梁 晨，秦 傲，趙云龍，黃欽明，張 帥

(燕山大學(xué) 車輛與能源學(xué)院，河北 秦皇島 066004)

引言

隨著我國(guó)汽車產(chǎn)業(yè)技術(shù)日趨成熟和消費(fèi)者生活水平不斷提高，乘車舒適性已經(jīng)成為消費(fèi)者關(guān)注的焦點(diǎn)。目前，汽車發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系統(tǒng)噪聲控制已有所突破[1]；缺少發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲的掩蓋，電動(dòng)汽車乘員艙內(nèi)噪聲顯得尤為突出?；谏鲜銮闆r，減少汽車暖通空調(diào)(Heating Ventilating Air Conditioning，HVAC)乘員艙內(nèi)噪聲已經(jīng)成為制造廠商提供乘車舒適性的指標(biāo)之一。因此，對(duì)HVAC總成噪聲的產(chǎn)生機(jī)理、傳播路徑、降噪措施展開研究并制定規(guī)范的噪聲解析流程已經(jīng)成為制造廠商亟需解決的問題。

作為汽車空調(diào)系統(tǒng)的重要部件，HVAC總成工作時(shí)氣動(dòng)噪聲是汽車空調(diào)的主要噪聲源之一[2]。VASANTH B等[3]通過輸入風(fēng)機(jī)轉(zhuǎn)速，以及濾清器、蒸發(fā)器和散熱器的壓降數(shù)據(jù)等，使用GT-SUITE一維軟件對(duì)HVAC總成噪聲進(jìn)行模擬，并通過相關(guān)臺(tái)架試驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證。結(jié)果表明，此模擬方法比三維模擬速度更快，相關(guān)性更高，但無(wú)法分析HVAC總成內(nèi)部空氣的流動(dòng)情況。卿宏軍等[4]采用聲類比法、直接模擬法和聯(lián)合仿真法對(duì)奧迪、寶馬等車企聯(lián)合發(fā)布的簡(jiǎn)化模型進(jìn)行數(shù)值模擬，并與試驗(yàn)進(jìn)行對(duì)標(biāo)驗(yàn)證，結(jié)果表明聲類比法對(duì)氣動(dòng)噪聲研究可信度最高，但是并沒有對(duì)完整的空調(diào)模型進(jìn)行驗(yàn)證。張凡[5]將相關(guān)性分析測(cè)試和氣動(dòng)噪聲模擬分析相結(jié)合，得到主要噪聲源是鼓風(fēng)機(jī)葉輪旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的43階次氣動(dòng)噪聲的結(jié)論。

本研究針對(duì)某車型的暖通空調(diào)系統(tǒng)建立包含鼓風(fēng)機(jī)、空氣濾清器、蒸發(fā)器、調(diào)節(jié)風(fēng)門和空調(diào)箱的氣動(dòng)噪聲模型，引入一種關(guān)于濾清器和蒸發(fā)器的建模方法。對(duì)HVAC總成進(jìn)行流場(chǎng)和氣動(dòng)噪聲的仿真計(jì)算，結(jié)合臺(tái)架試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果，驗(yàn)證仿真模型和仿真方法的準(zhǔn)確性，并提出降噪措施。

1 HVAC總成噪聲產(chǎn)生機(jī)理

氣動(dòng)噪聲主要通過氣體在流動(dòng)過程中與剛性壁面或者與自身的相互作用引發(fā)壓力脈動(dòng)，并以波的形式通過周圍空氣向外傳播形成噪聲[6]?？照{(diào)在工作時(shí)，鼓風(fēng)機(jī)葉輪旋轉(zhuǎn)帶動(dòng)氣流由進(jìn)風(fēng)口流入，經(jīng)蝸殼區(qū)域壓出，流經(jīng)空調(diào)箱和調(diào)節(jié)風(fēng)門，由出風(fēng)口通往不同工作模式下的空調(diào)管道，最終流向乘員艙。高速旋轉(zhuǎn)的葉片打擊湍流狀態(tài)的空氣，氣流在葉片界面和葉頂間隙中分離時(shí)產(chǎn)生旋渦，旋渦分離引起的壓力波動(dòng)以聲波的形式向外傳播[7]；當(dāng)蝸舍壁面與葉片間隙過小時(shí)，氣流在蝸舍處產(chǎn)生聚集，進(jìn)而產(chǎn)生周期性壓力脈動(dòng)，向外輻射噪聲；另外，HVAC總成內(nèi)部較為復(fù)雜，氣流流經(jīng)空調(diào)箱內(nèi)部各結(jié)構(gòu)時(shí)，由于流動(dòng)不順暢，常會(huì)因渦流的存在而產(chǎn)生氣流再生噪聲。

