劉功文吳海波周江彬陳蒨王毅剛

（1.上汽大眾汽車有限公司，上海 201805；2.同濟(jì)大學(xué)，上海 201804）

基于LBM和SEA的整車氣動(dòng)噪聲及其傳播分析與優(yōu)化探索

劉功文1吳海波1周江彬1陳蒨1王毅剛2

（1.上汽大眾汽車有限公司，上海 201805；2.同濟(jì)大學(xué)，上海 201804）

針對(duì)某轎車氣動(dòng)噪聲偏大的問題，基于格子波爾茲曼和統(tǒng)計(jì)能量分析法展開車內(nèi)噪聲計(jì)算。將分析結(jié)果與風(fēng)洞試驗(yàn)進(jìn)行對(duì)比，并依托準(zhǔn)確的數(shù)值模型為基礎(chǔ)，針對(duì)性地展開了造型優(yōu)化。結(jié)果表明，該模型在主、客觀評(píng)價(jià)體系中都能較好地符合實(shí)際噪聲，對(duì)后視鏡等外表面特征的優(yōu)化可有效減小前側(cè)窗表面的氣壓及聲壓脈動(dòng)，削弱中高頻的影響。該方法為整車風(fēng)噪在產(chǎn)品前期開發(fā)階段的概念設(shè)計(jì)及優(yōu)化工作提供了一定的指導(dǎo)依據(jù)，可有效減少開發(fā)周期。

1 前言

車內(nèi)聽到的氣動(dòng)噪聲（Aerodynamic Noise）根據(jù)噪聲源不同主要分為泄露噪聲（Leakage Noise）和風(fēng)激勵(lì)噪聲（Wind Rush Noise）[1～2]。中低車速時(shí)，車內(nèi)噪聲主要來自發(fā)動(dòng)機(jī)和輪胎，氣動(dòng)噪聲的成分較小，但當(dāng)行駛速度超過80 km/h后[1]，氣動(dòng)噪聲逐漸占據(jù)主導(dǎo)地位。目前國(guó)內(nèi)大部分公司在該領(lǐng)域的研究依賴于風(fēng)洞或者實(shí)車道路試驗(yàn)，而關(guān)于氣動(dòng)噪聲抱怨的解決也往往是在樣車試制之后才展開相關(guān)的優(yōu)化工作，但限于開發(fā)后期凍結(jié)的造型設(shè)計(jì)、高昂的開模及風(fēng)洞試驗(yàn)費(fèi)用，這種耗時(shí)耗資的產(chǎn)品開發(fā)手段所取得的效果非常有限。因而，在產(chǎn)品開發(fā)早期采用數(shù)值分析的方法對(duì)氣動(dòng)噪聲性能進(jìn)行預(yù)判分析和優(yōu)化控制十分重要。

在數(shù)值計(jì)算領(lǐng)域，國(guó)內(nèi)的夏恒[3]基于邊界元（Boundary Element Method，BEM）和統(tǒng)計(jì)能量分析（Statistical Energy Analysis，SEA）相結(jié)合的方法，針對(duì)桑塔納縮尺模型進(jìn)行了車內(nèi)氣流噪聲的理論計(jì)算，楊萬里[4]采用大渦模擬模型（Large Eddy Simulation，LES）和Lighthill-Curle聲學(xué)模擬理論預(yù)測(cè)了車外場(chǎng)點(diǎn)的噪聲特性，汪怡平[5]通過大渦模擬計(jì)算了汽車外部瞬態(tài)流場(chǎng)并采用FW-H聲學(xué)模型預(yù)測(cè)噪聲特性。目前國(guó)內(nèi)的研究主要基于傳統(tǒng)的CFD方法，只能得到噪聲源附近的外場(chǎng)聲學(xué)信息，并不能直接計(jì)算車內(nèi)的聲場(chǎng)數(shù)據(jù)。

Francois[6]則采用格子波爾茲曼方法（Lattice Boltzmann Method，LBM）進(jìn)行非穩(wěn)態(tài)流場(chǎng)的激勵(lì)求解，并通過側(cè)窗的振動(dòng)聲學(xué)傳遞預(yù)測(cè)了不同傳遞模塊對(duì)車內(nèi)噪聲不同頻段的貢獻(xiàn)程度；David[7]結(jié)合LBM和SEA對(duì)由外后視鏡引起的氣動(dòng)噪聲進(jìn)行了相應(yīng)的分析和優(yōu)化工作；Robert[8]則對(duì)底盤引起的噪聲展開了有效的試驗(yàn)和數(shù)值分析工作，對(duì)比了不同車速和風(fēng)向傾角工況的擬合數(shù)值。

