王毅剛, 張 婕,俞悟周,李啟良,柳 陽(yáng)
(1. 同濟(jì)大學(xué) 上海地面交通工具風(fēng)洞中心,上海 201804; 2. 同濟(jì)大學(xué) 汽車學(xué)院,上海 201804;3. 同濟(jì)大學(xué) 物理科學(xué)與工程學(xué)院,上海 200092; 4. 長(zhǎng)安汽車公司汽車工程研究總院,重慶 400023)
隨著汽車行駛速度的提高,汽車發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲和輪胎路面噪聲等氣動(dòng)噪聲問題顯得愈來愈突出.研究表明,汽車氣動(dòng)噪聲能量隨車速的6次方增長(zhǎng)[1],這也引起汽車企業(yè)的高度重視.因此,氣動(dòng)噪聲成為汽車研發(fā)控制的重要指標(biāo)之一.
作為評(píng)價(jià)汽車噪聲的重要指標(biāo),車內(nèi)噪聲的獲取可以通過整車實(shí)測(cè)測(cè)量,但要分離出氣動(dòng)噪聲最有效的手段是氣動(dòng)聲學(xué)風(fēng)洞測(cè)量,對(duì)于開發(fā)中的車型在無法進(jìn)行試驗(yàn)測(cè)量時(shí),數(shù)值仿真是重要有效的手段;從車內(nèi)氣動(dòng)噪聲控制角度,氣動(dòng)噪聲源及其傳播路徑上采取控制措施是有效的途徑,但依賴試驗(yàn)手段(風(fēng)洞試驗(yàn)或?qū)嵻嚋y(cè)試)很難獲取全面詳細(xì)的信息,為其控制提供依據(jù),因此,數(shù)值仿真仍是有效且重要的手段.
對(duì)于汽車整車結(jié)構(gòu)聲振傳播路徑的仿真計(jì)算,低頻分析主要采用的是有限元法(finite element method, FEM)[2]和邊界元法(boundary element method, BEM)[3];在中高頻段,汽車這樣的復(fù)雜聲振系統(tǒng)具有高模態(tài)密度、高模態(tài)重疊度和短波長(zhǎng)等特點(diǎn),導(dǎo)致使用FEM和BEM建模非常困難,且求解計(jì)算量龐大.統(tǒng)計(jì)能量分析法(statisticaal energy analysis, SEA)解決了該問題,在汽車的中高頻噪聲分析中被廣泛應(yīng)用,成為了與有限元法相互完善,解決全頻段聲振問題的有效分析工具[4-5].目前,國(guó)內(nèi)外利用SEA方法的相關(guān)研究較少見到在整車上對(duì)氣動(dòng)噪聲問題有較完整的從氣動(dòng)噪聲源到車內(nèi)傳遞開展數(shù)值分析的論述,更多的工作以動(dòng)力系統(tǒng)作為主要激勵(lì)源開展車內(nèi)噪聲預(yù)測(cè)和控制分析,如2002~2017年,文獻(xiàn)[6-12] 分別對(duì)汽車整車和高速列車建立SEA模型,并計(jì)算車內(nèi)噪聲、分析其傳播路徑及開展控制措施研究.其中,也有涉及到車外流體作為激勵(lì)源開展研究,但主要問題是流體脈動(dòng)和聲場(chǎng)難以分離,獲取不到有用的近聲場(chǎng)信息,使其研究難以完善.所以,從SEA法應(yīng)用于氣動(dòng)噪聲傳遞分析的情況來看,要獲取車體外表面的空氣脈動(dòng)和外聲場(chǎng)數(shù)據(jù)較為困難.通過風(fēng)洞測(cè)試獲得的車結(jié)構(gòu)外表面壓力脈動(dòng),包括空氣脈動(dòng)和聲壓,兩者較難分離;通過數(shù)值仿真手段獲取需要足夠多的整車網(wǎng)格數(shù)和龐大的計(jì)算資源,以及豐富的數(shù)值仿真計(jì)算經(jīng)驗(yàn),否則計(jì)算獲取的數(shù)據(jù)精度難以保證[13].因此,較為詳盡的整車氣動(dòng)噪聲向車內(nèi)傳播的分析鮮有研究.另外,應(yīng)用SEA建立整車模型,除正確劃分子系統(tǒng)外,需要確定每個(gè)子系統(tǒng)的幾何參數(shù)、力學(xué)參數(shù)、聲學(xué)參數(shù)和耦合損耗因子等,這些參數(shù)全面獲取有一定難度[14-15].在以往利用SEA方法開展研究的工作,幾乎都涉及到對(duì)SEA參數(shù)的確定.為了獲取較為準(zhǔn)確的參數(shù),許多工作都以試驗(yàn)測(cè)試為主.Liu等[12]基于統(tǒng)計(jì)能量法,建立了高速列車內(nèi)部空氣動(dòng)力噪聲的計(jì)算模型,利用大渦模擬獲得車體子系統(tǒng)上的湍流邊界層輸入,計(jì)算和分析高速列車的內(nèi)部氣動(dòng)噪聲.
