汽车后空调顶棚风管气动噪声数值仿真分析及优化

2023-02-01王伟江龙书成付玉乐

振动与冲击 2023年1期

黄毅，王伟江，秦望,龙书成，付玉乐

(广州汽车集团股份有限公司汽车工程研究院，广州 511434)

大型SUV车辆为保障乘员舱中后排温度环境的舒适性，往往布置有单独的后空调通风制冷系统[1]，受整车外造型和内饰造型的空间限制，后空调系统中的顶棚通风管呈现出截面积小，沿程弯曲多，风管内部及出风口结构复杂的特点，风管内部局部流速较高，风管内流场表现出湍流特征，进而在车内感受到因风管内部紊流压力脉动产生的气动噪声[2]，从而影响车内乘客和驾驶员的舒适性，甚至是安全性。因此，对后空调顶棚风管引起的车内气动噪声水平进行前期分析评估和控制至关重要。

国内外学者对于空调风管引起的气动噪声数值计算问题研究主要围绕不同数值方法和湍流模型的计算精度差异比较方面展开。Ayhan等[3]采用CFD和CAA耦合方法对空调风管进行气动噪声仿真计算，并对不同湍流模型精度，结果表明采用LES大涡模拟的精度较分离涡DES和RNG k-epsilon模拟具有更小的误差。Yves等[4]采用混合耦合方法研究了不同壁面边界条件对带翻板的简易空调风管气动噪声数值计算精度差异，研究结果表明壁面函数法模型较低雷诺数模型更具优势。Franck等[5-6]采用基于格子玻尔兹曼(Lattice Boltzmann method,LBM)的数值模拟方法计算空调风管气动噪声，计算精度较高。Perot等[7-8]等利用LBM方法计算空调气动噪声，指出格栅和弯头管道处的湍流压力脉动是中高频气动噪声的主要来源。李启良等[9]通过在前空调风管出风口增加可穿透面的方法，同时考虑偶极子和四极子噪声，提高了风管气动噪声数值计算精度。卿宏军等[10]通过L型简易风管研究比较声类比、直接模拟和耦合仿真方法对气动噪声的计算精度，结果表明声类比方法求解精度最优。

上述学者侧重于不同气动噪声数值计算方法精度和噪声源位置的研究，本文针对某大型SUV后空调顶棚风管车内气动噪声问题，先通过客观测试和主观评价确认后其空调顶棚风管高档运行工作时的主要问题为200～450 Hz低频气动噪声，然后采用LES大涡模拟和FW-H声类比相结合的数值仿真计算整车顶棚风管车内气动噪声，最后通过顶棚风管CFD流场分析揭示了该低频噪声的产生机理，并仿真优化了该低频噪声，为整车空调噪声NVH开发提供了有效途径。

1 风管噪声测试及问题评价

1.1 动力学模型

某大型SUV车型后空调顶棚风管和乘员舱简化处理后的几何模型如图1所示，其中风管和乘员舱通过四个带有格栅的出风口相通，乘员舱后轮罩布置有泄压阀出口，后空调通过单独的后鼓风机转速档位调节为顶棚风管入口提供不同的风量，以保障中后排乘客的温度和空气环境舒适性。

图1 后空调顶棚风管及乘员舱几何模型Fig.1 Rear air conditioning ceiling duct and compartment geometry model

采用Bruel&Kjaer人工头和数采系统在半消声室进行整车后空调顶棚风管噪声测试，消声室背景噪声为18 dB(A)，人工头置于车内中排左侧位置如图2所示，测试时同时采集左耳(MLL)和右耳(MLR)内的麦克风声压数据。

测试工况为整车上电后空调系统单独1到7档工作，测试时采样频率fs设置为12.8 kHz，采样时间为10 s，测试过程中车内无人且保持车门关闭。

1.2 测试结果分析及问题评价

对采集的MLL和MLR两处的时域声压数据进行A计权FFT频谱分析，频率分辨率设置为10 Hz，由于人感受到的是左右耳的综合作用，对MLL和MLR声压能量平均化处理后的A计权声压级频谱及主要成分构成如图3所示，由图可知在各工作档位下，总声压级逐渐增大，且频谱存在200～450 Hz频带峰值，该频带峰值能量占比随着档位的升高总体呈增大趋势，其中4档该频带能量占比相对较低，这是由该档位工作时噪声频谱在100～200 Hz和700～1 000 Hz幅值相对更大造成，与鼓风机和电机本体在该档位转速下工作噪声特性相关，最高7档工作时频带声能量占比到高达37%，且具有三个尖峰幅值特征，最大幅值达到51 dB(A)，是主要气动噪声贡献成分。

