汽車空調離心風機噪聲的檢測與優化

李 明 ，侯高林 ，束 磊 ，韋長華 ，馬純強

（1.吉林大學 汽車仿真與控制國家重點實驗室，長春 130025；2.吉林大學 汽車工程學院，長春 130025；3.江蘇超力電器有限公司，江蘇鎮江 212321）

0 引言

近年來，隨著聲學技術不斷發展，針對供暖通風與空氣調節（HVAC，heating ventilation and air conditioning）系統的噪聲要求逐步提高，降低其噪聲是行業內亟待解決的關鍵問題［1-2］。

HVAC系統運行時，離心風機可能高速運轉而成為系統主要噪聲來源。離心風機噪聲從成因上主要分為：氣動噪聲、機械噪聲、電磁噪聲［3-11］。離心風機低速運轉時，風量較小，噪聲主要來源是葉輪振動引起的機械噪聲；離心風機高速運轉時，風量較大，噪聲主要來源是空氣間摩擦、空氣與離心風機摩擦產生的氣動噪聲。

針對氣動噪聲的研究，可追溯到Lighthill首次提出的針對黏性不可壓縮流體的聲學方程，其假設流體產生的聲波不會影響流體的運動，進而計算出相關的聲壓值，然而此方程僅能計算自由空間流體域聲壓，且求解時需對完整流體域積分，方程復雜，計算耗時長。針對空間域存在靜止固體的聲學計算，CURLE利用Kirchhoff積分求解Lighthill方程，使其演進成適用于固體邊界域的聲學方程，對管路和小型固體中湍流、渦流引起的氣動噪聲研究有重大意義。Ffowcs Williams和Hawkings采用廣義函數法對氣動聲學方程進一步優化，演進出可求解運動固體邊界域聲壓的氣動聲學方程，即FW-H方程，對葉輪等運動物體引起的氣動噪聲具有重要指導意義，可用于求解葉扇旋轉區域和機殼內壁附近區域的噪聲場，便于觀察風機內部噪聲分布。風機的氣動噪聲為目前風機噪聲研究的主要對象，也是造成風機噪聲的主要原因。

機械噪聲是因為結構體振動時引起周圍介質產生脈動，向外輻射聲能，形成機械噪聲，而求解輻射噪聲的方法，主要有3種：聲學有限元法（FEM）、邊界元法（BEM）、統計能量分析法（Statistical energy analysis，SEA）［12］。在利用聲學有限元求解輻射噪聲時，多利用Helmholtz方程的權重積分表達式，進一步推導出質量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣，進而求解出相應的聲學模態，并將結構體的振動和聲場分布耦合在同一環境中，最終求出相應的環境聲壓值［13］。針對風機的機械噪聲，現在多利用聲學有限元法，研究風機蝸殼表面的輻射噪聲。

近年來，JEON等利用數值仿真和實驗的結合，探究分析風扇葉片數量、葉片尺寸等結構參數對離心風機噪聲的影響，研究表明，葉片數量對離心風機噪聲的影響，遠小于葉片尺寸和離心風機轉速的影響［14］。GERARD等采用實驗的方法對離心風機進行設計，發現對離心風機增加繞組可減小基頻處的旋轉噪聲［15］。LEE等采用直接模擬方法建立了一套完整的HVAC氣動噪聲仿真分析和試驗驗證流程［16］。以上3篇文獻的研究對本研究的風機建模與模型簡化提供思路，在關鍵位置保留葉片旋轉區域和蝸舌等精準結構。STURM等通過檢測壓力，對離心風機入口處的氣動旋渦進行檢測，分析入口處的流動對離心風機氣動噪聲的影響［17］。李啟良等對HVAC系統的氣動噪聲進行研究，利用可穿透面法研究了偶極子與四極子噪聲，結果表明，在與試驗結果的比較后，可穿透面法較FW-H法有更好的一致性，測點總聲壓級較試驗相差約2 dB［18］。以上2篇文獻的研究為本文對于氣動噪聲的仿真結果分析提供思路。