本文針對(duì)風(fēng)激勵(lì)噪聲開展數(shù)值計(jì)算，并基于LBM得到整車非穩(wěn)態(tài)的外流場(chǎng)激勵(lì)分布，綜合考慮聲學(xué)邊界條件，采用SEA求解車內(nèi)聲場(chǎng)，獲得了車內(nèi)噪聲主觀評(píng)價(jià)（響度）和客觀評(píng)價(jià)（A計(jì)權(quán)聲壓級(jí)）數(shù)值結(jié)果，并與實(shí)車風(fēng)洞試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行趨勢(shì)驗(yàn)證。基于較為精確的數(shù)值分析模型和早期計(jì)算結(jié)果，有針對(duì)性地開展了對(duì)外后視鏡及三角窗蓋板的結(jié)構(gòu)造型優(yōu)化工作。

2 格子波爾茲曼理論

傳統(tǒng)的CFD方法都是從納維-斯多克（Navier-Strokes,N-S）方程開始，它是一組描述流體流動(dòng)行為的偏微分方程。對(duì)于大多數(shù)實(shí)際的流體問題來說，這組方程是封閉的，具有高度的非線性及多自由度復(fù)雜性，直接求解需要大量體積單元來計(jì)算包括聲源和響應(yīng)點(diǎn)在內(nèi)的局部流體特性，在實(shí)際中受到計(jì)算容量和時(shí)間限制，一般只適用于很小的流體區(qū)域和低頻聲學(xué)問題。因此，實(shí)際中常采用間接方法，分為求解簡(jiǎn)化的非定常可壓縮流體的N-S方程及基于萊特希爾聲學(xué)相似理論或其同類理論求解結(jié)構(gòu)表面非定常動(dòng)力壓力脈動(dòng)兩部分，也就是將宏觀控制方程離散，然后使用數(shù)值方法求解離散方程。

LBM是建立在分子運(yùn)動(dòng)和統(tǒng)計(jì)力學(xué)基礎(chǔ)上的一種模擬流場(chǎng)的數(shù)值理論。在這種數(shù)學(xué)方法的基礎(chǔ)上，LBM用粒子的微觀速度反映流體的運(yùn)動(dòng)，該理論函數(shù)包含了一組常數(shù)，形成了每個(gè)粒子在其所在位置和相鄰位置之間的連接，因此能夠精確地計(jì)算對(duì)流，可實(shí)現(xiàn)用最大的時(shí)間步長(zhǎng)產(chǎn)生最小的數(shù)值耗散，并從微觀動(dòng)力學(xué)的視角，將流體的宏觀運(yùn)動(dòng)近似為大量微觀粒子運(yùn)動(dòng)的平均統(tǒng)計(jì)數(shù)值。

LBM的理論公式為[7]：

式中，fi為粒子在i方向的運(yùn)動(dòng)方程，并對(duì)應(yīng)一組離散速度矢量ci，i=0,1,2…；CiΔt為空間增量；Δt為時(shí)間增量；為粒子碰撞項(xiàng)。

為簡(jiǎn)化說明，假設(shè)Δt=1，并對(duì)式（1）中的碰撞項(xiàng)采用最簡(jiǎn)化和常用的Bhatnagar-Gross-Krook（BGK）形式來表示：

式中，τ為松弛時(shí)間參數(shù)；為基于局部流體動(dòng)力學(xué)特性的均衡分布函數(shù)。

在對(duì)湍流波動(dòng)進(jìn)行建模時(shí)，BGK公式采用有效湍流松弛時(shí)間參數(shù)τeff替代τ進(jìn)行修正，τeff可由重整化群（Renormalization Group，RNG）理論公式獲取[9]：

3 統(tǒng)計(jì)能量分析法

SEA是目前用于處理中高頻噪聲的常用分析手段，其基本思路是根據(jù)自然邊界及模態(tài)振型等條件將復(fù)雜系統(tǒng)分解成不同的模態(tài)群或若干個(gè)相互獨(dú)立的子系統(tǒng)，以便于統(tǒng)計(jì)能量分析。