采用基于FW-H方程的聲類比法模擬氣動(dòng)噪聲[8]。聲類比法由Lighthill基于N-S方程提出，僅適用于自由空間的流體，若計(jì)算過程中存在剛性壁面，則無(wú)法準(zhǔn)確求解。在實(shí)際工況中，常存在固體邊界，因此Fowcs Williams和Hawking在此基礎(chǔ)上進(jìn)行修正與改進(jìn)，得到適用于固體邊界的FW-H方程[9]：

(1)

式中，p——測(cè)點(diǎn)聲壓，Pa監(jiān)測(cè)點(diǎn)產(chǎn)生的聲壓，Pa

pQ，pL，pT——依次為四極子、偶極子和單極子

t——時(shí)間，s

其中Curle噪聲源模型(偶極子聲源)是氣體流動(dòng)中對(duì)于固定壁面產(chǎn)生的主要噪聲源[10]，HVAC總成氣動(dòng)噪聲可認(rèn)為主要由偶極子聲源組成[11]。

2 HVAC總成數(shù)值模擬

2.1 仿真模型

HVAC總成原始模型結(jié)構(gòu)復(fù)雜，且外部結(jié)構(gòu)對(duì)內(nèi)部流動(dòng)情況沒有任何影響，反而會(huì)影響計(jì)算準(zhǔn)確性，因此在建立仿真模型時(shí)忽略外部結(jié)構(gòu)，僅將HVAC總成與空氣接觸的表面抽取出來(lái)，形成流體區(qū)域；本研究針對(duì)吹面全冷外循環(huán)的工作模式展開研究，受調(diào)節(jié)風(fēng)門的影響，空氣不流經(jīng)散熱器，因此模型不保留散熱器所在的區(qū)域，同時(shí)通過風(fēng)阻試驗(yàn)對(duì)空氣濾清和蒸發(fā)器采用多孔介質(zhì)建模；由于某些細(xì)小結(jié)構(gòu)對(duì)空氣流動(dòng)影響較小，卻能增加網(wǎng)格數(shù)量影響計(jì)算效率，有必要對(duì)建立的仿真模型進(jìn)行后處理操作，提高網(wǎng)格質(zhì)量，增加仿真的準(zhǔn)確性，如采取去除微小結(jié)構(gòu)等措施簡(jiǎn)化模型[12]。如圖1所示為建立的數(shù)值仿真模型，采用三角形面網(wǎng)格劃分，尺寸為1.5～6 mm；體網(wǎng)格采用適應(yīng)性較好的多面體網(wǎng)格劃分；近壁面采用棱柱層網(wǎng)格處理，增長(zhǎng)率1.2，厚度6 mm，共4層，最終體網(wǎng)格數(shù)量達(dá)776萬(wàn)。

圖1 HVAC總成仿真模型示意圖

穩(wěn)態(tài)仿真選用雷諾平均納維斯托克斯可實(shí)現(xiàn)的k-e湍流模型，仿真收斂后，將仿真結(jié)果作為初始條件，湍流模型采用分離渦模擬湍流模型進(jìn)行瞬態(tài)求解。葉輪設(shè)置為旋轉(zhuǎn)域，其余均為靜止域，區(qū)域間通過 interface傳遞數(shù)據(jù)[13]。穩(wěn)態(tài)仿真旋轉(zhuǎn)域選用移動(dòng)參考坐標(biāo)系(MRF)，使葉輪繞其軸線旋轉(zhuǎn)；瞬態(tài)采用滑移網(wǎng)格(RBM)，檢測(cè)壓力隨時(shí)間變化情況，進(jìn)行傅里葉變換得到A計(jì)權(quán)聲壓頻譜圖。

2.2 等效多孔介質(zhì)

1)多孔介質(zhì)特征化

被測(cè)試件尺寸參數(shù)如表1所示，將濾清器和蒸發(fā)器進(jìn)行多孔介質(zhì)處理，通過孔隙率、慣性阻力系數(shù)和黏性阻力系數(shù)3個(gè)參數(shù)模擬[14]。

表1 被測(cè)試件尺寸參數(shù)

