CN114417541A - 一种汽车空调管路系统消声器设计方法 - Google Patents

一种汽车空调管路系统消声器设计方法 Download PDF

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Abstract

本发明涉及一种汽车空调管路系统消声器设计方法，包括以下步骤：建立汽车空调管路系统模型；获取汽车空调管路系统模型的噪声源位置和声源频谱；根据噪声源位置和声源频谱设计管路消声器；采用传递矩阵法计算消声器的传递损失；基于消声器的传递损失，采用遗传算法对空调管路消声器的参数进行迭代优化设计。根据汽车空调系统管路内的气动噪声计算结果，设计了不影响通风性能的消声器，可有效增加空调管路的传递损失，改善空调管路内噪声传入驾驶舱的问题；采用传递矩阵方法对空调管路消声器进行传递损失计算，有效减少试验次数，为消声器的优化设计提供参考依据，考虑到空调管路气动噪声的宽频特性，消声器设计方法适用声源分布频段较宽的情况。

Description

一种汽车空调管路系统消声器设计方法
技术领域
本发明属于汽车技术领域，具体涉及一种汽车空调管路系统消声器设计方法。
背景技术
汽车空调作为调节车内温度、除霜除雾的重要系统，在保障温度舒适性和驾驶安全性方面起到重要作用。
汽车空调管路系统内存在空气湍流，容易产生气动噪声。由于空调管路与驾驶室直接连接，气动噪声通过空调管路直接传入驾驶舱，成为驾驶舱内的主要噪声源之一。
针对气动噪声问题，通过加装消声器能有效降低噪声沿管路的传播。
传统的汽车空调管路系统消声器设计方法是通过样件测试与试验来探究汽车空调管路系统的气动噪声和消声器性能，不仅工作量大，而且测试成本高。
因此，有必要研发一种新型的汽车空调管路系统消声器设计方法。
发明内容
为了解决现有技术存在的问题，本发明的目的在于提供一种汽车空调管路系统消声器设计方法，该方法能针对汽车空调管路内消声器进行参数设计，从而保证消声器对汽车空调管路内气动噪声的较佳控制效果，为产品的选型和开发提供可靠依据。
本发明目的通过以下技术方案实现：
一种汽车空调管路系统消声器设计方法，该方法能针对空调管路内气动噪声的特点对消声结构在孔径、扩张比、扩张腔长度和内插长度上进行参数设计，从而保证消声结构对汽车空调管路内气动噪声的最佳控制效果。包括以下步骤：
(1)简化汽车空调管路模型并建立计算流场力学模型。
(2)进行空调管路的稳态流场计算，获取空调管路内流场稳态信息，包括：流体施加在空调管路内壁的压力分布、流体流速、流体的湍动能等。
(3)根据空调管路流场稳态计算结果，利用宽频噪声模型对空调管路进行计算，预测空调管路内气动噪声声源的分布位置，获取噪声源位置分布信息。
(4)进行空调管路的瞬态流场计算获取空调管路内流场瞬态信息，主要为瞬态流场内的压力脉动。
(5)利用声类比FH-W法，结合空调管路的瞬态流场信息，计算空调管路内气动噪声特性，获取空调管路内气动噪声的频谱信息，确定空调管路消声器的主要消声频段F。空调管路内气动噪声的频谱信息主要为监测点的声压级与A计权声压级。
(6)输入消声器的穿孔段初始设计值(内壁厚t、孔径dm)以及空气的物理特性参数(声速c、动力粘度μ)，根据公式：
Figure BDA0003514373500000021
Figure BDA0003514373500000022
计算消声器的穿孔段的相对声阻rm和相对声抗xm，式中：
Figure BDA0003514373500000023
为穿孔段的穿孔率，ω＝2π·f为角频率，b＝8mm为孔间距。
(7)根据公式：
zm＝rm+jxm (3)
根据穿孔板理论计算穿孔段的相对声阻抗zm，式中：j为复数单位。
(8)输入消声器的扩张腔初始设计值(直通管直径d、扩张腔直径D、扩张腔长度L、内插长度La)，建立声波的质量方程和动量方程:
Figure BDA0003514373500000031
Figure BDA0003514373500000032
