车用空调进风结构的优化与进风噪音的改善

马 驰

（上汽大众有限公司，上海 201805）

1 概述

1.1 鼓风机总成的定义

通常来说，一台完整的乘用车空调必然拥有一个鼓风机总成以达到吸入外界空气的作用。而鼓风机总成在业界内通常由以下几个零部件所组成：鼓风机马达（电机），鼓风机马达支架，鼓风机叶轮（多为离心式叶轮），鼓风机蜗壳等。（如图1所示）：

图1 鼓风机总成分解图

其中，电机马达是鼓风机的动力来源，也通常是空调噪音的主要来源之一，但本文主要讨论进风风噪，故在此不作详细介绍。而马达外壳支架则是固定马达，并通常会带有减振部件以降低马达振动所产生的噪音，同样本文也不进行讨论。而叶轮以及蜗壳则组成了所谓的进风结构，即为本文所展开讨论及优化的对象。

1.2 空调进风总成的定义

空调进风总成主要由：进风壳体、内/外循环风门、鼓风机壳体、鼓风机总成、过滤芯（选装）等组成，如图2所示。简言之，气流从进风口直到被甩出鼓风机叶轮全程流经进风总成的各主要零部件。

图2 空调进风总成

该总成通过外循环风或者内循环风的切换，在空调中起到切换进风来源的作用。特别是本文所研究的进风总成装配了过滤芯，故进风状况则更加复杂。

1.3 进风噪音的产生原理

鼓风机叶轮的高速旋转，使得叶轮中间产生真空区，从而外界空气被大气压挤压进叶轮，然后再通过蜗壳的渐开线结构压缩空气的体积，使其产生一定的速度进而“甩”出蜗壳。空气进入鼓风机总成的气流组织形式如下图3所示：

图3 鼓风机总成吸风简图

在空气压缩并加速的过程中，如果鼓风机转速保持一个恒定状态，则吸入的风量将为恒定，则此时由于风速的不同，空气在蜗壳的空腔内通常由于以下三种原因而产生各类噪音。

（1）由于空腔截面积过大而放大气流所产生的噪音；

（2）由于空腔内结构不合理而造成气流出现局部漩涡而生产的噪音；

（3）由于空腔截面积过小而使得风速过快，产生较大的风噪。

1.4 空调噪音实验及进风噪音的评价

对空调的噪音评价除了测试整体产生的声强等级（即由进风、出风以及鼓风机马达的电磁噪音所组成的综合声强，单位为dB(A)），同时也会对各种类型的阶次噪音（注：在旋转和往复式机械中，载荷的变动和运动部件的缺陷会引起振动，并相应的辐射噪声。）进行扫频分析，以确定整个空调总成中因结构缺陷所产生的噪音来源。而一般来说，各阶次噪音只要不大于 [总成噪音-10dB(A)]的范围，则该类型的噪音便不能被人耳所识别。

图4 扫频阶次噪音实验结果图（改善前）

例如图四所示实验结果显示，红色方框内超出临界噪音范围的阶次噪音，在中低转速区域可能会被人耳所辨识，对乘客舒适度产生影响。本文中所讨论的进风噪音主要针对43阶次噪音展开分析。

1.5 空调内阶次噪音的其他评价方式

除了上节中所介绍的扫频实验方法以外，通常还会通过“坎贝尔”图来标示阶次噪音，如图5所示：

图5 “坎贝尔”图（改善前）

所谓“坎贝尔”图，即是鼓风机转速与频率的一种对应关系图，而图中各区域内的亮度即代表振动强度。故高亮的区域内即为异常的振动强度。同时，图五方框中的亮线即表示为该阶次下（即同倍频下）有较为明显的振动，而这样的共振便会产生明显的、可辨识的噪音或者异响。

因此，通过“坎贝尔”图，可以较为明显的体现出阶次噪音，并通过对应的振动频率，可以较为快速地筛选并找到对应的共振零件，从而进行有针对性的改善。

2 问题的发现及设计改善

2.1 噪音实验

车用空调总成的噪音实验需在全消音室内进行，其工况如表1所示：

表1 噪音实验工况条件

根据上述实验工况得出上文所示图四，从曲线明显看出，43阶次噪音在中低转速的区域（红色方框区域）内有明显的尖峰（蓝色突起部分），并且很容易被人耳所感知，整车的舒适度也会因此而降低。而图五“坎贝尔”图的测试结果也可以看到，43阶次噪音在图中呈现为高亮连续的曲线，即表明在43阶次的倍频率段内有明显的空气振动，此类振动所导致的异响或声音将会比较明显。由于该检测到的43阶次噪音为进风噪音，其声强也会随着进风风量的增加而增大。因此，在车速较快的行车工况下，43阶次噪音会影响乘客的舒适度。

