王華偉，朱 帥，王 博，胡 溧

（武漢科技大學汽車與交通工程學院，湖北 武漢 430081）

1 引言

汽車車內(nèi)噪聲大小已經(jīng)成為評價汽車舒適性的重要指標。其中空調(diào)噪音是汽車噪音的主要噪聲源之一，在新能源汽車中，由于無發(fā)動機噪聲的掩蔽，空調(diào)噪音問題尤為凸顯[1]?？照{(diào)出風口處的噪音直接被車內(nèi)乘客所感知，嚴重影響了駕駛體驗，因此，汽車空調(diào)風道及出風口的噪聲降低研究，對于提高汽車舒適性有著重要作用。

國內(nèi)外學者對汽車空調(diào)噪聲進行了大量的研究，文獻[2]從風量大小和氣流走向?qū)ζ嚳照{(diào)風道進行改進，提高了除霜效率。文獻[3]對某款汽車空調(diào)風道的流場和聲場同時進行分析，降低了風道的氣動噪聲。文獻[4]利用標準的風道模型，針對風道產(chǎn)生的汽車噪聲對比研究了幾種不同的仿真方法，發(fā)現(xiàn)聲類比的仿真方法求解精度最高。文獻[5]對汽車除霜性能不足問題進行格柵改進，文獻[6]研究出了對汽車空調(diào)噪聲提出了新的預(yù)測方法。眾多學者通過單獨研究空調(diào)風道風量或噪聲以提高舒適性，同時對風量和噪聲的優(yōu)化研究較少，因此，結(jié)合仿真對某款汽車除霜風道的風量分配和噪聲進行耦合分析，并進行搭建實驗臺進行實驗驗證，滿足風量充足和分配合理的要求下，在風量分配和噪聲耦合分析的基礎(chǔ)上，對該風道進行優(yōu)化，有效降低了該空調(diào)的氣動噪聲。

2 理論基礎(chǔ)

汽車空調(diào)風道的噪聲源復(fù)雜，在風道和出風口內(nèi)，管道的彎曲和分風口處的壁面上和風道內(nèi)的流體中，因氣體分流產(chǎn)生的漩渦和湍流，造成了壓力損失，流場紊亂，均造成了較大的氣動噪聲[7]。風道的氣動噪聲是一種寬頻噪聲，在很寬的頻域內(nèi)都有較強的聲壓級，因此需要進行頻域分析找出在不同頻率下的聲壓級，其氣動噪聲的頻率計算公式為：

式中：St—0.2；U—相對速度；L—特征長度；i—諧波信號。

汽車空調(diào)風道的氣動噪聲仿真一般采用的是聲類比法，簡稱FW-H方程[4]。FW-H方程的微分方程形式為：

式中：c—聲速；p'—聲壓；ρ—密度；u，v—速度分量；Tij—Lighthill張量；δij—克羅內(nèi)克符號；H(f)—亥維塞德函數(shù)；δ(f) —狄拉克函數(shù)。式（2）右側(cè)3項分別代表四極子聲源項、偶極子聲源項和單極子聲源項。在汽車空調(diào)風道的氣動噪聲的研究分析中，單極子聲源相當于一個脈動球，聲功率很小，經(jīng)?？梢院雎圆挥?。在壁面處產(chǎn)生的偶極子聲源，也被稱為面聲源，是由于氣流與空調(diào)剛性壁面產(chǎn)生的波動壓力，從而產(chǎn)生偶極子聲源。四極子聲源經(jīng)常是由氣流內(nèi)部渦流引起的噪聲源，也被稱為體聲源。而空調(diào)管道內(nèi)氣體流速低，產(chǎn)生的四極子噪聲源聲功率遠小于偶極子噪聲源的聲功率，可忽略不計，所以對于汽車空調(diào)風道的氣動噪聲主要為偶極子噪聲源[8]。