分解到每個(gè)子系統(tǒng)的能量等于該系統(tǒng)耗散的能量與子系統(tǒng)之間的傳遞能量之和，通過求解各子系統(tǒng)之間的能量耗散與輸入功率之間的線性方程組，即可得到單一子系統(tǒng)的平均能量。

子系統(tǒng)能量平衡方程為[10]：

式中，Pk,in為子系統(tǒng)k的輸入能量，ω為振動(dòng)角頻率；分別為子系統(tǒng)k、j儲(chǔ)存的平均總能量；ηkj為子系統(tǒng)k輸入子系統(tǒng)j的耦合損耗因子。

其中：

式中，ηk為子系統(tǒng)k的內(nèi)損耗因子。

將式（4）轉(zhuǎn)換成矩陣形式為：

4 全尺寸風(fēng)洞噪聲試驗(yàn)

4.1 試驗(yàn)布置及環(huán)境

整車氣動(dòng)噪聲試驗(yàn)[11]使用的風(fēng)洞為3/4開口回流式風(fēng)洞，噴口面積27 m2，背景噪聲（無風(fēng)狀態(tài)計(jì)權(quán)100～10 000 Hz，車內(nèi)24.57 dB（A））符合氣動(dòng)聲學(xué)測(cè)試要求。

試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)如圖1所示，試驗(yàn)車放置在風(fēng)洞駐室天平轉(zhuǎn)盤的中心位置，測(cè)試過程中邊界層的抽吸和移動(dòng)帶系統(tǒng)處于關(guān)閉狀態(tài)。4個(gè)座椅位置安置人工頭用于采集雙耳噪聲信號(hào)，如圖2所示。

圖1 整車氣動(dòng)噪聲試驗(yàn)測(cè)試環(huán)境

圖2 聲學(xué)探測(cè)人工頭布置

4.2 試驗(yàn)工況及數(shù)據(jù)

為確保試驗(yàn)的準(zhǔn)確性，在正式測(cè)試前需對(duì)人工頭信號(hào)進(jìn)行校核，并在左后視鏡側(cè)一定距離的外場(chǎng)布置麥克風(fēng)作為信號(hào)參考。測(cè)試時(shí)將車身外表面（除上、下進(jìn)氣格柵）的縫隙及溝槽用膠帶密封，為避免增大額外的傳聲損失，所用膠帶均為0.3 mm的高質(zhì)量布基膠帶。密封區(qū)域包括四門、四窗、前風(fēng)窗玻璃、外開手柄及外后視鏡等，并通過比較整車有、無密封狀態(tài)下的噪聲曲線來分離泄露噪聲和風(fēng)激勵(lì)噪聲（或外形噪聲）。

圖3為風(fēng)速120 km/h、風(fēng)向傾角0°工況時(shí)駕駛員頭部空間測(cè)試所得的車內(nèi)A計(jì)權(quán)聲壓級(jí)曲線。由圖3可以看出，車內(nèi)噪聲在250 Hz以后呈下降趨勢(shì)，1 000～3 150 Hz高頻段的泄露噪聲占主導(dǎo)地位，在1 600 Hz處峰值尤為明顯，總噪聲值為46.63 dB（A），其中泄露噪聲為45.64 dB（A），外形噪聲僅為39.74 dB（A）。在中低頻區(qū)間，外形噪聲占據(jù)絕對(duì)優(yōu)勢(shì)，其曲線特征幾乎與車內(nèi)總噪聲特性吻合，在3 150 Hz處的外形噪聲曲線有一個(gè)明顯突起峰值，幅值為37.96 dB（A）。

圖3 駕駛員頭部氣動(dòng)噪聲的頻率特性曲線

在1/3倍頻程曲線中，僅將100～10 000 Hz頻段的聲壓級(jí)能量納入計(jì)算，得到3組類別的總值對(duì)比如圖4所示，就噪聲總幅值而言，外形噪聲貢獻(xiàn)占主要地位。