2.2 结构分析

通过对实验结果的分析可知，影响进风噪音的主要因素为进风结构，诸如进风口与出风口之间的角度、过滤芯与鼓风机叶轮间距等。由于受到整车环境的限制，进风口以及过滤芯位置通常是无法改变的。因此，在实际设计过程中往往通过调整叶轮与蜗壳之间的结构来优化进风状态。

图6 原空调进风结构截面图

分析空调的进风结构可知，如图六所示为了将导风环的环面朝叶轮方向做适当的深入，以便气流能够尽可能的沿着预设定方向进入叶轮的渐开线面，所以在鼓风机叶片顶端面设计了一个较大的斜角，进而满足鼓风机的性能要求。但是为了避免叶片与导风环的碰擦风险，从设计上必须在导风环与叶片间预设一个较大的间隙。然而在鼓风机中低速运转时，由于无法产生足够的负压，导致部分进风沿叶片端面与导风环的间隙散逸，从而造成中低转速时的阶次噪音（中低频率段）。

2.3 CFD模拟分析

进一步通过对进风结构的 CFD分析得出风速异常的区域，从而提出有效的结构优化方案。其中模拟参数设定同实验工况保持一致（见表1），以此确保模拟结果与实验之间的可比性。经过计算机模拟分析后，其结果如图7所示：

图7 进风壳体总成CFD模拟结果（改善前）

从上图中可以看出，靠近叶轮与壳体之间的部分显示为红色，意味着在该区域中风速很高。而过高的风速便容易产生过高的风噪，这就是43阶次噪音产生的一个重要原因。

2.4 结构的改善

通过结构分析可知，为了避免叶轮顶端与导风环之间的进风风速过高，必须增加该处的阻力，使进风气流能够沿着预定的流动轨道进入叶轮，同时适当增大进风截面积，以保证在相同进风风量的情况下得到较低的风速。优化后的进风结构（导风环和叶片）如图8所示：

图8 空调进风结构截面图（改善后）

优化后的新结构将叶轮顶部的斜角改为了直角内陷结构，并且在减小了导风环倒角的同时又增加了其长度，使叶片顶端与导风环间的通风截面积相应增大，且增加了此处的阻力。另一方面在叶轮外侧增加防散逸环，使该部分的阻力进一步增加，从而更有效的减少进风散逸性。

2.5 新结构验证

对改善后的进风结构在相同工况条件下再次进行 CFD分析，结果如图9所示。

图9 进风壳体总成CFD模拟结果（改善后）

从CFD结果分析可知，鼓风机叶片与蜗壳的间隙处风速已得到了明显降低，意味着优化方案有效。再对新结构的快速样件进行验证，实验数据如图10所示，可见在鼓风机中低速运转时，43阶次噪音得到了有效的抑制，并且在全程转速下，43阶次噪音均未超过临界值。

图10 扫频阶次噪音实验结果图（改善后）

再通过下图11的“坎贝尔”图扫频结果来看，原先高转速区域内，低频段中43阶次噪音的高亮曲线已经消失，这就说明该阶次下的声响已不被人耳所辨认了。

图12 “坎贝尔”扫频实验结果（改善后）

综合分析CFD结果及两项实验数据，表明该进风结构的优化方案有效可行。

3 结语

从新老进风结构的对比可以看出，减少进风噪音的主要途径是抑制叶轮顶端与蜗壳壳体上部的进风散逸，即增加该处的阻力，同时在有限的边界条件下尽可能地增加通风截面积，从而有效降低进风散逸噪音。

本文通过对原结构实验分析，CFD模拟，数模改进，制作快速成型样件，再实验验证新结构等循序渐进的优化方法，一步步地发现问题，分析问题，改善问题，再验证方案。

通过本文的研究和总结而知，在设计开发初期应注意进风结构设计中对进风逸散横截面大小的处理，从而在设计阶段尽可能的消除产生进风噪音的根源。同时在项目初期辅以CFD的流场分析方法，找出气流的高速区域和振动区域，从而有助于结构的声学优化设计。

[1] 潘旭峰.现代汽车电子技术,北京理工大学出版社,1998.8.

[2] 阎超编著.计算流体力学方法及应用,北京航空航天大学出版社,2006.6.

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[4] 刘占峰,宋力,赵丹平.汽车空调,北京大学出版社,2011.1.

[5] （美）Malthew Harrison,李惠彬,上官云飞译.汽车噪音与振动控制,机械工业出版社,2009.6.