Figure BDA0003514373500000033
式中ρ为空气密度；[M1]为声波的质量矩阵，k＝ω/c为波数。
(9)求解上述方程，得到消声器首段和末端的声压与质点振动关系：
Figure BDA0003514373500000034
Figure BDA0003514373500000035
[E]＝diag(exp(-ξi(L-La)),i＝1,2, (9)
[R]为[E]的特征向量矩阵；
Figure BDA0003514373500000036
为[E]的特征值。
(10)根据传递矩阵理论，将消声器的边界条件：
Figure BDA0003514373500000041
带入声压与质点振动的关系式中，求解出传递矩阵T和传递损失TL为：
Figure BDA0003514373500000042
Figure BDA0003514373500000043
(11)建立汽车空调管路消声器传递损失的迭代优化模型。
迭代过程如下：
第一步：输入消声器的初始设计参数：孔径dm、扩张腔直径D、扩张腔长度L、内插长度La，计算出消声器的传递损失初始值；
第二步：根据公式F0＝fmax-fmin，计算消声器的初始消声频带宽度F0，其中fmax和fmin分别表示在主要消声频段F内，消声器的传递损失高于10dB时对应的最高频率和最低频率；
第三步：在设计参数的寻优范围内改变设计参数的数值；
第四步：将迭代后的结构参数代入第二步，计算迭代后消声器传递损失高于10dB的频带宽度Fi；
第五步：若迭代到一定次数后，消声器的消声频带宽度Fi达到最大值，且保证Fi≥F0≥F，则停止迭代，并输出对应的结构参数数值。
(12)完成消声器的参数进行迭代设计，当消声器的传递损失高于10dB的频带宽度、达到最大宽度时停止计算。
与现有技术相比，本发明具有以下优点及有益效果：
1)利用计算流体力学软件针对汽车空调管路内气动噪声进行计算，可预测该空调管路气动噪声源出现的位置和声压级频谱信息，有效减少试验次数和成本，为消声器的优化设计提供参考依据。
2)在对消声器的结构参数进行设计时，利用了迭代计算方法，提高了择优设计的效率，与试验法相比降低了工作量和成本。
3)在针对消声器进行参数设计时，由于考虑了气动噪声的声源特性，消声器对管路内的气动噪声的控制能力得到提升，计算方法可适用于汽车空调的出风管路消声器的设计。
附图说明
图1是汽车空调管路模型示意简图；
图2是汽车空调管路内流场稳态计算得到的壁面压力云图；
图3是汽车空调管路内流场稳态计算得到的流线图；
图4是汽车空调管路的宽频噪声源位置分布云图；
图5是汽车空调管路的噪声监测点分布；
图6是空调管路监测点气动噪声的声压级频谱图；
图7是空调管路监测点气动噪声的A计权声压级频谱图；
图8是汽车空调管路消声器的传递损失理论解析模型；
图9是汽车空调管路消声器的结构参数优化设计流程图；
图10是汽车空调管路消声器设计前后的传递损失对比；
图11是汽车空调管路消声器设计前后的监测点声压级对比；
图12是汽车空调管路消声器设计前后的监测点A计权声压级对比。
具体实施方式
下面结合实施例和附图对本发明作进一步详细的描述，但本发明的实施方式不限于此。
要设计汽车空调管路系统的消声器，需要首先确定消声器的安装位置。采用宽频噪声模型与流体仿真结果进行结合，计算汽车空调管路系统的噪声源位置具有实用性和准确性。其次，对汽车空调管路系统内流场进行瞬态计算，结合FH-W声类比法，求解气动噪声源的频谱信息。利用传递矩阵方法建立消声器的传递损失计算模型。最后针对气动噪声源的特性，对空调管路系统消声器进行结构设计优化。
一种汽车空调管路系统消声器设计方法，包括以下步骤，
(1)简化汽车空调管路模型并建立计算流场力学模型。
如图1所示，将汽车空调管路模型进行如下简化：
①去除管路上的安装、定位零件和在进、出口的密封垫；
②删除管路上的细小曲面、尖锐转角；
③使整个内壁面光滑且封闭。