图2 B&K人工头声压数据采集试验布置Fig.2 Sound pressure data acquisition test layout

7档工况下车内主观明显感受到“轰轰”声，采用B&K Pulse后处理滤掉200～450 Hz噪声回放，“轰轰”声明显减弱，判断该频段是后空调高档工作时声学环境变差的主要问题频段，后文通过数值仿真方法分析该问题的产生机理和进行仿真优化。

2 顶棚风管气动噪声模型

2.1 CFD计算域模型

以封闭几何模型作为整个CFD计算域在star ccm+进行四面体网格划分，出风口Y向截面网格划分结果如图4所示，其中尺寸分布为：核心区乘员舱3～15 mm，顶棚风管1～3 mm，出风口和导流片处进行局部加密，为0.5～1 mm；壁面边界采用3层棱柱层网格，各层增长率为1.1，格栅处棱柱层厚度为0.5 mm，其余壁面边界棱柱层厚度为1 mm，网格总量约为3.5千万。

(a) Y向截面

2.2 LES大涡模拟控制方程

将Naiver-Stokes方程进行物理空间离散，得到不可压流体的LES大涡模拟控制方程[11-12]如下

(1)

(2)

(3)

2.3 气动噪声数值计算方法

CAA计算气动声学是基于 Lighthill的声类比理论，经过Curle、Ffowcs Williams 和 Hawkings扩展成为FW-H声类比方程[13-14]如下

(4)

式中:p′为流场声压；ni为流体沿物体表面的法向方向；vn为法向速度；c0为声速；Tij为Lighthill应力张量；δ(f)为Dirac delta函数；H(f)为Heaviside函数。

FW-H方程中右边的三项分别对应单极子、偶极子和四极子噪声源,其中风管壁面可以看成刚性，单极子噪声几乎为零[15]；汽车后空调高档运行风管内流体仍属于低马赫数，而四极子与偶极子噪声强度之比正比于马赫数的平方[16]，四极子噪声强度远小于偶极子，偶极子是主要噪声贡献。

3 计算结果分析及方案优化

3.1 风管气动噪声数值计算验证

稳态计算相关设置如表1所示，除进出口外都为无滑移壁面边界，采用Curle偶极子和Proudman四极子稳态噪声源模型计算噪声源分布位置和大小，入口流量边界为图1所示鼓风机出口对应后空调7档流量，图1所示的整车泄压阀为压力出口边界，近壁面采用壁面函数法结合低雷诺数模型的ALLy+Wall Treatment混合方式处理，即根据y+的大小自适应选择壁面模型[17]，经计算壁面区y+值范围为0.2～19.4，当y+值小于5时近壁面采用低雷诺数模型求解，而大于5时采用壁面函数法求解。

稳态宽频噪声源分布计算结果如图5所示，由图可知噪声源主要集中在顶棚风管上，其中偶极子最大噪声源为88.0 dB(A)，四极子最大噪声源为78.9 dB(A)，四极子噪声能量仅为偶极子的2%左右，因此，偶极子噪声源是风管气动噪声的主要噪声贡献。

(a) 偶极子噪声源

保持稳态计算边界条件，设置瞬态湍流模型和求解器参数如表2所示，以收敛后的稳态计算结果为初始条件再进行瞬态计算，以风管和格栅为FW-H声源积分面，以车内中排左乘客右耳处为FW-H声压监测点，输出瞬态计算稳定后0.1～0.3 s监测点时域声压数据，并进行A计权平均声压级后处理计算，声压级数值计算和试验测试对比结果如图6所示。

表2 瞬态计算模型及求解参数设置Tab.2 Unsteady model and solver settings

由图6可知，数值计算的频谱在200 Hz以下较试验结果低，主要是由于数值计算未考虑鼓风机的机械等噪声。20～1 000 Hz和200～450 Hz频带计算总声压级精度在95%以上，由于仿真计算未考虑实车测试时存在鼓风机和暖通箱的噪声，这从侧面说明高档运行时风管是主要气动噪声源部件。风管频谱能够有效捕捉到200～450 Hz的突出特征，并且分别有260 Hz、320 Hz和430 Hz三处的峰值频率成分和试验结果对应，三处峰值较试验值误差在10%以下，计算值偏大的原因主要是数值计算未考虑风管内部噪声的折反射和风口吸音棉对噪声的吸收。

(a) A计权噪声频谱

3.2 低频带噪声产生机理分析

气动噪声主要是由于压力脉动引起，对流场进行压力脉动FFT分析，200～450 Hz频带压力脉动分布结果如图7所示，由图7可知该频带的最大压力脉动主要集中在左侧P1和右侧P2点附近导流片处，以及左右侧最窄处P3和P4点附近。

