文 琪，袁俠義，湯柱良，陳志夫，王超逸，陳 林

(廣州汽車集團(tuán)股份有限公司汽車工程研究院，廣州 511434)

高速下側(cè)窗開啟產(chǎn)生的低頻高強(qiáng)度風(fēng)振噪聲，會(huì)嚴(yán)重影響乘客的乘坐舒適性，同時(shí)過大的車廂內(nèi)部噪聲極易分散駕駛員注意力，極易發(fā)生交通事故。因此在汽車研發(fā)設(shè)計(jì)階段，考慮汽車側(cè)窗風(fēng)振噪聲的影響具有重要意義［1］。

目前，國內(nèi)外學(xué)者對(duì)風(fēng)振噪聲的仿真方法以及抑制措施進(jìn)行了大量的研究［2－12］，而對(duì)側(cè)窗不同開啟方式對(duì)風(fēng)振特性影響的研究比較匱乏。因此，本文結(jié)合實(shí)車道路試驗(yàn)與仿真分析，討論不同側(cè)窗開啟組合對(duì)駕駛員耳旁聲壓級(jí)的不同影響以及風(fēng)振噪聲產(chǎn)生機(jī)理，并提出降低風(fēng)振噪聲的方法。

1 實(shí)車道路試驗(yàn)

1.1 試驗(yàn)設(shè)備及方案

為了探究汽車在不同側(cè)窗開啟組合下的風(fēng)振噪聲特性，在自然風(fēng)很小的情況下對(duì)某三廂乘用車進(jìn)行道路試驗(yàn)。試驗(yàn)設(shè)備為:Test．Lab測試系統(tǒng)(比利時(shí)LMS公司)，1/4英寸4136型電容式傳聲器(丹麥B＆K公司)與前置B＆K2609型放大器。在駕駛員左耳和右耳各布置一個(gè)傳聲器，最高測試頻率為1 024 Hz，采集頻率間隔0.4 Hz。如圖1所示。

圖1 數(shù)據(jù)采集前端和傳聲器布置

側(cè)窗全開的情況下有15種不同組合方式，考慮側(cè)窗組合的對(duì)稱性，最終確定了最為典型的9種組合作為本文的研究工況，并進(jìn)行如下的編號(hào):工況1為開左前窗;工況2為開左后窗;工況3為開左前窗、右前窗;工況4為開左前窗、左后窗;工況5為開右前窗、左后窗;工況6為開左后窗、右后窗;工況7為4窗全開;工況8為開左、右前窗及右后窗;工況9為開左前窗及左、右后窗。

測試車速為90～120 km/h，間隔10 km/h為一測試車速。為了減小試驗(yàn)誤差，每個(gè)工況采集5組數(shù)據(jù)，取平均值。本文選取車速100 km/h的工況進(jìn)行研究，所有工況的噪聲采用不計(jì)權(quán)方式來衡量。

1.2 試驗(yàn)結(jié)果分析

從表1可以看出，在駕駛員左耳旁處，工況2的風(fēng)振噪聲最大，工況4的最小，兩者相差24.4 dB。單開后窗比單開前窗大約高出14 dB，2個(gè)側(cè)窗組合開啟時(shí)，工況6比其他3個(gè)工況風(fēng)振噪聲都要高，可見多側(cè)窗開啟較側(cè)窗單開風(fēng)振噪聲有較大改善，后窗單開風(fēng)振最為明顯，合理的開窗組合，也是駕駛員行車過程中降低風(fēng)振噪聲時(shí)需要考慮的重要因素。

表1 實(shí)車試驗(yàn)測試結(jié)果

2 計(jì)算模型及方法

2.1 大渦模擬控制方程

通過對(duì)Navier－Stokes方程進(jìn)行物理空間過濾，最終確定了流體大渦控制方程［9］:

控制方程采用渦旋黏性亞格子模型［9］:

式中:μt為亞格子湍流黏性系數(shù);δij為克羅內(nèi)克系數(shù)是求解尺度下的應(yīng)力變化張量分量。

2.2 計(jì)算域及網(wǎng)格劃分

圖2為車輛的幾何與內(nèi)飾網(wǎng)格模型，幾何模型長約4 700 mm，寬約1 740 mm，高約1 470 mm，在保證仿真精度的條件下，省略了如門把手等較小附件。由于考慮的是側(cè)窗開啟的情況，因此保留了內(nèi)飾模型及駕駛員和乘客模型。

圖2 車輛的幾何模型和內(nèi)飾網(wǎng)格模型

計(jì)算域?yàn)殚L約11倍車長，寬約5倍車寬，高約4倍車高，入口距車頭3倍車長，出口距車尾7倍車長。計(jì)算域選用四面體網(wǎng)格，考慮流體運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的附面層效應(yīng)，在車身外表面生成質(zhì)量精細(xì)的棱柱網(wǎng)格。最終體網(wǎng)格如圖3所示。

圖3 計(jì)算域網(wǎng)格縱向截面圖

2.3 數(shù)值仿真設(shè)置

數(shù)值仿真計(jì)算采用ANSYS Fluent軟件。計(jì)算所用的邊界條件如下:

入口:速度入口100 km/h;出口:壓力出口 一個(gè)標(biāo)準(zhǔn)大氣壓;側(cè)面及頂部:滑移壁面;地板:Moving Wall 100 km/h;車身:無滑移壁面。

本文采用k－ε湍流模型進(jìn)行穩(wěn)態(tài)計(jì)算求解，迭代1 000次。瞬態(tài)計(jì)算選擇大渦模擬，選取駕駛員耳旁作為監(jiān)測點(diǎn)。為了跟試驗(yàn)對(duì)比，本次分析噪聲最高頻率為2 500 Hz，采樣時(shí)間為0.2 s，計(jì)算的最高頻率決定計(jì)算的時(shí)間步長，因而時(shí)間步長取0.000 2 s，計(jì)算1 000步，每時(shí)間步迭代20次。為了計(jì)算結(jié)果更準(zhǔn)確，計(jì)算0.1 s流場穩(wěn)定后開始進(jìn)行測點(diǎn)采樣。

3 仿真驗(yàn)證與結(jié)果分析

3.1 仿真方法驗(yàn)證

為了驗(yàn)證仿真方法的準(zhǔn)確性，選取工況1駕駛員左耳處的試驗(yàn)結(jié)果和仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。

從圖4可以看出，試驗(yàn)與仿真的頻譜曲線在低頻段走勢基本一致，2條曲線第一個(gè)波峰分別對(duì)應(yīng)的實(shí)車試驗(yàn)的風(fēng)振頻率為15.6 Hz、聲壓級(jí)為127.81 dB，仿真計(jì)算的風(fēng)振頻率為16.72 Hz、聲壓級(jí)為123.5 dB?？梢哉J(rèn)為，仿真結(jié)果和試驗(yàn)數(shù)據(jù)吻合較好，仿真計(jì)算方法是可信的。圖4中不同波峰代表不同階次模態(tài)，第一個(gè)峰值能量很大，是風(fēng)振的主要貢獻(xiàn)量。

圖4 監(jiān)測點(diǎn)聲壓頻譜對(duì)比

造成誤差的原因主要是:數(shù)值仿真與道路試驗(yàn)的真實(shí)情況存在差異，湍流模型等不能百分之百貼近實(shí)際情況;實(shí)車試驗(yàn)過程中存在干擾噪聲，比如發(fā)動(dòng)機(jī)、輪胎等的機(jī)械噪聲，使試驗(yàn)結(jié)果較仿真結(jié)果偏大。

車速為100 km/h時(shí)的9個(gè)工況的仿真結(jié)果見表2，側(cè)窗開啟的方式不同，風(fēng)振噪聲的峰值也不同。

表2 風(fēng)振噪聲共振頻率及聲壓級(jí)