孔隙率是指多孔介質(zhì)中空部分占結(jié)構(gòu)的比例，主要影響傳熱和結(jié)構(gòu)強(qiáng)度等，由于仿真模擬僅考慮氣流的流動(dòng)情況，因此孔隙率在本研究中取默認(rèn)值1。

對(duì)于多孔介質(zhì)流動(dòng)阻力，通過動(dòng)量源項(xiàng)Sj模擬慣性阻力系數(shù)和黏性阻力系數(shù)，如式(2)所示：

Sj=kiv2+kvv

(2)

式中，ki——慣性阻力系數(shù)，kg·m-4

kv——黏性阻力系數(shù)，kg·(m3·s)-1

v——速度，m·s-1

多孔介質(zhì)阻力系數(shù)在本研究中通過風(fēng)阻試驗(yàn)得到，將試驗(yàn)數(shù)據(jù)經(jīng)過二次擬合得到風(fēng)阻試驗(yàn)風(fēng)阻和速度的關(guān)系，負(fù)號(hào)表示風(fēng)阻的阻力作用，如式(3)所示：

(3)

式中，Δpf——風(fēng)阻，Pa

Δn——多孔介質(zhì)流向厚度，mm

2)多孔介質(zhì)等效參數(shù)分析

在汽車空調(diào)綜合性能試驗(yàn)室進(jìn)行風(fēng)阻試驗(yàn)，測(cè)試結(jié)果如表2和表3所示，其中風(fēng)速由風(fēng)量和通過面積計(jì)算得到。

表2 濾清器風(fēng)阻測(cè)試性能參數(shù)

表3 蒸發(fā)器風(fēng)阻測(cè)試性能參數(shù)

將測(cè)試數(shù)據(jù)通過MATLAB進(jìn)行二次多項(xiàng)式線性擬合，按照式(3)進(jìn)行處理，濾清器和蒸發(fā)器部件風(fēng)阻Δpf1和Δpf2與風(fēng)速之間的擬合關(guān)系如式(4)和式(5)所示，其中擬合度分別為0.9990和0.9997，擬合度接近于1證明擬合具有較高的可靠性。

pf1=4.144v2+6.7636v-0.48

(4)

pf2=12.77v2-10.02v+66.68

(5)

得到濾清器和蒸發(fā)器在流動(dòng)方向的各項(xiàng)阻力系數(shù)如表4所示。

表4 流動(dòng)方向阻力系數(shù)

2.3 邊界條件設(shè)定

定義進(jìn)口邊界條件為停滯入口，模擬HVAC總成外部自由狀態(tài)的空氣，鼓風(fēng)機(jī)葉輪旋轉(zhuǎn)帶動(dòng)空氣由進(jìn)風(fēng)口流入，轉(zhuǎn)速為3700 r/min，出口邊界條件為壓力出口，將濾清器和蒸發(fā)器設(shè)置為多孔介質(zhì)，其余設(shè)置為壁面；穩(wěn)態(tài)計(jì)算監(jiān)測(cè)出風(fēng)口風(fēng)量，待出風(fēng)口風(fēng)量趨于穩(wěn)定后計(jì)算收斂，迭代計(jì)算共4000步；本研究研究的頻率為0～5400 Hz，設(shè)定時(shí)間步為9e-5 s，由于瞬態(tài)求解從啟動(dòng)到穩(wěn)定需要一個(gè)過程，因此從0.05 s開始采樣，采樣總時(shí)間設(shè)為0.25 s。

3 結(jié)果分析與驗(yàn)證

3.1 計(jì)算結(jié)果驗(yàn)證

為驗(yàn)證穩(wěn)態(tài)計(jì)算的準(zhǔn)確性，在汽車空調(diào)綜合性能試驗(yàn)室對(duì)HVAC總成進(jìn)行風(fēng)量測(cè)試，測(cè)量相同工況在不同背壓條件下出風(fēng)口的風(fēng)量。將穩(wěn)態(tài)收斂結(jié)果與風(fēng)量試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)標(biāo)，如表5所示。

表5 不同背壓下出風(fēng)口風(fēng)量對(duì)標(biāo)

由表5可知，出風(fēng)口風(fēng)量仿真值與測(cè)試結(jié)果誤差最大為6.7%，最小值僅為2.1%。仿真結(jié)果誤差較小，參考價(jià)值高，可作為后續(xù)仿真的初始條件。

