平地机驾驶室内空调啸叫声的声源定位与分析

刘永红，邓习树，李 婷

（三一集团有限公司，湖南 长沙 410100）

空调作为工程机械产品不可或缺的组成部分之一，其噪声越来越受到各大空调企业及工程机械行业的重视.过高的空调噪声将导致工程机械舒适性大打折扣，影响产品的市场竞争力，可见，如何降低空调噪声已刻不容缓.

据驾驶员反映，某平地机驾驶室内部的空调运行时，其噪声中夹带有强烈的啸叫噪声，而且该啸叫声随着空调工作挡位的不同，其声音大小和刺耳程度也有所不同.为此，本文采用传统的近场测试法，用B ＆ K声学测试仪，并结合FLUENT和ACTRAN等流体声学软件对空调异常啸叫声的声源进行了定位，同时对其产生的机理和频率特征进行了研究，并提出了消除空调管路啸叫声的有效措施.

1 空调异常啸叫声的声源定位

1.1 噪声源识别与定位方法

所谓噪声源识别［1－2］定位，是指对同时存在的多个噪声源进行分析，确定它们的声学特性并根据它们对总的噪声所起的作用加以分等.噪声源的鉴别是噪声控制的关键［3］.本文采用的近场分析法，主要是对于某些噪声峰值难以主观判别的情况，可以将传声器接近机器不同部位，看哪个部位峰值最大，针对发声部位，结合结构分析来确定噪声源.

1.2 啸叫声的声源定位试验

本次试验的平地机样机，其驾驶室内部空调共有10个出风口，且左右呈对称分布，具体位置见图1.首先，通过耳听方式大致判断出，啸叫声在驾驶室左右两侧立柱上的出风口处最明显.此外，拆除图1中白色圈标记的空调与出风管道的连接处，空调啸叫声基本消失.由此判断啸叫声与空调压缩机工作无关，初步推断啸叫是由空调管路引起.

图1 驾驶室内部空调管路分布简图Fig.1 Distributing chart of HVAC （Heating Ventilation and Air Conditioning）pipeline in cabin

考虑到出风管道的对称分布，采用B ＆ K声级计对驾驶室右边5个出风口进行不同工况下的噪声测试，结果如图1所示.从图中可看出，＃3出风口相比其他出风口噪声更大，因此推测驾驶室左右两侧立柱上的出风管道是空调啸叫声产生的源头.

图2 不同工况下各出风口的噪声声压级Fig.2 Noise pressure of outlets in several conditions

进一步对＃3出风口不同工况下的1／3倍频程进行对比，如图3所示.

图3 不同工况下＃3出风口噪声的1／3倍频程Fig.3 1／3octave of＃3outlet in several conditions

从图中可看出，空调制热高挡时，发动机不启动和发动机全速工况下驾驶室车门处出风口的1／3倍频程分布规律基本一致，能量主要集中在200～4 000Hz的频率段，中心频率2 000Hz处的幅值明显突出，而空调不开、发动机全速时的噪声能量主要集中在125～500Hz之间，且幅值远低于高频的空调气动噪声幅值.由此说明，空调管路中的气动噪声是啸叫声的主要贡献源.

2 空调啸叫声产生的机理探讨

为探寻空调管道内啸叫声的产生机理，并提出有效的消除措施，特采用FLUENT和ACTRAN软件对＃3号出风口所在的管道进行流场与声场仿真.管道结构简图如图4所示，其中a是整体外观图，b和c是a拆分后得到的内部结构图.

图4 ＃3出风管道结构简图Fig.4 Structure chart of＃3outflow pipeline

2.1 空调管道流场仿真分析

建立＃3出风口所在空调管道的有限元模型，其中网格尺寸3mm，主要采用四面体网格进行划分.有限元模型建好后导入FLUENT软件进行流体域的计算，进气口设置为速度入口，给定初始速度10m·s－1，出气口设置为压力出口，求解器设置为非稳态、二阶，流体计算选择大涡模型，迭代步长为0.000 1s.

经过迭代计算得到图5和图6所示的空调管道流场速度和总压分布.