圖4 駕駛員頭部氣動(dòng)噪聲

5 整車氣動(dòng)噪聲數(shù)值計(jì)算

5.1 計(jì)算思路

本文數(shù)值計(jì)算結(jié)果均以車內(nèi)駕駛員頭部空間（左耳與右耳的平均值）的噪聲值表示，在不考慮底盤噪聲的情況下，轎車的風(fēng)激勵(lì)噪聲主要來源為A柱、外后視鏡、刮水器、外開手柄、行李架及B柱等附近區(qū)域的壓力脈動(dòng)[7～10]，如圖5所示。而車輛高速行駛時(shí)，由外部造型引起的流場(chǎng)區(qū)域的波動(dòng)能量又主要分為氣壓波動(dòng)（Wall Pressure Fluctuation）和聲壓波動(dòng)（Acoustic Pressure Fluctuation）兩部分，兩類外部激勵(lì)源共同作用并主要通過前風(fēng)窗玻璃和側(cè)窗向車內(nèi)傳遞噪聲[6]。

圖5 風(fēng)激勵(lì)噪聲傳播原理

根據(jù)上述噪聲傳播原理，數(shù)值計(jì)算過程分為兩步：基于LBM方法的CFD非穩(wěn)態(tài)流場(chǎng)計(jì)算，分別得到結(jié)構(gòu)輸入激勵(lì)和聲學(xué)輸入激勵(lì)；基于SEA法的車內(nèi)聲場(chǎng)計(jì)算。

如圖6所示，結(jié)構(gòu)輸入激勵(lì)由路徑A經(jīng)玻璃-氣壓的振動(dòng)耦合向車內(nèi)輻射噪聲，而聲學(xué)輸入激勵(lì)則由路徑B經(jīng)玻璃-聲壓的振動(dòng)耦合及聲透射兩個(gè)分支向車內(nèi)輻射噪聲。

圖6 數(shù)值分析框架

5.2 非穩(wěn)態(tài)流場(chǎng)計(jì)算

數(shù)值計(jì)算采用與風(fēng)洞試驗(yàn)車相同的數(shù)模，為了計(jì)算精確，應(yīng)盡可能使整車網(wǎng)格貼合實(shí)際情況：其中上、下進(jìn)氣格柵開放，同時(shí)模型包括發(fā)動(dòng)機(jī)艙的動(dòng)力總成、冷卻系統(tǒng)及管路等結(jié)構(gòu)，底盤作粗糙包絡(luò)處理并考慮刮水器和落水槽等細(xì)節(jié)，總計(jì)面網(wǎng)格899萬個(gè)，空間體網(wǎng)格5 126萬個(gè)。整車流體計(jì)算網(wǎng)格建模如圖7所示。

圖7 整車流體計(jì)算網(wǎng)格

流場(chǎng)的敏感區(qū)域，如A柱、翼子板上端和后視鏡等處的幾何細(xì)節(jié)更需精細(xì)，以捕捉微小的渦流變化，最小面網(wǎng)格尺寸達(dá)到了1 mm，而發(fā)動(dòng)機(jī)罩及車身翼子板網(wǎng)格尺寸在5～15 mm之間，其它網(wǎng)格則在15～25 mm之間。

在保證精度的前提下，為節(jié)省計(jì)算時(shí)間，采用不同的網(wǎng)格加密區(qū)域（VR）來劃分空間網(wǎng)格區(qū)域，包括A柱、外后視鏡、刮水器、格柵等風(fēng)激勵(lì)噪聲敏感區(qū)域，如圖8所示。圖9為后視鏡附近分層的VR空間網(wǎng)格區(qū)域，覆蓋區(qū)域有落水槽、刮水器、翼子板上端、A柱下端及外后視鏡前、后區(qū)域并直達(dá)B柱。

模擬過程中，分析模型放置在長(zhǎng)方體的虛擬風(fēng)洞之中，計(jì)算域總長(zhǎng)約25倍車長(zhǎng)，總寬約40倍車寬，總高約30倍車高，并在空間計(jì)算區(qū)域內(nèi)劃分5層非等間距VR計(jì)算空間，同時(shí)在車身外表面生成2層包絡(luò)區(qū)域，如圖10所示。

