汽車空調出風管道氣動噪聲分析與控制

摘要:通過耦合CFD(Computational Fluid Dynamic)與專業(yè)聲學代碼SYSNOISE求解汽車空調管道氣動噪聲，即利用LES(Large Eddy Simulation)湍流模型對空調管道的瞬態(tài)流場進行求解獲得噪聲源項，然后將噪聲源項作為邊界條件導入SYSNOISE來計算噪聲的傳播。根據流場分析與聲場分析結果對空調管道的結構提出了兩種改型方案，并對改型前后的空調系統(tǒng)噪聲進行了測試。測試結果表明相比原始空調系統(tǒng)，兩種方案都能有效降低噪聲且方案二效果更好，尤其大大降低了駕駛員附近的噪聲，最大降幅達4.5 dB。

關鍵詞:氣動噪聲;計算流體力學;大渦模擬;FW-H聲學模型;直接邊界元

中圖分類號:U461.1 文獻標識碼:A

Numerical Analysis and Control of the Aerodynamic Noise for Automotive HVAC Duct

WANG Yi-ping1， GUZheng-qi1#8224;， YANG-Xue2， LI Wei-ping1， LIN Xiao-hui1， LU Ke-long1

(1.State Key Laboratory of Advanced Design and Manufacture for Vehicle Body， Hunan Univ， Changsha， Hunan 410082， China;

2. Wuhan Ordnance Noncommissioned Officers School， Wuhan， Hubei 430075， China)

Abstract: The aerodynamic noise of automotive HVAC duct is predicted by CFD coupled with specialized acoustics codes SYSNOISE， namely the transient flow field in the automotive HVAC duct is computed based on large eddy simulation(LES) and the noise source term is get. Then the noise source term is imported into the acoustic software called SYSNOISE as boundary condition to compute the spread of noise. According to the analysis result of flow field and acoustic field， tow improvement schemes are proposed， and air-conditioning system noise was tested based on prototype and improvement model. The test results show the tow schemes are effective to reduce the air-conditioning system compare with the prototype model. In particular， the noise is significantly reduced nearby driver’s ear， and the largest decline up to 4.5dB.

Key words: Aerodynamic Noise; CFD; Large Eddy Simulation (LES); FW-H model; Direct BEM (Boundary Element Method)

汽車的車內噪聲級已成為重要的舒適性評價指標。除了發(fā)動機、風噪聲和輪胎噪聲外，其他部件對車內噪聲也有貢獻。在平直路面低速行駛工況下，某些汽車的HVAC(Heating， Ventilating and Air Conditioning)系統(tǒng)就是主要的車內噪聲源。而氣動噪聲是HVAC系統(tǒng)的主要聲源。在設計階段就預測HVAC系統(tǒng)的氣動噪聲，可大大降低汽車的開發(fā)成本與風險。隨著計算流體力學與氣動聲學的發(fā)展，用數值方法研究流場輻射噪聲成為可能。現(xiàn)代計算技術的發(fā)展使得用數值方法處理氣動聲學問題成為可能。1992年ICASE與NASA聯(lián)合主辦的一個討論

班確立了氣動聲學新分支——CAA(Computational Aeroacoustics)[1]。重點研究產生噪聲的非定常流機理、聲源的確定、聲與流動的相互作用等問題。CAA的目標是發(fā)展一套數值方法計算由流動產生的脈動噪聲，加強預告和了解流動產生“聲”的能力，提供值得信賴的預報，最終達到控制噪聲的目的[2]。CAA使用的數值方法與傳統(tǒng)的CFD(Computational Fluid Dynamic)方法有緊密的聯(lián)系，特別是聲場近場計算有很多是基于CFD的。使用基于CFD的CAA方法模擬汽車氣動噪聲主要包括4種方式，即直接模擬、基于聲類比的積分法、寬頻帶噪聲源模型法、耦合CFD與專業(yè)聲學代碼[3-9]。本文采用LES(Large Eddy Simulation)計算出空調管道的瞬態(tài)流場，得到流場變量如壓力、速度分量、聲源表面聲場密度等參數的時域精確解，然后把數據導入聲學分析軟件SYSNOISE中，通過FFT(Fast Fourier Transform)變換把時域數據轉換到頻域中，并利用FW-H聲學模型得到表面聲源數據。利用直接邊界元內外耦合分析了管道外聲場。根據流場分析與聲場分析結果對空調管道的結構提出了兩種改型方案，并對改型前后的空調系統(tǒng)噪聲進行了測試。測試結果表明相比原始空調系統(tǒng)，兩種方案都能有效降低噪聲且方案二效果更好，尤其是大大降低了駕駛員附近的噪聲，最大降幅達4.5 dB。