目前，人們更多對離心風機的氣動噪聲進行單方面研究，少有對機械噪聲和氣動噪聲的綜合角度探究，本文針對某型號汽車的空調離心風機進行分析研究，從氣動、機械噪聲兩方面利用軟件仿真分析的方法探究噪聲根源，分析出異響的主要根源為氣動噪聲，并對離心風機法蘭的電機架結構添加凹槽，通過試驗驗證，成功消除異響。

1 離心風機建模

本文主要針對某車型HVAC系統離心風機進行研究，具體的三維模型如圖1所示，模型參數見表1。該離心風機運轉時，主要依靠葉輪旋轉吸進新風，并將新風送入蝸殼內，在試驗中，離心風機系統運行產生異響［19］。

表1 離心風機具體參數Tab.1 Fan specific parameters

圖1 離心風機系統三維模型Fig.1 3D model of fan system

在后續機械噪聲仿真中，對模型簡化側重研究蝸殼的振動情況。在氣動噪聲仿真中，對模型內流道提取，作為靜止域，對葉輪周圍流道提取，作為旋轉域，同時，為保證入口流場均勻且減小回流，加長入口流道。

2 噪聲試驗及結果分析

根據GB/T 21361—2017《汽車用空調器》相關規定，離心風機噪聲試驗在消聲室內進行，按照離心風機在HVAC系統中安裝的實際位置，將離心風機用8根彈性軟繩懸掛好，并在出口添加海綿濾芯，模仿流動氣阻。設置2個檢測麥克風，分別擺放在距鼓離心風機出風口前1 m上方0.6 m處和距離心風機正下端面0.2 m處。

本文主要目的為驗證機械噪聲和氣動噪聲對離心風機噪聲的影響，因此分別測試高轉速下（3 400 r/min）和低轉速（1 500 r/min）下的噪聲，因為高轉速時機械噪聲相對較小，離心風機噪聲多來源于氣動噪聲，低轉速時氣動噪聲相對較小，離心風機噪聲多來源于機械噪聲［20］。

圖3示出了離心風機在1 500 r/min時，底部和出風口的FFT頻譜，可看出噪聲值在相鄰4 Hz以內差值不超過7 dB，且曲線平滑，在基頻和倍頻處無明顯的尖峰值，客觀噪聲品質較好，可推測離心風機異響與機械噪聲關系不大。

圖3 1 500 r/min轉速試驗FFT頻譜Fig.3 FFT spectrum of 1 500 r/min speed test

圖4示出了試驗最高轉速3 400 r/min下，離心風機出風口、底部處噪聲的FFT頻譜。

圖4 3 400 r/min轉速試驗FFT頻譜Fig.4 FFT spectrum of 3 400 r/min speed test

對比1 500 r/min轉速頻譜圖可知，隨著轉速提高，監測處噪聲均增大，且底部噪聲均高于出風口噪聲。其中，通過觀察出風口FFT頻譜圖，可發現在225 Hz處存在噪聲值為46.23 dB的明顯尖峰，根據計算離心風機基頻=（n/60）×4=（3 400/60）×4=226.7 Hz，發現基頻在尖峰頻率附近，大可能是離心風機異響的根源，進而推斷異響與氣動噪聲關系較大。

3 機械振動噪聲仿真分析

針對風機在3 400 r/min轉速時的異響狀況，先從機械噪聲的角度分析機械噪聲是否為造成風機異響的主要原因。扇葉的偏心質量造成的動不平衡是風機振動的常見因素。在扇葉的制造時，由于材料不均和模具的不完全對稱性的影響，扇葉的質量分布無法保證完全對稱，其中，衡量葉輪偏心程度的是等效偏心質量。扇葉轉動不平衡引起的振動，通過轉軸傳遞給軸承，進而傳遞給蝸殼，使蝸殼振動產生噪聲。