圖8 車身外表面VR

圖9 后視鏡區(qū)域的空間VR

圖10 虛擬風(fēng)洞空間計(jì)算域

本次數(shù)值計(jì)算使用PowerFlow進(jìn)行求解，由于入口流速較高，此處采用可壓縮理想流體。邊界條件設(shè)置：入口設(shè)置為速度，風(fēng)速120 km/h，風(fēng)向角0°；出口設(shè)置為壓力出口；輪胎滑移帶靜止?fàn)顟B(tài)；總分析步數(shù)設(shè)置為187 060。

5.3 SEA車內(nèi)聲場(chǎng)計(jì)算

SEA方法處理風(fēng)激勵(lì)噪聲的出發(fā)點(diǎn)是表面聲壓（氣動(dòng)波和擴(kuò)散聲波）。氣動(dòng)波產(chǎn)生于對(duì)流氣體，并與結(jié)構(gòu)模態(tài)耦合，傳遞能量，引起結(jié)構(gòu)振動(dòng)和聲輻射；擴(kuò)散聲波部分通過結(jié)構(gòu)透射聲向車內(nèi)傳遞噪聲。車外流場(chǎng)的壓力波動(dòng)向玻璃等板件產(chǎn)生的能量輸入為：

式中，Re為雷諾數(shù)；P*為波動(dòng)壓力；v為速度；Ω為板件面積；x為坐標(biāo)位置；ω為振動(dòng)角頻率。

在進(jìn)行車內(nèi)聲場(chǎng)計(jì)算時(shí)，將駕駛艙沿中央通道劃分成12個(gè)單獨(dú)的空間計(jì)算區(qū)域，包括前、后排乘員的腳部、軀干和頭部，如圖11所示。SEA計(jì)算的聲學(xué)邊界條件（如玻璃阻尼損耗因子及車內(nèi)混響時(shí)間等參數(shù)）均由試驗(yàn)獲得。

圖11 SEA車內(nèi)空間子系統(tǒng)劃分

取120 km/h（0°傾角）時(shí)的駕駛員頭部空間噪聲試驗(yàn)值與數(shù)值計(jì)算曲線對(duì)比如圖12所示，主、客觀評(píng)價(jià)對(duì)比為響度（試驗(yàn)值為16.70 sone，計(jì)算值為13.83 sone）和聲壓級(jí)（試驗(yàn)值為63.14 dB（A），計(jì)算值為59.17 dB（A））。在100～315 Hz中低頻段，試驗(yàn)值與計(jì)算值相差較大，幅度在2.74～7.14 dB（A）范圍內(nèi)，這主要是由于目前數(shù)值暫時(shí)無法考慮中低頻段的底盤噪聲以及SEA方法在中低頻噪聲區(qū)間計(jì)算精度較差兩方面因素綜合引起的，但該段的總體波動(dòng)趨勢(shì)二者基本吻合。

圖12 駕駛員頭部外形噪聲的對(duì)比

需要指出的是，3 150 Hz處形成的高頻峰值與風(fēng)窗玻璃的吻合頻率有直接的關(guān)聯(lián)性。如果假設(shè)側(cè)窗玻璃為無限大的平板，均勻平板吻合頻率的近似理論公式[1]為：

式中，fc為吻合頻率；h為均勻平板厚度。

該車側(cè)窗玻璃厚度為3.85 mm，由式（8）可得近似的理論吻合頻率為3 247 Hz，與計(jì)算結(jié)果接近，也從側(cè)面驗(yàn)證了數(shù)值模型的準(zhǔn)確性。

綜合上述對(duì)比，該整車模型可有效擬合實(shí)際風(fēng)激勵(lì)噪聲的趨勢(shì)水平，為后續(xù)外形結(jié)構(gòu)的優(yōu)化工作奠定了可靠的數(shù)據(jù)基礎(chǔ)。

5.4 云圖分析

對(duì)計(jì)算結(jié)果可采用直觀的三維視圖來捕捉渦流的附著、分離及再附著過程，幫助分析噪聲的產(chǎn)生機(jī)理及影響區(qū)域，找到可能的噪聲源及優(yōu)化方向。

圖13所示為對(duì)時(shí)間平均的流體壓力系數(shù)為零的等值區(qū)域，代表了在流場(chǎng)瞬態(tài)中渦流的分離區(qū)域。由圖13可知，氣流波動(dòng)對(duì)車內(nèi)噪聲的傳遞主要來自A柱及后視鏡區(qū)域，而作用在側(cè)窗上劇烈的壓力波動(dòng)主要源于渦流的分離和再附著的綜合結(jié)果。