3 風道的風量分配及噪聲實驗

3.1 風量分配實驗

在風量臺上進行該空調(diào)風道進行風量分配實驗，如圖1 所示。在做好空調(diào)氣密性的基礎(chǔ)上，連接空調(diào)風道，給風道鼓風量為424kg∕h的風量。利用風量臺上的吸風模式對各個出風口進行吸風，此時風量臺吸收的風量即為該空調(diào)出風口的風量。

圖1 風量分配實驗圖Fig.1 Experimental Diagram of Air Distribution

本次實驗主要測量在除霜風道下的四個出風口處的風量，如表1所示。并計算各個出風口風量所占比例。由于每款汽車空調(diào)的風道設(shè)計結(jié)構(gòu)不同，所產(chǎn)生的風阻也不同，進而對風量分配和噪聲都產(chǎn)生影響，在汽車空調(diào)風道設(shè)計時還需要重點要考慮風道各個出風口的風阻等。因此，這里對該風道的風阻進行實驗。測出四個出風口在各自目標風量下的風阻大小，如表1所示。

表1 各個出風口參數(shù)Tab.1 Air Outlet Parameters

實驗結(jié)果，如表1所示可知，該風道的實際風量分配結(jié)果與目標風量分配比例最大差值有7.3%，中間兩個除霜出風口風阻過大，導致出風量不足，另外兩個側(cè)除霜出風口風量偏大，與目標風量分配比例要求不符，容易引起前擋風玻璃除霜效果不理想、側(cè)出風口風量過大影響駕駛等問題。

3.2 噪聲實驗

該實驗需要的條件，如表2所示。對該風道的噪聲實驗需要在半消音室中進行，原理圖和實物圖，如圖2所示。通過半消音室外鼓風機的風引入到半消音室的穩(wěn)流倉中，穩(wěn)流管道連接到汽車空調(diào)風道的入口處，保證連接處密封完好，避免因連接處泄露而導致的湍流和嘯叫產(chǎn)生干擾噪聲。

表2 噪聲實驗設(shè)備名稱和參數(shù)Tab.2 Name and Parameters of Noise Test Equipment

圖2 風道氣動噪聲實驗Fig.2 Aerodynamic Noise Experiment of Air Duct

在距離空調(diào)風道中央0.5m處布置一個麥克風并進行校準，監(jiān)測該風道的氣動噪聲。先測試在安裝好穩(wěn)流倉和過渡連接工裝不帶儀表板風道時實驗條件下的噪聲為22dB，滿足與帶有儀表板風道的氣動噪聲相差在10dB以上的要求，可以在該條件下用該實驗狀態(tài)進行氣動噪聲實驗。

該汽車空調(diào)風道在（500～5000）Hz頻段的噪聲頻譜圖，如圖2（c）所示?？梢钥闯銎嚳照{(diào)風道產(chǎn)生的氣動噪聲是中高頻的寬頻噪聲，其在2320Hz處存在這最大聲壓級有52dB，且實驗結(jié)果可知該風道在424kg∕h 的風量下在0.5m 處有68.3dB，比GB∕T21361-2017和企業(yè)標準規(guī)定的目標值大2.3dB，較大的噪聲嚴重影響汽車的舒適性。

4 除霜風道CFD仿真優(yōu)化

由風量分配實驗和噪聲實驗結(jié)果可知該款汽車空調(diào)的除霜風道存在的除霜風道風阻過大、中間除霜口除霜面積和指向性不理想、風量分配不合理和噪聲較大的等問題。因此借助流體仿真軟件STAR CCM+分析氣流在該風道內(nèi)部的流動情況，得到流線圖和噪聲源云圖找出氣流在風道內(nèi)部分流和轉(zhuǎn)彎處產(chǎn)生渦流及紊亂情況。并針對發(fā)生渦流和紊亂的區(qū)域進行重點優(yōu)化改進，探索汽車空調(diào)的優(yōu)化方法，模擬復(fù)雜的工況，避免了多次實驗造成的人力、物力和時間的浪費，提高優(yōu)化效率。