本文以某整車為研究對(duì)象,以氣動(dòng)-聲學(xué)風(fēng)洞外部流場(chǎng)和聲場(chǎng)以及車內(nèi)噪聲測(cè)量數(shù)據(jù)為驗(yàn)證數(shù)據(jù),建立該整車SEA模型,利用計(jì)算流體力學(xué)(computational fluid dynamics,CFD)方法和聲擾動(dòng)方程(acoustic perturbation equations,APE)計(jì)算該整車外流場(chǎng)和聲場(chǎng),作為SEA模型的輸入.通過實(shí)測(cè)或查閱文獻(xiàn)資料獲取SEA相關(guān)參數(shù),完善SEA模型,在此基礎(chǔ)上對(duì)整車氣動(dòng)噪聲傳播路徑和傳播特性進(jìn)行分析.該研究是對(duì)整車氣動(dòng)噪聲從激勵(lì)源到車內(nèi)仿真預(yù)測(cè)分析方法的探索,傳播路徑分析對(duì)于氣動(dòng)噪聲傳遞特性認(rèn)識(shí)及控制有重要的借鑒價(jià)值.
研究以某款整車(圖1)為研究對(duì)象,基于該整車的有限元模型數(shù)據(jù),將IGS格式數(shù)據(jù)導(dǎo)入VAONE軟件中.子系統(tǒng)劃分遵循下述原則[16]:① 子系統(tǒng)模態(tài)數(shù)在低頻較難滿足統(tǒng)計(jì)能量分析方法要求,初步評(píng)估了可能的子系統(tǒng)對(duì)應(yīng)的模態(tài)數(shù)基礎(chǔ)上,確定了計(jì)算有效頻率盡可能不低于200 Hz;② 外車身部件子系統(tǒng)應(yīng)盡可能根據(jù)車型部件的自然功能進(jìn)行分類;③ 內(nèi)飾子系統(tǒng)盡可能和外車身子系統(tǒng)形狀匹配;④ 聲空間子系統(tǒng)的劃分主要根據(jù)功能區(qū)間和模態(tài)數(shù)要求來劃分;⑤ 根據(jù)氣流脈動(dòng)分布特性劃分外車身部件子系統(tǒng),使得子系統(tǒng)具有有效的聲源激勵(lì).
圖1 試驗(yàn)整車實(shí)拍圖Fig.1 Real vehicle diagram of trial vehicle
按照上述子系統(tǒng)劃分原則建立的整車SEA模型如圖2所示.
圖2 某車型整車子系統(tǒng)SEA模型總圖Fig.2 General chart of subsystems in SEA model for vehicle
車體結(jié)構(gòu)由不同的構(gòu)造形式、材料組成,其子系統(tǒng)除盡量按照原結(jié)構(gòu)確定外,部分子系統(tǒng)還要進(jìn)行等效,同時(shí),還要確定子系統(tǒng)的幾何參數(shù)、動(dòng)力學(xué)參數(shù)、聲學(xué)參數(shù)等.按照該車型的結(jié)構(gòu)特點(diǎn),以下介紹主要參數(shù)的確定方法.
加筋結(jié)構(gòu)參量的確定:車體外殼多為板桿加筋結(jié)構(gòu),將加筋結(jié)構(gòu)等效成板殼結(jié)構(gòu).其等效厚度he計(jì)算采用式(1)~(3).
(1)
(2)
(3)
式(1)~(3)中:hs為橫梁(橫向加筋結(jié)構(gòu))的厚度;hx為縱梁(縱向加筋結(jié)構(gòu))的厚度;h為材料的平均厚度;Es為橫梁的楊氏模量;Em為板的楊氏模量;Ios為橫梁的截面慣性矩;ds為橫梁間距的平均距離;Ex為縱梁的楊氏模量;Iox為縱梁的截面慣性矩;dx為縱梁間的平均距離;μ為縱梁的泊松比.
其他參數(shù)的確定:車體結(jié)構(gòu)組成復(fù)雜,每個(gè)子系統(tǒng)對(duì)應(yīng)不同的幾何參數(shù)、動(dòng)力學(xué)參數(shù)、聲學(xué)參數(shù)等,研究工作通過不同的手段獲取這些參數(shù).其中:
(1) 幾何參數(shù)——由車體的有限元數(shù)模確定.