3.2 穩(wěn)態(tài)分析

為了更直觀地觀察HVAC總成內(nèi)部空氣流動(dòng)情況，對(duì)HVAC總成取截面Y=0.051 m并觀察內(nèi)部空氣流動(dòng)的速度矢量圖，如圖2所示。觀察速度矢量圖，蝸殼和空調(diào)箱區(qū)域均有一定量的渦流產(chǎn)生，觀察速度幅值可知，靠近壁面?zhèn)缺诿媲拾l(fā)生變化流速較小，管道中間受影響較小，在較大流速差的情況下，產(chǎn)生一定量的氣流漩渦，又稱為渦流，渦流的產(chǎn)生勢(shì)必會(huì)消耗能量，產(chǎn)生寬頻噪聲；靠近蝸舍位置，由于蝸舍間隙過小，高速運(yùn)動(dòng)中的大部分氣體直接與蝸舍壁面產(chǎn)生撞擊，該區(qū)域速度變化梯度大，甚至產(chǎn)生氣體回流現(xiàn)象，此過程氣流產(chǎn)生壓力脈動(dòng)向外傳播，圖中圈出區(qū)域?yàn)樗俣茸兓荻容^大的渦流區(qū)域。

圖2 HVAC總成截面速度矢量圖

如圖3所示為HVAC總成截面Y=0.051 m的湍動(dòng)能云圖，湍動(dòng)能最大區(qū)域分布在鼓風(fēng)機(jī)旋轉(zhuǎn)區(qū)域、靜止區(qū)域和蝸舍三者交界的位置，鼓風(fēng)機(jī)出口區(qū)域以及空調(diào)箱靠近出風(fēng)口位置次之，最大值達(dá)141.88 J/kg。湍動(dòng)能是反應(yīng)湍流強(qiáng)度的物理量，湍流強(qiáng)度則代表噪聲源的強(qiáng)弱，因此觀察湍動(dòng)能云圖即可快速獲得HVAC總成內(nèi)部噪聲源的分布。

圖3 HVAC總成截面湍動(dòng)能云圖

因氣動(dòng)噪聲主要由氣體與剛性壁面撞擊產(chǎn)生的脈動(dòng)噪聲造成，因此將重點(diǎn)關(guān)注HVAC總成各部件的偶極子聲源分布。如圖4所示為HVAC總成Curle噪聲源分布云圖，噪聲源主要集中在葉輪、蝸殼組成的鼓風(fēng)機(jī)區(qū)域以及空調(diào)箱壁面。其中葉片表面處偶極子噪聲達(dá)到最大值105.13 dB，主要原因是葉輪轉(zhuǎn)動(dòng)帶動(dòng)氣體流動(dòng)的過程中伴隨著葉片對(duì)空氣的持續(xù)拍打，由于旋轉(zhuǎn)速度過快，葉片與氣體的相互作用是整個(gè)HVAC總成最激烈的區(qū)域，因此也產(chǎn)生了最大的偶極子噪聲源；蝸殼區(qū)域偶極子噪聲聲源最大值達(dá)97.51 dB，噪聲源主要集中在蝸舍壁面和蝸殼結(jié)構(gòu)凸起處，由速度質(zhì)量圖可以看出，葉輪旋轉(zhuǎn)帶動(dòng)氣流撞擊蝸舍壁面同時(shí)伴隨氣流回流和渦流的產(chǎn)生，導(dǎo)致壓力聚集對(duì)壁面造成沖擊，致使蝸舍壁面偶極子噪聲達(dá)到峰值，結(jié)構(gòu)凸起處則是因?yàn)橥蛊鸾Y(jié)構(gòu)阻擋氣流流動(dòng)路徑，氣流直接沖擊壁面造成；空調(diào)箱壁面偶極噪聲較大則是因?yàn)樵摴ぷ髂Ｊ较職饬魇苷{(diào)節(jié)風(fēng)門的影響，改變了氣流流向與壁面產(chǎn)生沖擊導(dǎo)致。

圖4 HVAC總成表面Curle噪聲源分布云圖

3.3 瞬態(tài)分析

1)近場(chǎng)噪聲分析

穩(wěn)態(tài)仿真主要模擬了HVAC總成的流場(chǎng)和噪聲源的分布情況，但無(wú)法分析噪聲隨時(shí)間變化的特性。為了進(jìn)一步分析HVAC總成的噪聲特性，在穩(wěn)態(tài)分析的基礎(chǔ)上，可針對(duì)聲場(chǎng)分布集中的鼓風(fēng)機(jī)區(qū)域取截面Y=0.051 m布置葉片正面、葉片背面、葉片內(nèi)側(cè)、蝸舍和結(jié)構(gòu)凸起處共計(jì)5個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)，如圖5所示，進(jìn)行瞬態(tài)分析，研究監(jiān)測(cè)點(diǎn)的壓力脈動(dòng)和噪聲特性[15]。