在CAE仿真軟件中，將轉軸對軸承的激勵簡化成4個作用點［21］，并在作用點上添加激勵載荷，作用點如圖5所示。其中，激勵的頻率是根據轉速3 400 r/min所換算出的57 Hz，而激勵的大小是根據動平衡理論，依據測量的47 mg的不平衡量，計算出相應的激勵，具體數值見表2。

圖5 載荷在結構網格上的作用點Fig.5 The point at which a load is applied to a structural grid

表2 3 400 r/min時作用點載荷的大小與方向Tab.2 The magnitude and direction of 3 400 r/min point load

加載激勵后，可求解出蝸殼的振動響應，并將振動響應轉移到聲學有限元網格上，使用AML法進行聲學分析，便可求解出蝸殼的振動噪聲。CAE軟件求解振動噪聲時，常使用的有限元法為聲學有限邊界元法（AML）和聲學無限邊界元法（PML），AML法無需在聲學網格外添加固定厚度的聲音吸收層，軟件可自動調節聲音吸收層厚度，節省運算時間。

針對蝸殼結構，其因振動而產生輻射噪聲的控制方程［22］，如下所示：

式中 c（r）——幾何相關系數；

r ——接收點的位置矢量，m；

r0——邊界表面上的位置矢量，m；

p（r0）——邊界表面上的聲壓，Pa；

iωρ0un（r）——表面法向速度，m/s。

其余符號說明見文獻［14］。若r∈Ω，則c（r）=0.5；若 r∈V-Ω，r? V，則 c（r）=0；G（r，r0）為格林函數，如式（2）所示：

通過CAE軟件仿真所得的3 400 r/min時離心風機蝸殼的機械噪聲，如圖6所示。由機械噪聲分布云圖可知，風機底部噪聲高于風機出口噪聲，與前述試驗值相一致，且最高噪聲值僅為25.3 dB，存在于蝸殼側壁和底部法蘭處，最大噪聲值相對試驗值較小，初步推測風機的機械噪聲不是噪聲風機異響的主要原因。

圖6 3 400 r/min離心風機機械噪聲云圖Fig.6 Mechanical noise nephogram of centrifugal fan at 3 400 r/min

為進一步驗證機械噪聲是否是風機異響的根源，根據試驗麥克風的布置位置，在機械噪聲仿真聲場中選取風機底部和出口的檢測點，通過對3 400 r/min下所對應的57 Hz的激勵所得的仿真的噪聲進行檢測，其相應的噪聲頻譜如圖7所示。

圖7 3 400 r/min離心風機底部與出風口處聲壓級-頻率示意Fig.7 Schematic diagram of sound pressure level-frequency at the bottom of 3 400 r/min centrifugal fan and air outlet

由圖可知，風機底部噪聲整體高于出口處噪聲，且兩部位的噪聲值曲線變化趨勢相同，508 Hz之前噪聲隨著頻率增大而增大，508 Hz以后，噪聲隨著頻率的增大而減小。底部噪聲最高為26 dB，出口處噪聲最高為21 dB，仿真所得的兩處噪聲值整體較低且變化平緩，無尖峰，且在225 Hz附近無明顯波動。通過上述分析，可知機械振動大概率不是造成異響的原因。

4 氣動噪聲仿真分析

4.1 氣動噪聲理論分析

對于氣動噪聲相關的理論公式，經由CURLE、FFOWCS WILLIAMS和 HAWKINGS對Lighthill方程的優化，得到更適用于解決固體邊界發聲的氣動聲學微分方程（FW-H方程），利用FW-H方程可以對等效聲源的聲場進行預測，其中包括對單極源、偶極源和四極源噪聲的預測［23-24］，FW-H 方程如下所示：