由表2可知，在駕駛員左右耳旁處，仿真結(jié)果的分布趨勢與道路試驗(yàn)結(jié)果基本吻合，再次證明了仿真方法的準(zhǔn)確性。

3.2 側(cè)窗風(fēng)振噪聲形成機(jī)理

風(fēng)振是一種和姆赫茲共振現(xiàn)象。當(dāng)側(cè)窗氣流流經(jīng)側(cè)窗后邊沿產(chǎn)生周期性的渦旋與車身聲腔周期相接近時(shí)會(huì)產(chǎn)生共振，從而引起風(fēng)振。選取工況2的一段時(shí)間的靜壓云圖變化來解釋側(cè)窗風(fēng)振噪聲的機(jī)理。圖5為風(fēng)振噪聲一個(gè)周期T中4個(gè)時(shí)刻的壓力云圖。

圖5 駕駛員耳旁Z橫截面不同時(shí)刻的靜壓云圖

在T/8時(shí)刻，汽車B柱后緣位置產(chǎn)生了一個(gè)中心低壓的渦旋，2T/8時(shí)刻渦旋開始裂變?yōu)?個(gè)渦旋，并開始向前運(yùn)動(dòng)，車廂內(nèi)部壓力升高;3T/8時(shí)刻渦旋持續(xù)向前運(yùn)動(dòng)，此刻車廂內(nèi)部持續(xù)升高達(dá)到頂峰，4T/8時(shí)前移的渦旋開始脫落，車廂內(nèi)部壓力開始出現(xiàn)下降，5T/8時(shí)后部渦旋由于碰撞C柱，一分為二，形成兩個(gè)渦核，6T/8時(shí)渦旋再次脫落，車廂內(nèi)部壓力達(dá)到最低谷，7T/8時(shí)刻在B柱位置再次出現(xiàn)新的渦旋，車廂內(nèi)渦旋持續(xù)脫落;T時(shí)全部渦旋耗散完全，流場重新進(jìn)入下一個(gè)周期的開始狀態(tài)，下一個(gè)周期再次形成。

3.3 最大風(fēng)振噪聲特性分析

研究表明，后窗開啟是風(fēng)振噪聲的主要來源，本文的研究結(jié)果也表明，單開后窗有最大風(fēng)振噪聲。

通過對(duì)比工況1和工況2來分析最大風(fēng)振噪聲特性。圖6分別為工況1和工況2的監(jiān)測點(diǎn)位置Z截面的壓力云圖。對(duì)比兩圖可以發(fā)現(xiàn):左前窗開啟的渦旋較左后窗開啟時(shí)渦旋更為復(fù)雜，開啟左前窗時(shí)渦旋尺度小并且數(shù)量較大;開啟左后窗時(shí)，后窗部位的渦旋主要是數(shù)量較少的大尺度的渦旋。由表2可知，工況2的風(fēng)振噪聲聲壓級(jí)比工況1高了14.2 dB。

為了更清楚地觀察左窗位置的氣流運(yùn)動(dòng)強(qiáng)弱情況，用圖7分別反映工況1和工況2氣流湍流運(yùn)動(dòng)強(qiáng)弱。不難發(fā)現(xiàn):前窗開啟時(shí)，側(cè)窗區(qū)域的湍化程度出現(xiàn)了外強(qiáng)內(nèi)弱的情況;相反，后窗開啟時(shí)，側(cè)窗區(qū)域湍化程度則是外弱內(nèi)強(qiáng)。

圖6 左窗區(qū)域瞬態(tài)壓力云圖

由文獻(xiàn)［13］可知:湍流運(yùn)動(dòng)中小尺度渦旋通常是在渦團(tuán)運(yùn)動(dòng)中轉(zhuǎn)化為內(nèi)能耗散，影響渦團(tuán)能量等物理量輸送的主要是大尺度渦旋。所以，后側(cè)窗開啟時(shí)，所產(chǎn)生數(shù)量較少的大尺度渦旋在渦團(tuán)運(yùn)動(dòng)過程中侵入車廂內(nèi)部，引起車廂內(nèi)部較大的壓力波動(dòng)，從而風(fēng)振噪聲更為突出。