1 耦合CFD與專業(yè)聲學代碼進行氣動噪聲求解的相關理論

1.1LES計算瞬態(tài)外流場

將Navier-Stokes方程在物理空間進行過濾，得到不可壓縮流體LES控制方程[10]:

，(1)

.(2)

式中: 為流體密度;和 為過濾后的速度分量; 為湍流粘性系數; 為亞格子尺度應力。

為使控制方程封閉，當前，采用較多的亞格子模型是渦旋粘性模型

.(3)

式中: 為克羅內克系數;為亞格子湍流粘性系數; 是求解尺度下的應變率張量分量。

1.2FW-H方程

1969年Ffowcs Williams和Hawkings利用Lighthill的聲學近似理論推導出了適合流體中運動固體邊界條件的FW-H方程[11]:

(4)

式中: 為聲壓; 為表面法向量; 為法向速度; 為聲速; 為Lighthill張量。方程右側3項分別代表四極子、偶極子和單極子。

在汽車空調管道氣動噪聲分析中，空調管道內表面可看作是剛性的，所以單極子源噪聲可近似為零，由文獻[7]知氣動噪聲中的四極子源噪聲與偶極子源噪聲強度之比正比于馬赫數的平方，空調管道內氣流速度低，四極子源噪聲遠小于偶極子源噪聲，可略去不計，因此對于汽車空調管道氣動噪聲的研究主要是針對偶極子源噪聲的特性。

1.3 直接邊界元法求解噪聲傳播

簡諧激勵作用下結構振動在外部流體中產生的輻射聲壓 滿足Helmholtz方程:

. (5)

利用格林函數和相應的聲學邊界條件，及Helmholtz方程的基本解，可得到用單層勢 和雙層 表示的Helmholtz簡介邊界積分方程:

.(6)

利用邊界元對式(6)進行離散，可得間接邊界元聲學計算方程:

.(7)

式中:B，C和D為系數矩陣; 為聲學邊界表面的速度脈動向量; 為聲學邊界表面的壓力脈動向量; 和 為激勵向量。

求得邊界單元各節(jié)點處的 和 后，外場的輻射聲壓 可用插值法求得:

.(8)

式中:a，b為插值系數矩陣; 為邊界節(jié)點聲壓; 為邊界節(jié)點法向速度向量。

2 計算分析流程

本文采用商用CFD軟件Fluent耦合專業(yè)聲學代碼SYSNOISE對管道的外部聲場進行求解。分析流場圖如圖1所示。

圖1 分析流程圖

Fig.1 The analysis flowchart

3計算分析

3.1管道瞬態(tài)流場分析

3.1.1物理模型

空調系統(tǒng)的風道模型如圖2所示，這是基于某型乘用車空調系統(tǒng)的送風系統(tǒng)的真實模型研究。整個風有4個出口:出口1，出口2，出口3，出口4，并與儀表盤上的4個出風口相對應。