图7 200～450 Hz压力脉动分布Fig.7 200-450 Hz pressure fluctuation distribution

P1～P4处附近在0.2 s时的湍动能如图8所示，由图可知该四处明显存在较大的湍动能集聚区，而湍动能大小与涡的存在和流体流动分离直接相关。

图8 湍动能分布Fig.8 Turbulent kinetic energy distribution

(a) P1附近Z截面

进一步提取该四处附近Z向截面的速度流线及压力分布结果如图9所示，由图9(a)可知，左侧的导流片P1处为了保证左侧两个出风口的流量分配要求，在导流片中间增加了一个流向左后侧出风口的间隙，导流片被该间隙分成两段，该间隙冲出较高流速的流体，由于惯性作用大于黏性作用，使得流体在导流片凹侧发生分离，表现出湍流状态，形成局部涡，并形成明显的负压区，这必然加剧该处的压力脉动，进而对外表现出强烈的气动噪声。同理，由图9(b)可知，右侧风管P2位置处的导流片为保证右侧出风口的流量分配在Y向急剧偏转，形成倒L形结构，使得流体通过后在导流片凹侧形成局部涡，产生大范围的负压区，也必然加剧该处的压力脉动。与此同时，P1和P2位置处的导流片明显使得通过后的流体偏向风管外侧(如图9(c)，9(d)所示)，使得下游P4和P3处的流体明显向外侧，流体出现分离并形成涡，加剧压力脉动，形成气动噪声源。

图10 P1～P4点压力频域Fig.10 Frequency domain pressure data of P1-P4

监测记录瞬态计算过程中P1～P4点的时域压力数据结果，并进行FFT分析结果如图10所示，由图可知在200～450 Hz之间存在相对较大的压力脉动，其中P2点呈现出260和320 Hz左右的峰值特征，其它三点呈现出宽频的特征，由上可知由于P1～P4附近涡的存在，使得该四处存在较大的压力脉动，最大可达到7 Pa左右，且压力脉动的频率在200～450 Hz相对较大，成为低频气动噪声的主要激励源。另一方面，气动噪声的大小也决定于风管声学模态的影响，因此通过有限元计算顶棚风管单位激励下的出口声压频响和声模态，结果分别如图11和图12所示。

由图11可知，在1 kHz以内存在多个频响峰值，在峰值处都有对应的声模态，尤其在200～450 Hz之间频响明显较大，若压力脉动激励频率及位置和对应声模态耦合时，必然造成声模态频率处的噪声峰值。

由图12可知，256和274 Hz声模态的反节点主要位于P3和P4处，328和451 Hz声模态在两侧导流片P1及P2处也有反节点分布，而反节点位置又存在和声模态耦合的压力脉动激励频率，这会在乘员舱辐射产生剧烈的气动噪声，并呈现处声模态频率附近的峰值特征，这与风管噪声仿真和测试结果中低频带中三个峰值频率成分结果一致。

图11 风管出口频响及声模态分布Fig.11 Frequency response of duct oulet and acoustic mode distribution

3.3 方案优化

顶棚风管受到整车内外造型和周围线束的布置限制，风管外廓造型很难做大的调整，并且风管声模态较为密集，通过风管造型调整声模态较为困难。

由于导流片引起的涡流压力脉动可以通过导流片结构的优化来有效降低，实现流量分配和噪声的性能平衡，因此对左右侧的导流片优化思路为：①左侧导流片去掉中间间隙以避免从间隙冲出的高速流体形成的分离涡，为弥补间隙流向左侧后出风口的流量，将导流片的上游缩短以增加左侧后出风口的流量，最终成一段式导流片如图13优化方案左侧所示；②右侧L型导流片在X方向的过渡梯度减小，即让导流片在Y向的弯折变缓，这样既可以降低导流片在凹侧的流体分离程度，同时尽量不改变原流量分配比例。对优化导流片后的风管出风口流量分配比例和原状态对比结果如图14所示，流量分配比例均匀程度稍有变差，比例范围为22.9%～27.1%，但在(25±2.5)%的工程允许容差范围内。

优化前后t=0.2 s时左右侧导流片附近的流线和静压分布对比如图15、16所示，由图15(a)和15(b)对比可知：左侧由于导流片之间间隙的取消，优化方案导流片凹侧的负压区明显减小，涡的剧烈程度也大大降低，同时流体流向的左下侧45°偏向程度也有一定的削弱，优化后左侧P1和P4点0.1～0.3 s内压力脉动时域和200～450 Hz频域幅值较原状态都有明显降低(如图17(a)和17(d)所示)；由图16(a)和16(b)对比可知：优化方案右侧风管导流片凹侧的负压区范围缩小，较原方案更分散，可以削弱集中涡的作用，有利于压力脉动的分散化降低，风管右侧P2和P3点处0.1～0.3 s的压力脉动的时域和200～450 Hz频域幅值也相应的随着降低(如图17(b)和17(c)所示)，降低了压力脉动激励源。