 Hz頻段內的聲壓級增大約2 dB（A）。圖12為優(yōu)化前后駕駛側和副駕駛側90百分位人員的耳點區(qū)域對應的聲壓級總值。優(yōu)化后噪聲降低幅度最大約2 dB（A）。

圖11 優(yōu)化前后聲壓級曲線和總聲壓級對比

圖12 優(yōu)化前后耳點處的總聲壓級

進一步考察200-300 Hz頻段內的聲源，以探索其增大原因。圖13為通過頻域濾波獲得的200-300 Hz頻段內的優(yōu)化前后表面壓力脈動聲壓級和聲功率密度等值面圖，圖13（a）為優(yōu)化前，圖13（b）為優(yōu)化后。對比發(fā)現(xiàn)，整個空調箱管道系統(tǒng)在200-300 Hz頻段內的聲壓級云圖幾乎沒有明顯的增大區(qū)域；但優(yōu)化后的聲功率密度等值面包絡區(qū)域，中間出風口出風區(qū)域明顯增大。圖14為優(yōu)化前后的風量配比。由圖可見，中間吹面管道結構優(yōu)化后，中間出風口風速增大，進而增大了該處出風口區(qū)域氣流中渦流的相互作用，導致此頻段內四極子噪聲貢獻增大。說明改變這一區(qū)域的幾何結構能改善該頻段的噪聲特性。

圖13 優(yōu)化前后的表面壓力脈動聲壓級和聲功率密度對比

圖14 優(yōu)化前后的風量配比

3 結論與展望

基于格子波爾茲曼數(shù)值模擬方法直接模擬某乘用車空調系統(tǒng)氣動噪聲，并對其進行結構與噪聲優(yōu)化，得出以下結論。

（1）通過采用格子波爾茲曼數(shù)值模擬方法得到的風量分配結果與試驗結果進行對比，證明了該方法能夠較為準確地計算空調系統(tǒng)的風量分配和流場。

（2）通過采用格子波爾茲曼數(shù)值模擬方法直接模擬噪聲的結果與試驗結果對比，可知該方法可以較為準確地計算空調系統(tǒng)的氣動噪聲。

（3）仿真計算得到了表面壓力脈動標準差和聲功率密度分布，找到噪聲源并結合空間流線圖分析了空調系統(tǒng)管道氣動噪聲的產生原因，提出了降低氣動噪聲管道優(yōu)化的原則，根據(jù)聲場和流場信息對結構進行了優(yōu)化，耳點位置噪聲最大降低約2 dB（A）。為汽車空調管道系統(tǒng)在前期開發(fā)過程中提供一定的指導。

（4）采用直接模擬噪聲的方法，同時計算偶極子與四極子噪聲，通過頻域濾波找到了優(yōu)化后某些頻域內聲壓級增大的原因，發(fā)現(xiàn)四極子噪聲對某些頻域內貢獻較大，說明四極子噪聲在計算中的作用不可忽視。

本文中研究了空調在高擋位時占噪聲貢獻主導地位的空調系統(tǒng)氣動噪聲，同時進行了噪聲和結構優(yōu)化。在今后的工作中，可嘗試開展攜帶鼓風機和不同空調擋位時空調系統(tǒng)氣動噪聲的研究和優(yōu)化，并開展大量試驗與仿真結果進行對標。