圖2 空調系統(tǒng)風道模型

Fig.2 Model of HVAC duct

3.1.2 網格劃分及邊界條件設置

空調風道流場分析的網格模型如圖3所示。由于流體粘性的影響，管道內近壁面區(qū)會形成一層附面層，因此，在近壁面區(qū)本文采用了3層精細的棱柱網格來計算附面層的影響，計算模型網格共計210萬。分析工況為空調系統(tǒng)全負荷工作，計算邊界條件如下:1)進口邊界條件為質量流量進口;2)出口邊界條件為壓力出口。瞬態(tài)計算以穩(wěn)態(tài)計算為初始值，穩(wěn)態(tài)計算采用RNG 湍流模型進行求解。在瞬態(tài)計算開始時，定義好聲源面，并輸出聲源數據。瞬態(tài)求解的總時間設為2 s，由于流場有一個起動到穩(wěn)定的過程，在1 s時才開始記錄。時間步長決定了能計算的最高頻率，而根據奈奎斯特采樣定律，可還原的最高信號頻率只有采樣頻率的一半。氣動噪聲是寬頻帶噪聲且能量主要集中在中低頻，因此本次計算的最高頻率設定為1 000 Hz，對應的時間步長為0.000 5 s。因此總步數為2 000步，每時間步20次迭代。

圖3風道網格模型

Fig.3 The model of duct mesh

3.2.3仿真結果分析

圖4為非定常計算得到的管道內部一系列截面上的靜壓圖，從圖中可以看出，在空調風道的局部區(qū)域，壓力變化非常劇烈，存在明顯的高壓和低壓區(qū)，高、低壓區(qū)對整個風道的速度、壓力及風量造成很大的影響，導致很大能量損失，噪聲也增加了。

圖4 管道內部截面靜壓圖

Fig.4 State pressure along the cross-sections

圖5為風道內的流線圖，在風道的轉向部位存在明顯的渦流區(qū)。這是由于該部位氣流速度較大，在其后部發(fā)生氣體分離引起的，并產生負壓區(qū)，而且中間風道的轉向部位正對著進口的高速氣流，進而對氣流產生阻滯形成局部高壓，也會使噪聲增加。

圖5 管道內部的流線圖

Fig.5 Streamlines along the cross-sections

圖6所示為表面靜壓的時間導數的均方根(dpdt RMS)分布圖，從圖中可清楚地看出氣動噪聲源強度的分布情況，圖中標出了3個輻射強度較高的區(qū)域。這與導入聲源數據到SYSNOISE中得到的聲源分布圖(圖7)基本一致。降低氣動噪聲的工作重點應在這3個區(qū)域進行。

圖6 管道表面dpdtRMS分布圖

Fig.6 Surface values of dpdtRMS

為了驗證流場結果計算的準確性，測試了4個出口的質量流量，結果見表1。

3.2 氣動噪聲傳播分析

3.2.1聲學分析模型的建立

在SYSNOISE中建立直接邊界元內外模型，為使計算結果準確，一般要求1個波長內有6個單元，本文分析的最高頻率為1 000 Hz，因此聲學分析的網格尺寸最大為56 mm。將CFD計算得到的包含聲源信息的數據作為聲源邊界條件加載到直接邊界元內部模型上，得到如圖7所示的管道內表面偶極子噪聲源的分布情況。然后通過4個出風口把內外模型耦合起來分析內外聲場。

圖7管道內表面偶極子聲源分布云圖

Fig.7 Dipole strength distribution on acoustic mesh

在SYSNOISE中，當CFD計算的網格和聲學網格不同時，就需要利用幾何插值法將CFD計算得到的結果映射到聲學網格上去。根據幾何形狀是否相同分為兩種插值法，一種是當兩者幾何形狀相同，網格密度不同，用N個最接近的節(jié)點數據進行插值，這是最常用的方法;另一種是當兩者的集合形狀和網格密度均不相同時，從最接近的單元中選擇N個最接近的節(jié)點進行插值[12]。本文中用于聲學計算的網格的尺寸比CFD計算用到的網格尺寸大(如圖8所示)，所以在導入聲源數據時采用了第一種插值法，用6個最接近的節(jié)點數據進行插值，插值方程見方程(9)，插值示意圖如圖9所示。