将简化后的模型进行网格前处理，建立汽车空调管路计算流体力学模型。
(2)获取空调管路内流场稳态信息。
如图2、图3所示，进行空调管路的稳态流场计算，并获取空调管路内流场的压力、流体运动等稳态信息。
(3)如图4所示，根据空调管路内流场稳态信息，利用宽频噪声模型对汽车空调管路的气动噪声源位置进行预测，预测噪声源主要分布位置后确定消声器的布置位置在声源的下游。
(4)如图5所示，对空调管路内的流场进行瞬态计算，获取空调管路内流场瞬态信息。并在距离空调管路出口中心处0.5m处布置监测点，计算空调管路内气动噪声辐射的声压级。
(5)如图6、图7所示，利用声类比FH-W法，结合空调管路的瞬态流场信息，计算空调管路内气动噪声特性，获取空调管路内气动噪声的频谱信息。由于人耳对低频噪声敏感度较低，结合图6、图7分析气动噪声的声压级和A计权声压级分布，确定消声器主要消声频段范围F为：600Hz～2000Hz。
(6)如图8所示，建立消声器传递损失的理论解析模型。设定消声器结构参数的初始值：孔径dm＝4mm，扩张腔直径D＝106.32mm，扩张腔长度L＝296mm，内插长度La＝17mm。根据孔径dm和公式
Figure BDA0003514373500000071
Figure BDA0003514373500000072
zm＝rm+jxm (3)
计算消声器穿孔段的相对声阻抗zm。
(7)输入消声器的扩张腔的径向尺寸参数(直通管直径d、扩张腔直径D)，带入消声器穿孔段的相对声阻抗zm，建立声波的质量方程和动量方程:
Figure BDA0003514373500000073
Figure BDA0003514373500000074
Figure BDA0003514373500000075
(8)对上述声波的质量和动量方程进行求解，得到消声器入口和出口处的声压与质点振动速度关系式：
Figure BDA0003514373500000081
Figure BDA0003514373500000082
[E]＝diag(exp(-ξi(L-La)),i＝1,2, (9)
(9)将边界条件
Figure BDA0003514373500000083
带入声压与质点振动的关系式(7)中，输入消声器扩张腔的轴向尺寸参数(扩张腔长度L、内插长度La)，求解出传递矩阵T和传递损失TL为：
Figure BDA0003514373500000084
Figure BDA0003514373500000085
(10)建立消声器结构参数的设计模型，利用迭代算法计算空调管路消声器在不同结构参数下的传递损失与消声带宽，计算公式为：
Fi＝f2-f1,(i＝0,1,2,3......) (13)
f2＝max{f(TL≥10dB)} (14)
f1＝min{f(TL≥10dB)} (15)
迭代流程如图9所示，具体过程如下：
第一步：输入消声器结构参数(孔径dm、扩张腔内径D、扩张腔长度L、内插长度La)；
第二步：根据传递矩阵[T]和公式F0＝fmax-fmin，计算消声器的传递损失TL和消声器的初始消声频带宽度F0；
第三步：在结构参数的设计范围内改变结构参数的数值；
第四步：据式(13)，计算得到迭代后的消声器消声频带宽度Fi；
第五步：若第四步的迭代后的消声带宽Fi达到最大值，且满足Fi≥F0≥F，则停止计算，第三步中的结构参数值为优化设计的最终结果；否则，返回第三步。(11)如图10所示，将消声器优化前、后的传递损失进行对比，并对比消声器优化设计前、后的空调管路的监测点处声压级和A计权声压级，如图11、图12所示，验证了该优化设计方法的有效性。该方法能针对汽车空调管路内消声器进行参数设计，从而保证消声器对汽车空调管路内气动噪声的最佳控制效果，为产品的选型和开发提供可靠依据。
上述实施例为本发明较佳的实施方式，但本发明的实施方式并不受上述实施例的限制，其他的任何未背离本发明的精神实质与原理下所作的改变、修饰、替代、组合、简化，均应为等效的置换方式，都包含在本发明的保护范围之内。