圖13 壓力系數(shù)為零的等值區(qū)域

A柱及后視鏡附近的流場(chǎng)可借助圖14所示的時(shí)域渦流強(qiáng)度及壓力分布云圖來描述，選擇濾波范圍500～6 000 Hz，渦流的強(qiáng)度、形狀及脫離過程都可直觀地獲得。在時(shí)域動(dòng)態(tài)圖中可知，流經(jīng)翼子板和A柱處的渦流直接沖擊后視鏡內(nèi)棱角及支架等處，壓力陡然增高，流速變大，劇烈的壓力波動(dòng)沿后視鏡內(nèi)側(cè)面的引導(dǎo)方向沖擊后視鏡蓋板及側(cè)窗左下側(cè)外表面。

圖14 渦流壓力脈動(dòng)云圖

圖15為駕駛員側(cè)的車窗外表面壓力波動(dòng)云圖，其中顏色越深的區(qū)域能量激勵(lì)越大。取1/3倍頻程中的176～353 Hz頻段切片說明，圖中除了常見的A柱渦流分離區(qū)能量均布集中外，在側(cè)窗左下側(cè)（外后視鏡支架斜后方）也呈現(xiàn)了極高的壓力波動(dòng)現(xiàn)象，這也驗(yàn)證了上文提到的渦流流向帶來的激勵(lì)沖擊問題。因此，后期的優(yōu)化方向也應(yīng)圍繞渦流能量傳遞路徑中的后視鏡及其蓋板展開，并有效規(guī)避或削弱其能量的沖擊。

圖15 駕駛側(cè)側(cè)窗外表面壓力脈動(dòng)云圖

6 風(fēng)激勵(lì)噪聲優(yōu)化探索

基于風(fēng)洞實(shí)車噪聲測(cè)試，針對(duì)占主導(dǎo)影響成分的外形噪聲展開后續(xù)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化工作。但為尋求切實(shí)可行的改進(jìn)方案，減少后續(xù)造型樣件及油泥模型風(fēng)洞試驗(yàn)成本，借助模型進(jìn)行前期開發(fā)階段的風(fēng)激勵(lì)噪聲性能虛擬優(yōu)化設(shè)計(jì)。

前文針對(duì)數(shù)值計(jì)算的流場(chǎng)云圖，已經(jīng)提供了對(duì)外后視鏡及其蓋板展開結(jié)構(gòu)改進(jìn)的工作思路。在不改變外后視鏡人機(jī)位置的前提下，經(jīng)過多輪模型嘗試，僅對(duì)兩處結(jié)構(gòu)做出細(xì)微調(diào)整，如圖16所示。新造型1對(duì)側(cè)窗附近的后視鏡安裝蓋板在垂直玻璃方向降低一定高度；新造型2將外后視鏡支架變薄。

圖16 結(jié)構(gòu)調(diào)整

取駕駛員左耳對(duì)比說明，最終優(yōu)化結(jié)果與原造型的數(shù)值曲線對(duì)比如圖17所示，新造型1較原模型在低頻段聲壓級(jí)幅值略大一些，但在1 000～4 000 Hz的高頻帶能取得明顯的優(yōu)化效果，其中1 600 Hz處差值達(dá)到3.16 dB（A）。新造型2則基本在全頻段上都能取得良好的優(yōu)化效果，尤其在100～500 Hz的中低頻及1 250～2 500 Hz的高頻處均取得了良好的改進(jìn)，差值最大的兩處出現(xiàn)在125 Hz及1 600 Hz，分別為1.78 dB（A）和2.27 dB（A）。

圖17 駕駛員頭部噪聲對(duì)比

車內(nèi)噪聲客觀評(píng)價(jià)總聲壓級(jí)從59.39 dB（A）分別降至59.09 dB（A）和58.18 dB（A），主觀評(píng)價(jià)的響度從13.83 sone分別降至13.45 sone和13.01 sone。這說明，從數(shù)值計(jì)算的角度有針對(duì)性地從源頭對(duì)外后視鏡及其蓋板的局部調(diào)整能夠取得一定的成效，但優(yōu)化幅度及趨勢(shì)是否準(zhǔn)確還有待于后續(xù)的改進(jìn)試驗(yàn)加以驗(yàn)證。