(2) 材料性能及動(dòng)力學(xué)參數(shù)——材料性能參數(shù)如密度、拉伸模量、剪切模量及泊松比等參量,均可從相關(guān)手冊(cè)或試驗(yàn)中獲取;動(dòng)力學(xué)參數(shù)如阻尼損耗因子等由文獻(xiàn)[16-17]調(diào)研獲取.
(3) 聲學(xué)參數(shù)——如車內(nèi)吸聲系數(shù),主要通過試驗(yàn)測(cè)量獲取.
上述通過試驗(yàn)方法測(cè)量的各參數(shù)情況,本文不作詳細(xì)介紹.
車外氣動(dòng)噪聲向車內(nèi)的傳遞其外部輸入源包括兩部分:一是氣流流經(jīng)車體表面產(chǎn)生的空氣動(dòng)力脈動(dòng),激發(fā)車體結(jié)構(gòu)振動(dòng)向車內(nèi)輻射噪聲;二是車體外部非定常流動(dòng)產(chǎn)生的聲場(chǎng),通過車體結(jié)構(gòu)向車內(nèi)透射聲.為了獲取上述兩部分作為SEA模型的外部輸入數(shù)據(jù),采用數(shù)值仿真手段對(duì)繞整車的外流場(chǎng)和聲場(chǎng)進(jìn)行模擬計(jì)算.
該整車的CFD仿真計(jì)算采用STAR-CCM+軟件.整車外流場(chǎng)的非定常計(jì)算采用優(yōu)化延遲分離渦模擬(improved delay detached eddy simulation, IDDES)的湍流模型,整車網(wǎng)格數(shù)多達(dá)2.6億,噪聲計(jì)算網(wǎng)格尺寸為2.5 mm,邊界網(wǎng)格尺寸為10~160 mm,計(jì)算域?yàn)楦? m、長(zhǎng)35 m、寬12 m的矩形區(qū)域.計(jì)算域的入口邊界條件設(shè)置為速度入口,速度為140 km·h-1,出口條件為壓力出口,壓力為0.表面壓力脈動(dòng)的計(jì)算采用DES模型,近聲場(chǎng)計(jì)算采用聲擾動(dòng)方程(acoustic perturbation equation,APE).
車外繞流場(chǎng)、聲場(chǎng)和向車內(nèi)傳播的仿真計(jì)算的準(zhǔn)確性受多種因素影響.本研究利用風(fēng)洞試驗(yàn)對(duì)整車外流場(chǎng)及車內(nèi)噪聲進(jìn)行測(cè)量,并與計(jì)算結(jié)果對(duì)比,說明計(jì)算的可靠性.
試驗(yàn)在上海地面交通工具風(fēng)洞中心整車氣動(dòng)聲學(xué)風(fēng)洞中完成.流場(chǎng)和聲場(chǎng)及測(cè)試空間條件均滿足整車風(fēng)噪測(cè)量要求.為了使試驗(yàn)情況與SEA計(jì)算模型完全一致,車外表面可能和車內(nèi)相通的連接位置(如門窗、前格柵、后視鏡、門把手等)采用膠布帶全密封.試驗(yàn)風(fēng)速為140 km·h-1,風(fēng)向?yàn)?°偏航角.車內(nèi)噪聲測(cè)量采用布置于主、副駕駛和后排左、右客座位置的4個(gè)HEAD公司人工頭進(jìn)行測(cè)量,車表面的壓力脈動(dòng)和聲壓測(cè)量采用GRAS公司的表面?zhèn)髀暺鳒y(cè)量,數(shù)據(jù)采集及分析采用HEAD公司的測(cè)試系統(tǒng).
車輛表面的壓力脈動(dòng)和聲壓利用表面?zhèn)髀暺魍瑫r(shí)測(cè)量.車沿縱向?qū)ΨQ面兩側(cè)對(duì)稱,所以只在一側(cè)布置測(cè)點(diǎn),共84個(gè)測(cè)點(diǎn),部分測(cè)點(diǎn)布置如圖3所示.
圖3 表面?zhèn)髀暺魑恢檬疽鈭DFig.3 Position sketch of surface microphone
車內(nèi)噪聲利用4個(gè)人工頭進(jìn)行測(cè)量,在主、副駕駛位置,后排左、右客座位置各放置一個(gè)人工頭,座椅靠背應(yīng)垂直于底座,具體位置如圖4和圖5所示.