圖5 HVAC總成近場(chǎng)噪聲監(jiān)測(cè)點(diǎn)示意圖

表6 HVAC總成近場(chǎng)噪聲監(jiān)測(cè)點(diǎn)坐標(biāo)

以鼓風(fēng)機(jī)為研究對(duì)象的近場(chǎng)噪聲以旋轉(zhuǎn)噪聲為主，主要原因是旋轉(zhuǎn)過程中葉片周期性拍打葉片之間的空氣質(zhì)點(diǎn)、蝸舍間隙較小導(dǎo)致空氣流經(jīng)該區(qū)域時(shí)產(chǎn)生周期性壓力脈動(dòng)。葉片間距均勻分布時(shí)，可通過式(6)計(jì)算氣動(dòng)噪聲頻率：

(6)

式中，n——轉(zhuǎn)速，r·min-1

Z——葉片數(shù)

研究對(duì)象葉片數(shù)為43，轉(zhuǎn)速為3700 r·min-1，因此旋轉(zhuǎn)頻率的基頻為2651.7 Hz，對(duì)應(yīng)倍頻為5303.3，7955.0 Hz等等。葉片正面、葉片背面和葉片內(nèi)側(cè)3個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)A計(jì)權(quán)聲壓頻譜圖，如圖6所示，在0～5400 Hz 內(nèi)，整體聲壓ps較高，在基頻2654.94 Hz出現(xiàn)峰值，最大值達(dá)130.16 dB(葉片內(nèi)側(cè))，并在5300.53 Hz再次出現(xiàn)明顯峰值。以葉片正面為例，觀察0～2700 Hz內(nèi)A計(jì)權(quán)聲壓頻譜局部放大圖，如圖7所示，共出現(xiàn)了43個(gè)以61.7 Hz為基頻的諧波，43階次對(duì)應(yīng)葉輪的43個(gè)葉片，61.7 Hz則對(duì)應(yīng)葉輪的旋轉(zhuǎn)周期。觀察葉片正面、葉片背面和葉片內(nèi)側(cè)3個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)A計(jì)權(quán)聲壓頻譜圖，可以分析噪聲的頻譜特性，也再次驗(yàn)證了仿真的準(zhǔn)確性。圖8所示為蝸舍和結(jié)構(gòu)凸起處A計(jì)權(quán)聲壓頻譜圖，2個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)噪聲聲壓整體低于靠近葉片附近監(jiān)測(cè)點(diǎn)的聲壓，在基頻和倍頻處無(wú)明顯峰值，整體呈寬頻噪聲分布且隨著頻率的上升聲壓有下降趨勢(shì)。分析原因，一方面聲壓的大小不僅與壓力的聚集程度相關(guān)，而且與壓力的波動(dòng)劇烈程度密切相關(guān)，葉片正面、葉片背面和葉片內(nèi)側(cè)3個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)受葉輪旋轉(zhuǎn)影響，氣流高速運(yùn)動(dòng)，壓力波動(dòng)激勵(lì)，波動(dòng)越激烈聲壓越大；另一方面氣流經(jīng)風(fēng)機(jī)流出后，旋轉(zhuǎn)噪聲產(chǎn)生衰減，噪聲主要由氣流流動(dòng)產(chǎn)生的渦流噪聲為主。

圖6 葉片側(cè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)A計(jì)權(quán)聲壓頻譜圖

圖7 葉片正面A計(jì)權(quán)聲壓局部放大頻譜圖

圖8 蝸舍和結(jié)構(gòu)凸起處A計(jì)權(quán)聲壓頻譜圖

2)遠(yuǎn)場(chǎng)噪聲分析

為驗(yàn)證遠(yuǎn)場(chǎng)噪聲數(shù)值模擬的準(zhǔn)確性，在半消音室內(nèi)使用LMS數(shù)據(jù)采集設(shè)備對(duì)HVAC總成進(jìn)行噪聲采集。測(cè)試環(huán)境要求背景噪聲小于20 dB，為避免其他物體對(duì)噪聲產(chǎn)生影響，HVAC總成測(cè)試臺(tái)架狀態(tài)要求處于自由懸掛。為測(cè)量駕駛員和副駕駛員位置聲壓，按照整車三維坐標(biāo)系，分別在左后上45°(沿Y軸負(fù)向與X平面和Z平面夾角均45°)和右后上45°(沿Y軸正向與X平面和Z平面夾角均45°)距離吹面出風(fēng)口中心1 m位置，布置2個(gè)麥克風(fēng)進(jìn)行測(cè)試，如圖9所示。