式中 c0——原介質聲速，m/s；

p'——聲壓，Pa；

ρ ——空氣密度，kg/m3；

vn——垂直于表面的表面速度分量，m/s；

δ（f）——Dirac三角函數；

ni——法向變量；

p ——空氣壓力，Pa；

Tij——Lighthill應力張量；

H（f）——Heaviside函數。

公式右邊第一項是表面加速度導致的聲源項，第二項是表面脈動壓力聲源項，第三項是Lighthill聲源項。

汽車HVAC系統離心風機中由空氣動力性引起的氣動噪聲，主要分2兩種：渦流噪聲和旋轉噪聲［25］。

旋轉噪聲也稱為離散噪聲，產生原因為空氣流經旋轉扇葉時，扇葉周期性撞擊旋轉域空氣［26］。渦旋噪聲也稱渦流噪聲，主要由葉片徑向間隙處流體流動振動、動區域與靜區域相互干涉和邊界流的分離造成［27］。

4.2 仿真設置

對于離心風機的仿真分析，需要對風機結構進行簡化，去掉加強筋與連接結構，抽取風機內部流體區域，設置為靜止區域。離心風機的葉片為旋轉機械，其葉片結構對流域影響較大，建模過程中需精準保留葉片形狀，模型如圖8所示。

圖8 風機仿真流域模型Fig.8 Flow domain model for fan simulation

由于離心風機入口和葉輪區域較近，若入口和葉輪邊界設置不夠精確，會使核心區域的流場分布不均，影響計算結果，因此需將風機模型的底部入口加長，降低逆壓梯度，防止仿真過程出現回流，以保證仿真過程的收斂，入口的設置如圖9所示。

圖9 風機仿真流域模型（加長入口）Fig.9 Flow domain model for fan simulation（lengthened inlet）

4.3 仿真流場準確性驗證

為驗證離心風機的仿真與實際情況相一致，便于提高后續氣動噪聲的分析和優化的準確性，需在仿真噪聲前將仿真風量與試驗風量進行對比檢驗，利用CFD軟件對風機流域進行分析，風量對比結果如表3所示，通過對比可發現，試驗風量與仿真風量的誤差最高為2.54%，表示軟件仿真結果符合風機的實際運行情況，可用于后續的氣動噪聲仿真分析。

表3 流場仿真結果與試驗結果對比Tab.3 Comparison of the simulation results with the experimental results

4.4 氣動噪聲有限元分析

利用CFD軟件對離心風機流域進行仿真分析，可得到離心風機流域的偶極子和四極子噪聲云圖。

四極子噪聲主要反映渦流產生的噪聲。根據圖10所示的離心風機四極子噪聲圖，可看到流動區域噪聲大部分為0 dB，噪聲主要存在于蝸殼內壁面和扇葉附近，扇葉區域噪聲變化劇烈，最高值達到82.076 dB，因此扇葉旋轉區域造成的渦流是導致氣動噪聲的主要原因。

圖10 離心風機四極子噪聲Fig.10 Fan quadrupole noise diagram

偶極子噪聲主要反映邊界處因壓力而產生的噪聲。根據圖11所示的偶極子噪聲云圖，可看到出、入口處，偶極子噪聲較低，集中在53.68 dB，在扇葉流域處，噪聲較高，集中在68.24 dB，再根據扇葉的偶極子噪聲云圖，可看出扇葉結構的噪聲較高，驗證前文推斷，離心風機異響的主要原因，是由扇葉在高速旋轉時，為氣流提供較高的動能，由于空氣存在黏性，使得空氣間產生劇烈摩擦與湍流渦旋擾動，引起較高的氣動噪聲。

圖11 風機偶極子噪聲云圖Fig.11 Fan dipole noise nephogram

4.5 遠場噪聲分析

在基于CFD軟件的氣動噪聲模擬下，對3 400 r/min工況下離心風機進行遠場噪聲分析，分別對應前期試驗，在距離心風機出風口前1 m，上方0.6 m處選擇遠場噪聲監測點，為研究并檢測聲的傳播特性，使用瞬態計算的方法，通過模擬運算，得到監測點處的聲壓頻譜，如圖12所示。