圖4 前排人工頭位置Fig.4 Front row of artificial head position
圖5 后排人工頭位置Fig.5 Rear row of artificial head position
3.2.1車體表面脈動(dòng)壓力和聲壓
如圖3所示,車體表面共分布多達(dá)84個(gè)測(cè)點(diǎn),選取其中車身不同區(qū)域P1、P2、P3、P4四點(diǎn)進(jìn)行對(duì)比,如圖6所示.可以看出,計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)值相比吻合較好,誤差均在5 dB以內(nèi).其他測(cè)點(diǎn)有相似的特性和精度,由于點(diǎn)數(shù)過多,本文不再贅述.
a P1b P2
c P3d P4
3.2.2車內(nèi)噪聲聲壓級(jí)對(duì)比
為了計(jì)算車外氣動(dòng)噪聲聲場(chǎng)和車體表面壓力脈動(dòng)向車內(nèi)傳遞的噪聲,將仿真計(jì)算獲取的外部聲場(chǎng)和脈動(dòng),按照SEA模型對(duì)應(yīng)每個(gè)子系統(tǒng)進(jìn)行統(tǒng)計(jì)平均,作為SEA模型的輸入,按照車內(nèi)劃分的前排和后排兩個(gè)聲空間子系統(tǒng)計(jì)算車內(nèi)噪聲.前、后排各2個(gè)人工頭4個(gè)測(cè)量數(shù)據(jù)分別進(jìn)行平均,得到前、后排的噪聲級(jí),如圖7和圖8所示.
圖7 前排聲壓級(jí)仿真實(shí)測(cè)對(duì)比頻譜Fig.7 Comparison spectrum of front simulation measurement
由圖7和圖8可知,在100~2 500 Hz范圍內(nèi),前、后排的計(jì)算值和實(shí)測(cè)值吻合良好,各頻段誤差基本在3 dB以內(nèi),其中在2 500 Hz以上計(jì)算值和風(fēng)洞實(shí)測(cè)值出現(xiàn)較大誤差,差值為6~15 dB,造成較大差值的原因是試驗(yàn)車輛進(jìn)行過多次其他試驗(yàn),車輛結(jié)構(gòu)有一些孔洞和裂痕,使車外和車內(nèi)連通,導(dǎo)致一定的高頻聲泄露.考慮到主要噪聲能量高頻較弱,所以認(rèn)為計(jì)算模型在主要關(guān)注的頻率內(nèi)有效準(zhǔn)確,預(yù)測(cè)精度良好.
圖8 后排聲壓級(jí)仿真實(shí)測(cè)對(duì)比頻譜Fig.8 Comparison spectrum of rear simulation measurement
汽車是具有延展性的板桿結(jié)構(gòu),其子系統(tǒng)的低頻模態(tài)數(shù)會(huì)略多,所以SEA法在這類結(jié)構(gòu)中能夠計(jì)算更為低頻段的噪聲,但這不能改變?cè)摲椒ǖ皖l計(jì)算時(shí),結(jié)構(gòu)模態(tài)數(shù)少導(dǎo)致結(jié)果不可靠的特點(diǎn).因此,本研究頻率下限為100 Hz.
從激勵(lì)源到車艙內(nèi),噪聲在子系統(tǒng)間的能量傳遞有許多途徑,各條途徑在能量傳遞中的貢獻(xiàn)各不相同.主要傳聲途徑的識(shí)別是在各傳聲途徑中確定構(gòu)成目標(biāo)空間能量饋入主要貢獻(xiàn)者的子系統(tǒng).由于車體結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性,能量傳遞的方式和途徑非常多,正確識(shí)別主次能量傳遞路線,才能保證噪聲降低措施的有效性.因此,需要確定噪聲經(jīng)各子系統(tǒng)傳遞到車艙內(nèi)的主要途徑,以此針對(duì)噪聲傳遞的薄弱環(huán)節(jié)提出有效措施.
統(tǒng)計(jì)能量分析方法可以對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行響應(yīng)分析,提供從源子系統(tǒng)到目標(biāo)子系統(tǒng)中各子系統(tǒng)間的功率流.可借助功率流的概念來進(jìn)行主要能量傳遞路線的識(shí)別.
應(yīng)用統(tǒng)計(jì)能量分析方法對(duì)子系統(tǒng)結(jié)構(gòu)中主要能量傳遞途徑識(shí)別,可以采用功率流倒推法(power flow path-back tracking)[8].其基本思路為,首先利用SEA計(jì)算出各子系統(tǒng)之間的功率流.其次,從目標(biāo)子系統(tǒng)開始,比較目標(biāo)子系統(tǒng)前一級(jí)子系統(tǒng)和目標(biāo)子系統(tǒng)間的功率流,功率流較大者為這一級(jí)的主要能量傳遞路線,并對(duì)該子系統(tǒng)依照相同的方法確定其前一級(jí)主要傳遞途徑,依次類推,直到源子系統(tǒng),這樣從目標(biāo)子系統(tǒng)開始向前遞推,找出的功率流較大的每一級(jí)途徑,就組成了主要的能量傳遞途徑.若遇到功率流倒流的情況,該途徑不是主要能量傳遞路線,這樣可以簡(jiǎn)化識(shí)別過程.
