摘要：气动噪声是汽车空调最主要的噪声源之一，本文以工程实际应用需求为出发点，通过数值仿真和试验相结合的方法，开展在研车型空调系统气动噪声的研究。运用宽频噪声源模型和计算气动声学方法（CAA），对某的气动噪声进行数值模拟仿真，得到空调内部的噪声源分布情况，仿真和试验的频谱变化趋势比较吻合，风量最大偏差3.5%。依据数值仿真方法和试验，给出了风道的造型优化、蜗舌结构的改变、风道包裹吸音棉等降噪措施，为空调低噪声设计预估提供了简洁手段，可有效快速的指导工程应用。

　　随着人们对汽车舒适性的要求越来越高，车内噪声问题成为消费者关注的焦点[1]，除了发动机噪声和轮胎噪声以外，汽车空调噪声是车内的主要噪声源之一[2]，尤其新能源汽车没有传统发动机产生的背景噪声，空调系统的噪声凸显出来。空调系统由进气壳体、空调箱、鼓风机、风道和出风口组成，产生的气动噪声是主要噪声源[3]，为此，分析空调的气动噪声，提出降噪改进措施，显得尤为重要。

　　本文针对某在研车型的空调系统进行了气动噪声仿真，搭建了鼓风机、空调箱、蒸发器、风门、风道、出风口等空调系统部件的计算模型，较为准确的给出了空调系统流场分布和气动噪声源分布，并结合空调的台架试验，评估气动噪声的声源计算，对鼓风机的蜗舌提出了降噪改进措施，为后续的车型提供参考。

　　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。空调的气动噪声主要是鼓风机旋转，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[4]，在保证计算精度的情况下降低计算量。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，声学信息可以直接从CFD结果提取。

　　Curle噪声源模型计算在低马赫数情况下，对刚性表面上压力产生的辐射声压进行积分[5]，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，每个单位表面对整体噪声声功率的贡献量，在优化分析中，常用来筛选改进方案，评估噪声源位置和近似的分贝值。

　　Proudman噪声源模型采用统计方法，在低马赫数和高雷诺数情况下，分析了各向同性湍流的体单元产生的噪声[6]，其针对的噪声属于四极子声源。Proudman噪声源是宽频噪声，能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。

　　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的传播都是流动现象，对流场进行求解的过程中也对压力脉动进行充分的瞬态求解，计算出噪声的产生与传播[4]。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，声压级表示为

　　这种方法不需要引入额外的声学模型，只需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来确定，对不同空调的气动噪声源进行预测，更好的理解噪声产生和传播的机理。

　　空调的传统设计方法主要依靠经验，随着气动噪声理论的飞速发展，数值仿真已成为对空调开发设计的一种重要方法。在汽车空调设计初期，通过对空调进行分析，快速提出改进方案。

　　空调系统包括滤芯、风机、空调箱、风门、蒸发器、风道和出风口等，图1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，出风口的格栅处于正交方向。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，删掉短边和合并碎面，采用三角形的面网格，网格大小0.5mm~2.0mm。考虑边界层的影响，在零部件表面生成三层棱柱网格，生成的体网格为六面体，网格数量约为2200万。

　　计算域采用大气压力入口和大气压力出口，风机转速为试验测量的空调最高档内循环工况下的转速，即3355rpm。为了模拟旋转的风机叶片，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。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5×10-5s，计算总时间2s，由于流场从震荡到稳定有一个过程，采样时间从1s开始，得到不同位置的噪声特性。为了便于后续的分析和试验对比，在空调的出风口位置监控各风道的风量，在距出风口10cm处布置声压监测点（P1~P4），方向为出风口中心斜向下45°。

　　为了验证数值计算方法和模型，并量化气动噪声的仿真结果，在全消音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、1/2英寸传声器单元等，试验前使用标准声学校准器（114dB和1000Hz）对传声器进行校准，采样带宽≥12800Hz，分辨率1Hz，输出格式为线性自功率谱。试验过程中，应保证空调系统各部件牢固的固定在总成上，避免发生振动，产生不必要的振动噪声。试验与仿真的工况相同，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，使风机转速达到七档内循环的工况。