圖12 遠場噪聲頻譜特性Fig.12 Spectral characteristics of far-field noise

通過圖12可知，遠場噪聲監測點處的頻譜曲線，在 230，1 500，2 500，3 000 Hz頻率附近，存在明顯峰值，其中230 Hz處存在尖峰值與前期試驗檢測的225 Hz處存在異響相吻合。其余尖峰值同樣是由于風扇旋轉的導致，但遠場噪聲頻譜是針對氣動噪聲所測得的，而風機的試驗測量噪聲是蝸殼的機械振動噪聲、氣動噪聲和電磁噪聲等多種噪聲共同作用的結果。隨著頻率的增大，其他類型的噪聲對試驗測量值會產生的影響，導致其余的氣動噪聲遠場檢測的尖峰值在試驗測量中未得到體現。同時，此研究主要針對225 Hz的試驗尖峰值的原因進行探討，而根據分析，氣動噪聲是造成異響的主要原因。

5 降噪與檢驗

5.1 結構優化

根據前文分析，造成離心風機異響的根源為葉輪高速旋轉區域造成的氣動噪聲。針對高速旋轉區域引起的噪聲，需要對其進行降噪處理，其中，降噪措施可分3種形式：主動降噪、被動降噪和隔音，主動降噪從根源入手，解決噪聲的產生，是降噪的最佳方式［20］。

為控制高速旋轉區域的氣流，減小渦流和流體分離現象的發生，在離心風機法蘭的電機架添加流量控制元件，流量控制元件通過在電機架表面添加圓形凹槽實現，如圖13所示。凹槽的深度為0.5～2.0 mm，凹槽的直徑為5 mm，其中相鄰的凹槽間的圓心間距在7～20 mm之間。

圖13 降噪結構改進前后對比Fig.13 Comparison of noise reduction structure before and after improvement

在法蘭表面添加凹槽，以抬高或降低氣流走向，使電機架表面和扇葉間形成細長的圓錐形氣隙，延緩空氣收縮或膨脹的時間，減小渦流和流體分離的發生，穩定葉輪旋轉域的氣流，增大旋轉域靜壓，降低氣動噪聲。

5.2 降噪試驗驗證

將優化的法蘭加裝到原離心風機中，在實驗室中進行噪聲測試，采用朗德聲學測試系統采集鼓離心風機的聲壓信號，發現噪聲得到極大改善，其中，3 400 r/min時測試結果如圖14所示。從測試結果可看出，在出風口225 Hz處，尖峰消失，過渡平緩，離心風機的聲品質得到改善，有效降低了離心風機的綜合噪聲，提高了乘坐舒適性。

圖14 改進后3 400 r/min轉速試驗FFT頻譜Fig.14 FFT spectrum of the improved 3 400 r/min speed test

6 結語

本文采用CFD、CAE軟件與試驗相結合的方法，有針對地對高轉速時的氣動噪聲和低轉速時的機械噪聲進行仿真研究，發現機械噪聲曲線變化相對平緩，且在225 Hz處無尖峰，而葉輪區域的氣動噪聲，整體流域的噪聲較大，監測點在225 Hz處的噪聲存在尖峰，因此推測氣動噪聲是造成此離心風機在225 Hz異響的主要原因。

雖然經分析，本離心風機的機械振動噪聲不是造成異響的根源，但在實際生產中，不能單考慮高轉速下的氣動噪聲，要綜合分析低轉速下的機械振動噪聲，對離心風機異響的根源進行全方位檢測。

氣動噪聲仍然是離心風機運轉時的主要噪聲源，而對氣動噪聲有效的降噪方法，可通過改變旋轉區域的實體結構，以影響氣流的膨脹和收縮。本離心風機利用在法蘭電機架表面添加凹槽的優化方法，改善空氣流動，減小渦流和流體分離，穩定氣流，實現降噪的目的。