車內(nèi)噪聲的評(píng)價(jià)采用A計(jì)權(quán)聲級(jí),在識(shí)別主要傳遞途徑中其功率流描述的物理量也用A計(jì)權(quán)聲功率級(jí).分析表明,由于子系統(tǒng)繁多,通常有多條貢獻(xiàn)相當(dāng)?shù)膫鬟f途徑.
對(duì)整車在140 km·h-1無偏航角情況下的車內(nèi)噪聲進(jìn)行計(jì)算,可以獲得從輸入到目標(biāo)子系統(tǒng)(前排和后排聲空間)的多條能量傳播路徑,并根據(jù)功率流的大小進(jìn)行比較分析及排序確定主要傳播路徑,得到前排聲腔主要傳遞路徑,如圖9所示.
圖9 前排聲腔主要傳遞途徑(單位:dB)Fig.9 Main channel of the front row of sound cavity (unit: dB)
圖9顯示,前側(cè)窗、前風(fēng)擋、天窗是向車內(nèi)前排傳遞噪聲的最主要傳播路徑,前側(cè)窗和前風(fēng)擋向車內(nèi)傳遞噪聲的能力相當(dāng),天窗較弱些.其中,前側(cè)窗上的流動(dòng)和聲場(chǎng)的作用,通過窗玻璃的輻射和聲透射直接進(jìn)入到前排艙內(nèi);通過前風(fēng)擋傳入前排的聲能量的路徑較為復(fù)雜多樣,底盤的聲振通過車體結(jié)構(gòu)傳至前圍板,再傳至前風(fēng)擋向車內(nèi)輻射噪聲.
同時(shí),來自前門的聲振傳至前風(fēng)擋周圍的框架,再傳至前風(fēng)擋向車內(nèi)輻射噪聲,和前側(cè)窗一樣,前風(fēng)擋玻璃上的流動(dòng)和聲激勵(lì)會(huì)導(dǎo)致玻璃的輻射和透射進(jìn)入車內(nèi),但其成為較弱的路徑,而底盤的湍流脈動(dòng)成為前風(fēng)檔輻射聲的第一因素;天窗上的流動(dòng)和聲場(chǎng)的作用,通過窗玻璃的輻射和聲透射直接進(jìn)入到前排艙內(nèi).
后排聲腔主要傳播路徑,如圖10所示. 后側(cè)窗、尾窗、前排聲空間是向車內(nèi)后排傳遞噪聲的最主要傳播路徑,且側(cè)窗傳遞的聲能量最大,尾窗和前排的貢獻(xiàn)量相當(dāng).后側(cè)窗和前側(cè)窗向車內(nèi)傳遞噪聲的方式相同;來自后門的聲振傳至尾窗周圍的框架,再傳至尾窗向車內(nèi)輻射噪聲;前排向后排也有聲能量傳遞.
圖10 后排聲腔主要傳遞途徑(單位:dB)Fig.10 Main channel of the rear row of sound cavity (unit: dB)
從上述研究可以看出,主要傳播路徑上子系統(tǒng)類別不同,對(duì)聲和流體脈動(dòng)的傳遞方式也會(huì)不同.針對(duì)上述幾條主要的傳播路徑,計(jì)算分析子系統(tǒng)對(duì)輸入源的響應(yīng)變化及其特性,分析其成為主要傳播路徑的原因,進(jìn)一步尋找向車內(nèi)傳遞噪聲的根源.氣動(dòng)引起車內(nèi)噪聲的計(jì)算,外部輸入為空氣的脈動(dòng)壓力和聲壓,前排和后排聲空間的噪聲用聲壓描述,子系統(tǒng)其他傳遞能量均用功率描述.下文均通過傳播路徑上輸入和輸出的計(jì)算結(jié)果進(jìn)行分析.
由車結(jié)構(gòu)沿縱剖面不完全對(duì)稱引起的左右傳播路徑上的對(duì)應(yīng)能量傳遞差異較小,近似認(rèn)為車結(jié)構(gòu)沿縱剖面完全對(duì)稱.
(1) 路徑1:前側(cè)窗激勵(lì)→前側(cè)窗→前排聲腔.