Claims (10)

1.一种汽车空调管路系统消声器设计方法，其特征在于，包括以下步骤：
建立汽车空调管路系统模型；
获取汽车空调管路系统模型的噪声源位置和声源频谱；
根据噪声源位置和声源频谱设计管路消声器；
采用传递矩阵法计算消声器的传递损失；
基于消声器的传递损失，采用遗传算法对空调管路消声器的参数进行迭代优化设计。
2.根据权利要求1所述的一种汽车空调管路系统消声器设计方法，其特征在于，汽车空调管路系统模型的噪声源位置和声源频谱的获取方式包括，
通过空调管路的稳态流场计算，获取空调管路内流场稳态信息；
根据空调管路流场稳态信息，利用宽频噪声模型对空调管路进行计算，获取噪声源位置信息；
通过空调管路的瞬态流场计算，获取空调管路内流场瞬态信息；
利用声类比FW-H模型，结合空调管路的流场瞬态信息，计算空调管路内气动噪声特性，获取空调管路内气动噪声的声源频谱信息，确定空调管路消声器的消声频段F。
3.根据权利要求1所述的一种汽车空调管路系统消声器设计方法，其特征在于，根据噪声源位置和声源频谱设计管路消声器包括以下步骤：
输入消声器的穿孔段初始设计值以及空气的物理特性参数；根据公式
Figure FDA0003514373490000011
Figure FDA0003514373490000021
计算消声器的穿孔段的相对声阻rm和相对声抗xm；
计算穿孔段的相对声阻抗为zm＝rm+jxm；
式中：t为消声器的穿孔段内壁厚，dm为消声器的穿孔段孔径，c为声速，μ为空气的动力粘度，
Figure FDA0003514373490000022
为穿孔段的穿孔率，ω＝2π·f为角频率，b＝8mm为孔间距，j为复数单位。
4.根据权利要求1所述的一种汽车空调管路系统消声器设计方法，其特征在于，采用传递矩阵法计算消声器的传递损失包括以下步骤：
输入消声器的扩张腔初始设计值，建立声波的质量方程和动量方程，得到消声器首段和末端的声压与质点振动关系，将消声器的边界条件带入声压与质点振动的关系式中，求解出传递矩阵T和传递损失TL，
其中，消声器的扩张腔初始设计值包括直通管直径d、扩张腔直径D、扩张腔长度L和内插长度La。
5.根据权利要求4所述的一种汽车空调管路系统消声器设计方法，其特征在于，声波的质量方程和动量方程为，
Figure FDA0003514373490000023
Figure FDA0003514373490000024
Figure FDA0003514373490000031
式中：ρ为空气密度；[M1]为声波的质量矩阵，k＝ω/c为波数，p1和p1a分别为消声器入口端处的直通管和扩张腔内的声压；c为声速；u1和u1a分别为消声器入口端处的直通管和扩张腔内的质点振动速度。
6.根据权利要求5所述的一种汽车空调管路系统消声器设计方法，其特征在于，消声器首段和末端的声压与质点振动关系为，
Figure FDA0003514373490000032
Figure FDA0003514373490000033
[E]＝diag(exp(-ξi(L-La)),i＝1,2,3,4；
式中：[R]为[E]的特征向量矩阵；
Figure FDA0003514373490000037
为[E]的特征值；p3和p3a分别表示在消声器出口端处的直通管和扩张腔内的声压；u3和u3a分别表示在消声器出口端处的直通管和扩张腔内的质点振动速度。
7.根据权利要求6所述的一种汽车空调管路系统消声器设计方法，其特征在于，消声器的边界条件为，
Figure FDA0003514373490000034
8.根据权利要求7所述的一种汽车空调管路系统消声器设计方法，其特征在于，传递矩阵T和传递损失TL为：
Figure FDA0003514373490000035
Figure FDA0003514373490000036
9.根据权利要求1所述的一种汽车空调管路系统消声器设计方法，其特征在于，还包括建立汽车空调管路消声器传递损失的迭代优化模型，
迭代过程如下：
第一步：输入消声器的初始设计参数：孔径dm、扩张腔直径D、扩张腔长度L、内插长度La，计算出消声器的传递损失初始值；
第二步：根据公式F0＝fmax-fmin，计算消声器的初始消声频带宽度F0，其中fmax和fmin分别表示在消声频段F内，消声器的传递损失高于10dB时对应的最高频率和最低频率；
第三步：在设计参数的寻优范围内改变设计参数的数值；
第四步：将迭代后的结构参数代入第二步，计算迭代后消声器传递损失高于10dB的频带宽度Fi；
第五步：若迭代到一定次数后，消声器的消声频带宽度Fi达到最大值，且保证Fi≥F0≥F，则停止迭代，并输出对应的结构参数数值。
10.根据权利要求9所述的一种汽车空调管路系统消声器设计方法，其特征在于，输出消声器的结构参数数值后进行迭代设计，当消声器的传递损失高于10dB的频带宽度时停止计算。
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Publication number Priority date Publication date Assignee Title
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