圖7 監(jiān)測截面湍流動(dòng)能云圖

3.4 風(fēng)振“通風(fēng)效應(yīng)”

由表2可知，工況4的風(fēng)振噪聲聲壓級(jí)比工況1低了10 dB，說明開雙側(cè)窗比開單側(cè)窗的車內(nèi)風(fēng)振現(xiàn)象有明顯改善。

根據(jù)聲腔聲共振理論，外部流體能量經(jīng)由空氣媒介傳入車廂內(nèi)部，產(chǎn)生有規(guī)律的壓力脈動(dòng)。在這種“彈簧”現(xiàn)象中，開口區(qū)域是決定空氣壓縮膨脹程度的關(guān)鍵。將圖7中工況1與圖8對(duì)比可以發(fā)現(xiàn):工況4外側(cè)氣流湍流更加復(fù)雜，湍化程度更加明顯。一側(cè)同時(shí)開兩窗時(shí)，后窗進(jìn)入的氣流從前窗導(dǎo)出，有效地降低了“彈簧”作用，加劇了開窗區(qū)域的湍化程度，形成了更多的小尺度渦旋，大部分能量通過這些小渦旋耗散為內(nèi)能，進(jìn)而減弱渦團(tuán)運(yùn)動(dòng)侵入車廂內(nèi)部引起的壓力脈動(dòng)，最終大大改善車內(nèi)風(fēng)振噪聲。

圖8 工況4監(jiān)測截面湍流動(dòng)能云圖

4 風(fēng)振噪聲的控制方案

根據(jù)小孔降噪機(jī)理，氣流流經(jīng)小孔后，可以減少渦旋的生成，改善流場狀況。因此考慮將小孔降噪方法應(yīng)用于汽車側(cè)窗風(fēng)振噪聲的控制。

在保證結(jié)構(gòu)合理的情況下，在后視鏡支撐臂位置開槽(如圖9)，通過該小孔降低側(cè)窗附近的湍動(dòng)能，從而抑制后視鏡渦旋的生成和發(fā)展，控制侵入車廂氣流的脈動(dòng)壓力大小，降低風(fēng)振噪聲。

圖9 開孔前后的后視鏡結(jié)構(gòu)對(duì)比

對(duì)后視鏡改進(jìn)前后的模型仿真，如圖10所示，發(fā)現(xiàn)改進(jìn)后的后視鏡所在截面的湍動(dòng)能明顯降低，側(cè)窗附近的脈動(dòng)壓力得到很好改善，更多的能量在外部消耗，達(dá)到了降低車內(nèi)風(fēng)振噪聲的效果。

圖10 后視鏡改進(jìn)前后橫截面湍動(dòng)能圖對(duì)比

圖11 后視鏡開孔前后駕駛員耳旁風(fēng)振聲壓頻譜對(duì)比

由圖11可知，原車駕駛員耳旁風(fēng)振峰值聲壓級(jí)138.1 dB，頻率16.1 Hz，開孔后的風(fēng)振峰值聲壓級(jí)131.2 dB，頻率18 Hz，改進(jìn)后共振頻率略有升高，但聲壓級(jí)減少，約7 dB，且在其他頻率段也有較好的降噪效果。

5 結(jié)論

以某乘用車為研究對(duì)象，通過對(duì)不同側(cè)窗開啟方式的道路試驗(yàn)和仿真分析，得出以下結(jié)論:

1)側(cè)窗開啟方式對(duì)車內(nèi)風(fēng)振噪聲存在顯著影響，多側(cè)窗開啟較單側(cè)窗開啟風(fēng)振噪聲有較大改善，僅開后窗風(fēng)振噪聲最為明顯。

2)風(fēng)振噪聲頻率隨側(cè)窗開啟數(shù)量的增加而增高。

3)在保證后視鏡結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的情況下，在其安裝臂上開一個(gè)通孔，將使風(fēng)振噪聲共振頻率略有升高，但聲壓級(jí)會(huì)減少。

修改稿日期:2018－06－06