圖11為前側(cè)窗有空氣脈動(dòng)和聲場(chǎng)分別輸入和同時(shí)輸入下窗玻璃對(duì)應(yīng)的響應(yīng).小于160 Hz時(shí),窗玻璃對(duì)空氣脈動(dòng)激勵(lì)幾乎無響應(yīng),說明在這些頻率車窗的模態(tài)數(shù)較少,傳遞能量能力差;而之后該響應(yīng)急劇增加,并隨頻率增加而減小.窗玻璃對(duì)聲場(chǎng)輸入的響應(yīng)在低于1 250 Hz前逐漸增加,之后隨頻率增加而減小.雖然,在160 Hz以下,窗玻璃對(duì)空氣脈動(dòng)幾乎無響應(yīng),但聲可以通過透射向內(nèi)傳遞.盡管空氣脈動(dòng)輸入比聲場(chǎng)輸入高出10~40 dB(A),但窗玻璃對(duì)兩者的響應(yīng)在同一數(shù)量級(jí),而且聲場(chǎng)響應(yīng)在全頻段較高,尤其在高頻高于脈動(dòng)響應(yīng),起主導(dǎo)作用,而脈動(dòng)響應(yīng)在200~630 Hz高于聲場(chǎng)響應(yīng),具有中頻起主導(dǎo)作用的特點(diǎn).
由此可以看出,由于空氣脈動(dòng)和聲場(chǎng)作用于結(jié)構(gòu)的形式不同,引起響應(yīng)的差異較大,所以不能以輸入量值的大小判斷響應(yīng)的優(yōu)劣.
圖11 路徑1前排聲腔在不同激勵(lì)下的響應(yīng)Fig.11 Path 1: response of the front row of sound cavity under excitation
圖11同時(shí)反映前側(cè)窗在空氣脈動(dòng)和聲場(chǎng)分別輸入下,窗玻璃向前排聲空間能量傳遞后聲空間的響應(yīng).該響應(yīng)和窗玻璃響應(yīng)類似,脈動(dòng)引起的中頻主導(dǎo)作用更為明顯,聲場(chǎng)引起的高頻主導(dǎo)作用更為明顯.說明聲空間對(duì)輸入頻率特性的響應(yīng)趨勢(shì)改變較小.
(2) 路徑2:車底前部激勵(lì)→車底前部→前圍板→前擋→前排聲腔.
圖12為底盤前部有空氣脈動(dòng)和聲場(chǎng)分別輸入和同時(shí)輸入下對(duì)應(yīng)的響應(yīng).同樣,空氣脈動(dòng)輸入比聲場(chǎng)輸入高出10~40 dB(A).底盤對(duì)聲場(chǎng)在整個(gè)頻帶上有一定的響應(yīng),空氣脈動(dòng)仍然以中低頻主導(dǎo)為主,且在630 Hz以下遠(yuǎn)大于聲響應(yīng),說明在這些頻率底盤和窗玻璃振動(dòng)響應(yīng)特性不同,前者模態(tài)數(shù)多于后者.高頻時(shí)脈動(dòng)和聲場(chǎng)引起的響應(yīng)相當(dāng),說明聲場(chǎng)輸入雖然小,但其作用不能忽略.
圖12 車底前部在不同激勵(lì)下的響應(yīng)Fig.12 Response of front part of vehicle bottom under different excitations
圖13為底盤前部對(duì)前圍板的輸入引起前圍板的響應(yīng).可以看出,底盤對(duì)前圍板輸入的主要能量是空氣脈動(dòng)引起的底盤振動(dòng)傳遞到前圍板上,其響應(yīng)以中頻偏低頻為主,底盤的聲輻射引起前圍板聲響應(yīng)進(jìn)一步減小,且遠(yuǎn)小于結(jié)構(gòu)脈動(dòng)能量,可以忽略.
圖13 前圍板在不同激勵(lì)下的響應(yīng)Fig.13 Response of front panel under different excitations
圖14為前圍板輸入引起的前風(fēng)擋響應(yīng).由于前圍板和前風(fēng)擋為結(jié)構(gòu)件的連接形式,聲場(chǎng)的傳遞很弱,所以,圖中聲場(chǎng)激勵(lì)引起的響應(yīng)很小.
中頻偏低頻(630 Hz以下)的脈動(dòng)輸入就成為前風(fēng)擋的主要響應(yīng)貢獻(xiàn),但響應(yīng)也減小許多.