　　表1为出风口的仿真和试验结果比较，仿真结果和试验测试偏差较小，最大误差3.5%，由此可见，LES模型具有较高的精度，可满足工程计算的要求。

　　图3为试验和仿真的声压频谱对比，可以看出，两者存在一定的误差，但是仿真结果的变化趋势和试验结果较为吻合。考虑到试验过程存在一定的测试误差，并且在仿真过程中，对计算模型做了很多的简化和假设，如纸滤芯和蒸发器处理成多孔介质，因此误差在合理范围内，可应用仿真模型和数值方法进行空调系统的降噪改进的研究。

　　图4为Curle表面声功率图，可用于计算偶极子声源产生的原因，可以看出，在空调系统主要部件中，风机对应的声压级最大，总声压级为60~85dB，在空调箱和风道表面，局部声压级为87dB。图5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，它的分布代表了噪声源强度和分布情况，可以看出，噪声大的位置与静压梯度大的位置相对应。

　　图6为Proudman声功率图，可很直观地看出空间声源的强弱分布，指示四极子噪声源，在风机和风道内存在较大的四极子噪声，可达79dB。如图7所示，风机是整个空调系统流动最为紊乱的区域，也是声源较大的地方，风道内部存在气流分离且旋转。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。

　　在风道设计时，需对气流的流动方向合理的引导，避免大尺度和小尺度的涡流，减小气流分离，降低气动噪声。最基本的设计方法是优化风道的造型设计，经过多轮计算和对比分析，最终得到的吹面风道结构，如图8所示。图9和图10为风道内宽频噪声的计算结果，在左侧两根风道内，优化方案明显降低了的四极子噪声源。

　　根据瞬态计算，得到图11和图12的频谱曲线。通过优化风道的造型设计，在频率大于3000Hz时，优化方案的气动噪声明显降低。

　　蜗舌位置是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[8]。如图13所示，改变蜗石的形状（小圆角、大圆角和平角），研究不同的蜗舌对气动噪声的影响。

　　图14为不同蜗舌的仿真流线图。从仿真结果看，蜗舌为平角后，内部流动分离明显减少，大涡消失，流动情况改善显著，有利于降低气动噪声。此外，蜗舌为大圆角后，涡流强度增大，是诱导振动的重要原因，不利于噪声的控制。

　　根据仿真模型，加工了三种不同结构的蜗舌（大圆角、小圆角和平角），验证蜗舌的效果。图15为空调中间风挡的试验结果，蜗舌由大圆角改为平角，除了150Hz~220Hz和650Hz~1350Hz的声压降低不明显，其他频段的声压降低明显，因此通过优化蜗舌的结果，可降低气动噪声。

　　对吹面风道包裹吸音棉（规格600g/m2，厚度15mm），如图16所示，验证整车空调的降噪效果，测试点位于驾驶员右耳，空调风道以高密度聚乙烯（HDPE）为主要原料吹塑成型，厚度2mm。

　　表2给出了风道包裹吸音棉的测试结果，在空调中间风档时，总声压级降低了1.2dB（A），语音清晰度提高了0.8%AI，可明显降低声压级，提高了声品质。图17为包裹吸音棉前后的噪声频谱曲线，可以看出，吸音棉对整个频段的声压均有影响，改变了频谱曲线Hz的时候，声压降低明显，说明吸音棉对中高频的噪声影响较大。由于风道包裹吸音棉可明显降低噪声，在车型设计阶段，建议对风道包裹吸隔声材料。

　　本文通过数值仿真和具体的试验测试，结合气动噪声仿真的理论，确定了气动噪声的仿真分析流程和方法，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，可应用于空调系统的降噪方案设计，快速找出措施，加快产品开发周期。优化风道造型，以及改进蜗舌的结构，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。风道包裹吸音棉，可以降低总声压级1.2dB（A），语音清晰度提高了0.8%AI，频率大于1415Hz的声压明显降低，对于中高频噪音的抑制有明显效果。这些降噪方案较好的降低了空调噪声，具有重要的实用价值，为降低汽车空调噪声提供了数据支撑。

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