7 結(jié)束語

結(jié)合格子波爾茲曼方法和統(tǒng)計(jì)能量法對(duì)整車風(fēng)激勵(lì)噪聲數(shù)值建模可對(duì)車內(nèi)噪聲取得較好的前瞻性預(yù)測(cè)，尤其是高頻的A計(jì)權(quán)聲壓級(jí)曲線波動(dòng)趨勢(shì)與試驗(yàn)相比吻合度較高。

對(duì)氣動(dòng)噪聲的研究，基于風(fēng)洞試驗(yàn)可在產(chǎn)品開發(fā)前期確定影響噪聲的主要因素，分離出泄露噪聲與外形噪聲，并為下一步的虛擬優(yōu)化設(shè)計(jì)提供一定的指導(dǎo)。

針對(duì)噪聲源頭及傳遞路徑改進(jìn)的思路，在數(shù)值建模計(jì)算中得到了很好的驗(yàn)證，較小的調(diào)整措施也可能取得良好的效果，本文的總聲壓級(jí)從最初的59.17 dB（A）最多可下降到58.18 dB（A），響度從13.83 sone最多減小至13.01 sone，后續(xù)還需要進(jìn)一步的試驗(yàn)驗(yàn)證。

1 龐劍，湛剛.汽車與發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)噪聲理論與應(yīng)用.北京：北京理工大學(xué)出版社，2006.

2 傅立敏.汽車設(shè)計(jì)與空氣動(dòng)力學(xué).北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2013.

3 夏恒，宮鎮(zhèn)，陸森林，等.關(guān)于高速車輛內(nèi)部氣流噪聲計(jì)算方法的研究.汽車工程，2003，25（1）：78～81.

4 楊萬里，李明江，劉國(guó)慶.乘用車風(fēng)噪聲模擬研究.華中科技大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版），2005，33（11）：77～79.

5 汪怡平，谷正氣，李偉平，等.汽車氣動(dòng)噪聲數(shù)值計(jì)算分析.汽車工程，2009，31（4）385～388.

6 van Herpe F,D’Udekem D,Jacqmot J,et al.Vibro-Acoustic Simulation of Side Windows and Windshield Excited by Realistic CFD Turbulent Flows Including Car Cavity.International Styrian Noise,Vibration and Harshness Congress: the European Automotive Noise Conference，Graz，2012.

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11 賀銀芝，楊志剛，王毅剛.汽車車身密封對(duì)車內(nèi)氣動(dòng)噪聲影響的機(jī)理及試驗(yàn)研究.汽車工程，2012，34（8）：692～695.

（責(zé)任編輯 斛 畔）

修改稿收到日期為2016年6月6日。

Analysis and Optimization of Vehicle Aerodynamic Noise and Propagation Characteristics Based on Lattice-Boltzmann Method and SEA

Liu Gongwen1,Wu Haibo1,Zhou Jiangbin1,Chen Qian1,Wang Yigang2
（1.Shanghai Volkswagen Automotive Co.,Ltd,Shanghai 201805;2.Tong Ji University,Shanghai 201804）

A vehicle emitted louder aerodynamic noise at high speed.To solve this problems,numerical calculation was carried out based on Lattice-Boltzmann and Statistic Energy Analysis(SEA).Meanwhile analysis results were compared with full-scale wind tunnel vehicle test,and styling optimization was carried out based on accurate calculation model.The results showed that this model could well simulate actual wind noise in both the subjective and the objective evaluation system,and rear view mirror optimization could effectively reduce aerodynamic and sound field pressure fluctuation on the front side window,inner sound pressure level curve was obviously weakened at middle-high frequency band.This method provided some guidance for vehicle wind noise design and optimization in predevelopment stage which could effectively shorten development cycle.

Lattice-Boltzmann,SEA,Aerodynamic noise,Aerodynamics,Full-scale wind tunnel test,Structural optimization

格子波爾茲曼 統(tǒng)計(jì)能量分析法 氣動(dòng)噪聲 空氣動(dòng)力學(xué) 全尺寸風(fēng)洞試驗(yàn) 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

U461；TB53

A

1000-3703（2017）02-0038-06