圖14 路徑2前擋在不同激勵(lì)下的響應(yīng)Fig.14 Path 2: response of windshield under different excitations
圖15為前風(fēng)擋輸入引起的前排聲空間的響應(yīng).從圖中可以看到,空氣脈動(dòng)為主要貢獻(xiàn),630 Hz以下由外部聲場(chǎng)傳遞到車內(nèi)的聲壓遠(yuǎn)小于脈動(dòng)空氣激勵(lì)產(chǎn)生的聲壓,前者可以忽略,兩者產(chǎn)生的車內(nèi)高頻聲都較小.
從上述分析可以看出,車底部產(chǎn)生的空氣脈動(dòng)和聲場(chǎng),通過該傳遞路徑傳入車內(nèi),主要能量來自空氣脈動(dòng)輸入,而且以中頻偏低頻特征為主.
(3) 路徑3:前門門框激勵(lì)→前門車框→前擋→前排聲腔.
圖16~18為前門框受到空氣脈動(dòng)和聲場(chǎng)激勵(lì)后的響應(yīng),以及后續(xù)路徑上傳到前檔和前排聲空間的響應(yīng).
圖15 路徑2前排聲腔在不同激勵(lì)下的響應(yīng)Fig.15 Path 2: response of front sound cavity under different excitations
圖16 前門門框在不同激勵(lì)下的響應(yīng)Fig.16 Response of front door frame under different excitations
圖17 路徑3前擋在不同激勵(lì)下的響應(yīng)Fig.17 Path 3: response of windshield under different excitations
圖18 路徑3前排聲腔在不同激勵(lì)下的響應(yīng)Fig.18 Path 3: response of front sound cavity under different excitations
從圖中可以看出,與車底部產(chǎn)生的空氣脈動(dòng)和聲場(chǎng)通過前圍板傳遞到前風(fēng)擋左后傳入車內(nèi)類似,前門框在整個(gè)頻段中,氣動(dòng)脈動(dòng)輸入的響應(yīng)高于聲場(chǎng)輸入,而門框到前風(fēng)擋的能量輸入,以脈動(dòng)傳遞為主,聲傳播可以忽略,致使前風(fēng)擋向車內(nèi)能量傳遞仍表現(xiàn)為中頻偏低頻能量較高.
(4) 路徑4:前擋激勵(lì)→前擋→前排聲腔.
圖19為前風(fēng)擋空氣脈動(dòng)和聲場(chǎng)分別輸入和同時(shí)輸入下對(duì)應(yīng)的響應(yīng),以及傳遞到前排聲空間的響應(yīng).
圖19 路徑4前排聲腔在不同激勵(lì)下的響應(yīng)Fig.19 Path 4: response of front sound cavity under different excitations
從圖中可以看出,前風(fēng)擋對(duì)氣流脈動(dòng)和聲場(chǎng)的響應(yīng)在630 Hz以下相當(dāng),1 600 Hz附近風(fēng)擋對(duì)聲場(chǎng)響應(yīng)更為敏感,出現(xiàn)吻合振動(dòng)聲能量急劇增加,再隨頻率的增加而減小.再進(jìn)一步激發(fā)車內(nèi)前排空腔響應(yīng)時(shí),雖輸入到前風(fēng)擋的聲壓不高,但其透射能力強(qiáng),在整個(gè)頻段其起主導(dǎo)作用,而氣流脈動(dòng)激勵(lì)在中低頻有一定的貢獻(xiàn),但較小.
(5) 路徑5:天窗激勵(lì)→天窗→前排聲腔.
圖20為天窗空氣脈動(dòng)和聲場(chǎng)分別輸入和同時(shí)輸入下對(duì)應(yīng)的響應(yīng),以及傳遞到前排聲空間的響應(yīng).
圖20 路徑5前排聲腔在不同激勵(lì)下的響應(yīng)Fig.20 Path 5: response of front sound cavity under different excitations
從圖中可以看出,和前風(fēng)擋到前排聲空間的傳播路徑相似,前風(fēng)擋輻射中低頻聲的能力較強(qiáng),輸入到前風(fēng)擋的聲壓雖不高,但其透射能力強(qiáng),在整個(gè)頻段都起主導(dǎo)作用.氣流脈動(dòng)引起的天窗聲輻射很小,可以忽略.
(6) 路徑6:后車窗激勵(lì)→后側(cè)窗→后排聲腔.
圖21為后側(cè)窗空氣脈動(dòng)和聲場(chǎng)分別輸入和同時(shí)輸入下對(duì)應(yīng)的響應(yīng),以及傳遞到后排聲空間的響應(yīng).
圖21 路徑6后排聲腔在不同激勵(lì)下的響應(yīng)Fig.21 Path 6: response of sound cavity under different excitations
從圖21中可以看出,和前側(cè)窗到前排聲空間的傳播路徑相似,前風(fēng)擋輻射中低頻聲的能力較強(qiáng),輸入到前風(fēng)擋的聲壓雖不高,但其透射能力強(qiáng),在整個(gè)頻段都起作用,尤其在高頻起主導(dǎo)作用.