圖9 HVAC總成噪聲測(cè)試

對(duì)HVAC總成遠(yuǎn)場(chǎng)噪聲的模擬由FW-H模型計(jì)算得到，噪聲接收點(diǎn)位置與噪聲采集麥克風(fēng)位置相同。如圖10和圖11所示，分別為左后上45°的1 m處和右后上45°的1 m處位置試驗(yàn)和仿真A計(jì)權(quán)聲壓頻譜圖對(duì)比圖，2個(gè)接收點(diǎn)試驗(yàn)和仿真的噪聲頻譜特性數(shù)值上存在偏差，但趨勢(shì)相同，隨著頻率的升高，聲壓略有下降，呈寬頻帶噪聲分布?？紤]到存在誤差的原因：一方面在建模的過程中對(duì)濾清器和蒸發(fā)器進(jìn)行多孔介質(zhì)處理，且對(duì)細(xì)小結(jié)構(gòu)進(jìn)行刪除、簡(jiǎn)化等處理；另一方面試驗(yàn)所采用的設(shè)備精確度較低。故認(rèn)為該仿真模型和數(shù)值模擬方法具有較高的可靠性，可用于HVAC總成降噪的研究。

圖10 左后上45°,1 m處A計(jì)權(quán)聲壓頻譜對(duì)比圖

圖11 右后上45°,1 m處A計(jì)權(quán)聲壓頻譜對(duì)比圖

4 結(jié)論

首先根據(jù)風(fēng)阻試驗(yàn)，對(duì)空氣濾清器和蒸發(fā)器進(jìn)行多孔介質(zhì)等效處理，建立HVAC總成的流體仿真模型；其次根據(jù)流體力學(xué)和氣動(dòng)聲學(xué)等相關(guān)知識(shí)，結(jié)合寬頻帶噪聲源和FW-H聲類比理論，將HVAC總成進(jìn)行流場(chǎng)和氣動(dòng)噪聲的仿真結(jié)果分別與風(fēng)量試驗(yàn)和噪聲測(cè)試進(jìn)行對(duì)標(biāo)，驗(yàn)證建模過程和仿真方法的準(zhǔn)確性，得到如下結(jié)論：

(1)分別采用RANS和DES湍流模型進(jìn)行穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)的仿真，仿真結(jié)果與臺(tái)架試驗(yàn)進(jìn)行對(duì)標(biāo)，計(jì)算精度較高，噪聲分布趨勢(shì)一致。研究表明，HVAC總成主要噪聲源主要集中在鼓風(fēng)機(jī)區(qū)域，產(chǎn)生噪聲的主要原因是葉輪葉片周期性拍打空氣產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)噪聲，其次，空氣經(jīng)離心風(fēng)機(jī)流出后氣流回流及產(chǎn)生的渦流造成；

(2)針對(duì)葉片拍打空氣質(zhì)點(diǎn)產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)噪聲是主要噪聲源，可減小葉片到壁面的距離，即減小葉片拍打空氣的接觸面積，還可適當(dāng)增加葉輪葉片數(shù)量即增加噪聲頻率間隔，以上措施對(duì)降低葉輪旋轉(zhuǎn)噪聲有著積極的意義；

(3)針對(duì)蝸舍位置渦流及回流的產(chǎn)生，可適當(dāng)調(diào)整蝸舍角度和蝸舍間隙，可減少氣流回流和壓力聚集的產(chǎn)生。針對(duì)混合箱內(nèi)渦流及氣流紊亂的產(chǎn)生，可增加導(dǎo)流裝置，改善流動(dòng)情況，降低寬頻噪聲。

本研究通過對(duì)HVAC總成的建模及流場(chǎng)和氣動(dòng)噪聲的數(shù)值模擬，通過試驗(yàn)對(duì)標(biāo)驗(yàn)證了建模及仿真方法的準(zhǔn)確性，可為分析和改進(jìn)HVAC總成的聲學(xué)性能提供一種研究方法，降低HVAC總成前期開發(fā)成本。