图5 ＃3出风管道流场速度分布Fig.5 Flow velocity of＃3outflow pipeline

图6 ＃3出风管道流场总压分布Fig.6 Total pressure of＃3outflow pipeline

从图5可看出，气流从管道进气口进来通过狭窄的凹槽（宽5mm）时，速度从10m·s－1迅速增长到40m·s－1左右.高速流动的气流不断冲撞管道凹槽的壁面，容易引起管壁的振动，形成“发声器”.

从图6的流场总压分布图上可进一步发现，凹槽部位压阻较大，压力分布不均，凹槽段的紊流现象［4－5］严重（尾部出现涡流），形成很强的压力振荡，这种压力振荡能发出很强的单频音.某些情况下，压力振荡可能与管道的某阶声驻波共振的固有频率相吻合，导致声驻波的耦合共振，从而引发强烈的声辐射［6］，此为啸叫声的产生机理.

对此，本文考虑在不影响空调出风量和管道空间布置的前提下建议将凹槽宽度从5mm增大为13 mm，以减小压力振荡，从而抑制啸叫声的产生.为验证该措施的有效性，对改进后的管道进行流场仿真，边界条件与求解器设置均与原管道仿真相同，得到流场速度和总压分布分别如图7和图8所示.

图7 改进后的管道流场速度分布Fig.7 Flow velocity of improved outflow pipeline

图8 改进后的管道流场总压分布Fig.8 Total pressure of improved outflow pipeline

从图7中可看出，气流在通过进气口和凹槽时，速度从10m·s－1增长20m·s－1，速度变化梯度较小，对凹槽处的壁面冲撞相比原管道结构大大降低了.从图8中的总压分布图中也可看出，由于凹槽部位压阻的减小，改进后的管道入口处的压力值（450Pa）明显低于原管道的入口压力（660Pa），使得气流对凹槽壁面的冲击减小.此外，凹槽处压力分布较均匀，凹槽尾部也未形成涡流状区域.由此，推断原管道凹槽宽度过小是驾驶室左右两侧出风管道啸叫声产生的主要原因.

2.2 空调管道声场仿真分析

为证实上述推断，在流体模型基础上建立改进前后管道的声学模型（图9）.模型包含3部分：3D的声源部分、声传播体、声传播体表面2D的声辐射面.为便于观测噪声频谱曲线，在距离声传播中心点正前方0.5m处设置了一噪声观测场点.指定声源部分和声传播体为有限元组件，声辐射面为无限元组件.选择MUMPS求解器计算.

通过计算得到原管道和改进后管道噪声观测场点的窄带频谱，如图10所示.从图中可发现，在2 000Hz和4 000Hz左右，改进后管道噪声峰值显著低于原管道的峰值，在2 000～4 000Hz之间的高频带噪声峰值也有一定程度的降低.

图9 ＃3出风管道声场模型Fig.9 Acoustic model of＃3outflow pipeline

为验证仿真结果的正确性，将改进后的空调管道试装至平地机驾驶室内，通过驾驶员与测试人员耳听，啸叫声已基本消失.进一步测试得到“发动机不启动，空调制热高挡”工况下，改进后的＃3管道出风口噪声倍频程，并与改进前的倍频程进行对比，如图11所示.从图中明显看出，测试结果与仿真结果基本一致，在中高频段上改进后的＃3出风口噪声能量显著下降.

图10 原管道和改进后的管道噪声观测点频谱对比Fig.10 Simulating noise spectrum of original and improved pipeline

图11 原管道和改进后的管道出风口噪声测试数据对比Fig.11 Noise testing data of original and improved pipeline

3 结论

通过空调啸叫声的声源定位试验以及空调管道的流场与声场模拟，得出以下结论：

（1）驾驶室两侧空调管道的凹槽过窄是空调异常啸叫声产生的根源；

（2）啸叫声属于高频噪声，特征频率在2 000 Hz和4 000Hz左右；

（3）在保证空调管道出口风量的前提下，加宽两侧管道凹槽宽度能有效预防空调啸叫声的产生；

（4）考虑在不影响空调出风量和管道空间布置的前提下建议将槽驾驶室两侧管道的凹槽宽度由5mm加宽至13mm.

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