(7) 路徑7:后門車框激勵(lì)→后門車框→尾窗→后排聲腔.
圖22為后門框受到空氣脈動(dòng)和聲場(chǎng)激勵(lì)后的響應(yīng),以及后續(xù)路徑上傳到尾窗和后排聲空間的響應(yīng).
圖22 后門門框在不同激勵(lì)下的響應(yīng)Fig.22 Response of rear door frame under different excitations
從圖22可以看出,門框在200~800 Hz時(shí)對(duì)脈動(dòng)的響應(yīng)較為劇烈,其他頻率響應(yīng)較小,而對(duì)聲場(chǎng)激勵(lì)響應(yīng)較小.從圖23可以看出,門框傳到尾窗的能量主要是脈動(dòng)能量,該能量傳入后排聲空間引起類似的聲響應(yīng)特征,如圖24.因此,通過門框傳遞給尾窗再傳入后排聲空間,其聲響應(yīng)能量主要來自于脈動(dòng)傳遞,且頻率在中頻,具有一定的帶寬.
(8) 路徑8:前排聲腔→后排聲腔.
圖25為前排聲空間由空氣脈動(dòng)和聲場(chǎng)產(chǎn)生的聲能量分別輸入到后排聲空間引起的后排聲響應(yīng).
從圖25可以看出,前排向后排輸入的由車外空氣脈動(dòng)產(chǎn)生的聲能量具有中頻偏低頻特性,而車外聲場(chǎng)產(chǎn)生的聲能量具有中頻偏高頻特性.因此,對(duì)后排的貢獻(xiàn)中低頻主要來自于車外流場(chǎng)脈動(dòng),中高頻來自于車外聲場(chǎng).
圖23 尾窗在不同激勵(lì)下的響應(yīng)Fig.23 Response of rear window under different excitations
圖24 路徑7后排聲腔在不同激勵(lì)下的響應(yīng)Fig.24 Path 7: response of rear sound chamber under different excitations
圖25 路徑8后排聲腔在所有激勵(lì)下的功率響應(yīng)Fig.25 Path 8: response of rear cavity sound cavity under all excitations
以某款整車實(shí)車為研究對(duì)象,探索車外空氣動(dòng)力脈動(dòng)及其產(chǎn)生的氣動(dòng)噪聲向車內(nèi)傳播的特性.利用風(fēng)洞試驗(yàn)和CFD及SEA方法相結(jié)合的手段,較為準(zhǔn)確地獲取了該車在140 km·h-1下的外部氣動(dòng)脈動(dòng)壓力和聲場(chǎng),與風(fēng)洞測(cè)試結(jié)果比較,建立了較為準(zhǔn)確的該真車SEA模型,在此基礎(chǔ)上進(jìn)一步研究氣動(dòng)脈動(dòng)及氣動(dòng)噪聲向車內(nèi)傳播的主要傳播路徑和傳播特性.研究工作取得了以下主要結(jié)論:
(1) 整車實(shí)車的SEA模型能夠較為準(zhǔn)確地預(yù)測(cè)氣動(dòng)脈動(dòng)及氣動(dòng)噪聲向車內(nèi)傳播的路徑.
(2) 車內(nèi)的主要噪聲貢獻(xiàn)來自于左、右前側(cè)窗、左右后側(cè)窗、前風(fēng)擋、后風(fēng)擋、天窗.而前門左右門框、后門左右門框向前后風(fēng)擋都有能量貢獻(xiàn).
(3) 車外空氣脈動(dòng)壓力和聲場(chǎng)聲壓量級(jí)相差較大,可以高達(dá)10~40 dB(A),但兩者輸入到車結(jié)構(gòu)上的方式不同,響應(yīng)差異較大,作為外部輸入都不能忽略.
(4) 對(duì)于窗玻璃的空氣脈動(dòng)壓力和聲場(chǎng)聲壓,不同于前者的響應(yīng)以中頻偏低頻為主,對(duì)后者的響應(yīng)以中頻偏高頻為主,頻帶較寬;向車內(nèi)的噪聲貢獻(xiàn)也是如此.
(5) 通過車體結(jié)構(gòu)如底盤、門框等傳遞給車窗玻璃的空氣脈動(dòng)壓力和聲場(chǎng),將以空氣脈動(dòng)所引起的結(jié)構(gòu)振動(dòng)傳遞為主,聲場(chǎng)傳遞很小,向車內(nèi)的聲輻射以中頻偏低頻為主.