4.1 仿真模型及邊界設(shè)置

為保證仿真結(jié)果的準確性，在仿真時在該風道的入口處延長一段長度為0.5m的等截面穩(wěn)流場，在出風口處設(shè)置半球形的區(qū)域以觀察各個出風口處流場情況和捕捉該風道出風口的遠場噪聲。風道內(nèi)部流場的網(wǎng)格尺寸設(shè)置為3mm，對該風道的進風口和每個風道出風口格柵加密，網(wǎng)格尺寸為0.75mm，原風道提取內(nèi)部區(qū)域模型，如圖3（a）所示。畫分后的網(wǎng)格模型，如圖3（b）所示。紫色區(qū)域為加密區(qū)。進口邊界設(shè)置為質(zhì)量流量進口，出口邊界條件設(shè)置為壓力出口，其余邊界條件設(shè)置為固體壁面邊界。依據(jù)該空調(diào)在除霜模式下最大擋位時的風量為424kg∕h，在STAR CCM+中換算為0.11kg∕s的質(zhì)量流量入口，參考風道內(nèi)部流速和空氣動力粘度設(shè)置湍流強度為0.01，湍流粘度比為4，其余采用默認設(shè)置。設(shè)置聲源面和距離模型中央為0.5m的位置為數(shù)據(jù)采集點，并輸出瞬態(tài)脈動壓力數(shù)據(jù)。本次計算把最高頻率設(shè)定為5000Hz，根據(jù)奈奎斯特采樣定律[6]要滿足采樣頻率取為10000Hz，因此設(shè)置時間步長為0.02ms。

圖3 仿真模型Fig.3 Simulation Model

4.2 優(yōu)化方案

對原風道模型進行了四處優(yōu)化設(shè)計，如圖4所示。

圖4 優(yōu)化風道模型前后對比圖Fig.4 Comparison Before and After Optimization of Air Duct Model

相比于原風道，如圖4（a）所示。優(yōu)化后的圖4（b）中A處側(cè)左除霜出風口管道減少了轉(zhuǎn)彎和取消了不必要的凹陷部分。在圖4（b）中B處把兩個中間除霜出風口增大，并做好格柵的連接和過渡。并做好格柵的連接和過渡。圖4（a）中C處在進風的中間部分由于兩個邊除霜共用一個進風口因此需要在此處需要做好氣流分離設(shè)計，減少氣流紊亂，進而降低風阻，改善風量分配和噪聲結(jié)果。因此把之前為了使氣流分離的中間凹陷處設(shè)計的凹陷更深但更窄一點。在圖4（a）中D處原風道的過渡部分容易存在著氣流回流的問題，因此直接把之前的過渡處改成斜面過渡，減小渦流區(qū)。對優(yōu)化前后的風道進行仿真得出該風道的內(nèi)部的流場分布云圖，設(shè)置原風道和優(yōu)化后風道的仿真流場云圖中速度顯示都設(shè)置為（0～20）m∕s，如圖5所示。

圖5 仿真優(yōu)化風道模型前后對比圖Fig.5 Comparison Before and After Simulation Optimization of Air Duct Model

由圖5（a）和圖5（b）對比可以看出該風道在A處由于彎角過多導致阻力增大引起流速增大；由圖5（c）和圖5（d）對比可以看出原風道在B處出風口處的面積過小導致風向指向性差，前擋風玻璃的中間位置存在死角，除霜效果不理想；由圖5（e）和圖5（f）對比可知原風道在C處氣體分離處的流線分離度差，說明此處的氣體分離效果不明顯；由圖5（g）和圖5（h）對比可以看出該風道在D處存在著明顯的渦流區(qū)。

由理論分析可知，運用Curle聲功率模型來仿真計算偶極子聲源的產(chǎn)生，可觀察空調(diào)的風道和出風口在流體上產(chǎn)生的波動表面壓力，即面聲源。原風道和優(yōu)化風道的寬頻噪聲的偶極子聲源云圖，如圖6所示。對比圖6（a）和圖6（b）可以明顯看出優(yōu)化后風道內(nèi)噪聲源聲功率較低。