圖8LES分析網格(左)與聲學網格(右)對比

Fig.8 Detail of LES mesh (left) and acoustic mesh (right)

(9)

圖9插值示意圖

Fig.9 The interpolation sketch map

3.2.2 噪聲計算結果分析

選取了垂直于行使方向并位于駕駛員耳旁的平面作為場點進行分析。圖10給出了不同頻率下場點網格上的聲壓級云圖。從這些云圖中可以直觀地看出管道外聲場的分布情況。 噪聲的最大值均出現(xiàn)在正對著4個開口道的位置，只不過不同的頻率下，最大值出現(xiàn)的位置有所差別而已。因此，在安裝和布置空調管道時，盡量不要把出風口正對著人。

(a) 60Hz (b) 170Hz

(c) 260Hz (d) 330Hz

圖10 不同頻率下的場點網格上的聲壓級

Fig.10 Sound pressure level distributions on field point

圖11給出了駕駛員左耳旁的聲壓頻譜圖，從圖中可以看出聲壓最大值發(fā)生在370 Hz附近。在整個頻帶中出現(xiàn)了多個峰值，從而說明氣動噪聲是寬頻帶噪聲。雖然噪聲的幅值不是很大，但是長期處于這樣的環(huán)境中，容易使駕駛員疲勞，嚴重影響駕乘的舒適性。

圖11駕駛員左耳旁聲壓頻譜圖

Fig.11 The sound pressure level (SPL) around driver’s left ear

4風道噪聲的控制

4.1風道改型

由前文分析可知，中部管道對空調管道氣動噪聲影響較大。綜合考慮管道的布置以及管內流場，對中部管道進行改型，獲得了如圖12和圖13所示的兩個方案。并依前文提到的分析流程對兩個方案進行了仿真分析。圖14所示為管道內的流場分布，由圖可以看出改型后的管道內的流場得到了很好的改善，從聲場分析的結果來看，兩種方案都能有效降低風道的氣動噪聲，且方案二要優(yōu)于方案一。

圖12 方案一 圖13 方案二

Fig.12 Scheme oneFig.13 Scheme two

(a)原型 (b)方案一(c)方案二

圖14 管道內部流場

Fig.14 Flow field in the interior of ducts

4.2試驗測試

委托供應商生產了如圖12和圖13所示的兩套注塑件，并把管道安裝在實車上進行實車試驗，測試工況為外循環(huán)，發(fā)動機啟動，空調檔位分別為4檔、3檔。實驗測試數據見表2。

4.3結果分析

試驗的目的是測試改進方案是否能有效降低整車車內噪聲，提高乘坐舒適性。測試的是整車怠速下的噪聲值，所以測試噪聲中包括了空調系統(tǒng)噪聲以及發(fā)動機噪聲，其中空調系統(tǒng)的噪聲主要來源于兩個方面，即離心風機和空調管道產生的噪聲。測試所得的噪聲比仿真分析要大許多，這是因為仿真時僅僅對空調管道進行了計算分析。但這并不影響仿真計算這一重要手段在設計中的使用，測試結果表明，根據仿真分析獲得的兩個改進方案都能有效的降低車內噪聲，方案二效果更明顯一些。

5結論

1)通過對汽車管道內部流場的分析可以非常直觀地顯示輻射噪聲最強的區(qū)域，對這些區(qū)域進行優(yōu)化改進，可降低輻射噪聲。

2)對于管道內部的氣動噪聲輻射，直接的聲類比法無法得到外部聲場的分布情況，本文采用直接邊界元內外耦合對噪聲傳播進行求解，得到了管道外部聲場的分布情況。

3)本文分析的僅僅是管道內氣動噪聲從4個出口輻射的情況，沒有考慮氣流流經管道時引起管道振動而引起的二次輻射噪聲，因此對汽車空調風道的噪聲研究還有待深入。

4)空調暖風機中的離心風機也是空調系統(tǒng)氣動噪聲的主要來源，所以很有必要對離心風機的流場以及氣動噪聲優(yōu)化做深入的研究。

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