圖6 偶極子聲功率云圖Fig.6 Cloud Chart of Dipole Sound Power

5 實驗驗證

5.1 仿真模型驗證

把仿真結(jié)果進行實驗驗證對比，風量分配的實驗數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)，如表3所示。通過所占總風量的百分比表示可以發(fā)現(xiàn)風量分配的仿真結(jié)果和實驗結(jié)果誤差較小，均在1%以內(nèi)。該模型在距離中心0.5m位置的仿真與實驗的頻譜圖，如圖7所示?？梢钥闯龇抡娼Y(jié)果和實驗得出的頻譜圖的變化趨勢具有很好的一致性，均在1007Hz處產(chǎn)生聲壓峰值。

表3 新風道風阻和風量分配Tab.3 Air Resistance and Air Volume Distribution of New Air Duct

圖7 風道噪聲頻譜對比圖Fig.7 Spectrum Comparison of Air Duct Noise

針對存在的仿真與實驗的誤差進行分析，發(fā)現(xiàn)在實驗時從空調(diào)出口的風量到風道入口時的風量并不是均勻的，而在仿真時在流量入口的風量的均勻進風的，因此對出風口的風量分配存在較小的誤差，而且在風量分配實驗時，對各個出風口的出風量進行實驗時存在一定的測量誤差。其二是在仿真時，對仿真模型進行一部分的簡化，而且由于計算時間的限制，在局部突變部位的模型細化程度不夠。但都在合理的范圍內(nèi)，而且誤差結(jié)果都在允許范圍內(nèi)，因此數(shù)據(jù)結(jié)果可默認為準確，驗證了該仿真方法可以很好的對汽車空調(diào)的風道噪聲進行仿真分析，具有一定的準確性和一致性。

5.2 優(yōu)化方案驗證

由表1和表3中的風量分配結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，優(yōu)化后的風道總風阻由的661Pa減小到465Pa，尤其是中間兩個除霜口的風阻顯著下降，同時兩個側(cè)出風口的風阻適當提高，且使風量分配比例更接近目標風量分配比例，更接近要求。

由氣動噪聲頻率的計算式（1）可知，結(jié)構(gòu)改變其頻率在很寬的頻段內(nèi)都將發(fā)生改變，從圖8的原風道和新風道實驗值頻譜圖可發(fā)現(xiàn)新風道在（670～1070）Hz外的頻段聲壓級都有降低，且在1007Hz處的噪聲峰值也要比原風道在2320Hz處的峰值噪聲低1.6 dB，優(yōu)化后的新風道總的聲壓級為62.3dB，比原風道總聲壓級減小了6dB。實驗數(shù)據(jù)證明優(yōu)化后的風道不僅改善了風量分配結(jié)果還降低了噪聲。

6 總結(jié)

對優(yōu)化前后的汽車空調(diào)的風道的風量分配和氣動噪聲都進行實驗和仿真，得出以下結(jié)論：

（1）借助STAR CCM+流體分析軟件對原風道的流場和氣動噪聲進行仿真計算，并通過風量和噪聲實驗得到驗證：STAR CCM+軟件可以較為精準的預(yù)測汽車空調(diào)風道的風量分配結(jié)果和氣動噪聲聲壓級，仿真精度較高。

（2）采用的減少轉(zhuǎn)彎、擴大出風口、做好氣流分離設(shè)計和渦流區(qū)的過渡等優(yōu)化設(shè)計后，最大風量分配差距由7.3%變?yōu)?.4%，氣動噪聲由大于目標噪聲值2.3dB 變成小于目標值3.7dB，風量分配和噪聲均滿足目標要求。

（3）明顯的改進了風量分配結(jié)果和噪聲，仿真和實驗結(jié)果一致性較好，驗證了該風道優(yōu)化方案的合理性，對以后汽車空調(diào)風道的改進有一定的參考意義。