戴志騰，汪怡平，蘇楚奇，王慶洋

（1. 武漢理工大學，現(xiàn)代汽車零部件技術湖北省重點實驗室，武漢 430070；2. 中國汽車工程研究院股份有限公司，汽車噪聲振動和安全技術國家重點實驗室，重慶 401122）

前言

車內(nèi)噪聲水平是評價汽車NVH 性能的重要指標，直接影響駕駛員與乘客的乘坐舒適性。車內(nèi)噪聲主要來源于發(fā)動機和傳動系的機械噪聲、輪胎-路面噪聲和氣動噪聲。研究表明，當車輛行駛速度超過100 km/h 時，氣動噪聲成為車內(nèi)噪聲的主要來源。隨著汽車的電動化，行駛中氣流引起的氣動噪聲對車內(nèi)噪聲的貢獻量越來越大。

高速車輛氣動噪聲主要通過以下5 個途徑向車內(nèi)傳遞：側窗、風窗玻璃、天窗、底板和車身縫隙。近年來，后視鏡、A 柱和天窗等氣動噪聲的產(chǎn)生機理研究取得較大進展，通過車身優(yōu)化和添加氣動附件，高速車輛氣動噪聲得到較好控制。而底盤部位由于結構復雜，氣流分離嚴重，在乘員艙底板附近產(chǎn)生強烈的壓力脈動。隨著汽車輕量化的發(fā)展，車身底板厚度減小，車底高速氣流引起的氣動噪聲對車內(nèi)噪聲的貢獻顯著增加。

當前，對于高速車輛車底氣動噪聲的研究，主要基于試驗測試和數(shù)值計算。試驗測試表明，車底氣動噪聲對車內(nèi)噪聲的貢獻主要集中在500 Hz 以下的中低頻段。試驗測試能準確獲得氣動噪聲值，但需要在實車制造出來后才能開展，并不適合早期汽車造型設計，且試驗成本高昂。數(shù)值模擬方法可以在汽車早期開發(fā)階段對車內(nèi)噪聲水平進行預估并改進。在汽車車底氣動噪聲數(shù)值模擬方面，早期的研究主要集中于底盤部位的壓力脈動。如Crouse等的研究表明，底盤區(qū)域的壓力脈動主要集中于200 Hz附近。在車底氣動噪聲傳遞至車內(nèi)的聲學響應研究方面，Powell等和Moron等基于統(tǒng)計能量法（statistical energy analysis，SEA）將底盤的氣動噪聲源加載于SEA 模型計算得到了車內(nèi)的聲學結果。2019年，Yasuhiko 等采用有限元法研究了底盤氣動噪聲的傳播機理。2021年，Wang等研究了車窗氣動噪聲和車底氣動噪聲對乘用車車內(nèi)噪聲的貢獻，發(fā)現(xiàn)250 Hz 以下主要由車底貢獻，而500 Hz 以上則主要由車窗部位貢獻。在車底氣動噪聲的控制方面，主要通過在底部加裝擾流板或發(fā)動機底護板實現(xiàn)。

在車內(nèi)氣動噪聲的控制方面，為獲得良好的車內(nèi)氣動噪聲水平，常常通過改變外部流場而降低聲源強度來實現(xiàn)，傳統(tǒng)FEM 仿真計算方法效率低下，而模態(tài)聲傳遞向量法（MATV）建立了場點聲壓和車身結構的對應關系。在僅改變外部激勵時，對應關系沒有變化，在車內(nèi)噪聲計算中可以重復使用，在一定程度上可以減少重復計算。因此，本文中首先使用現(xiàn)代簡易模型（HSM）驗證MATV 方法計算車內(nèi)氣動噪聲的可行性，然后計算分析實車模型車底高速氣流引起的車內(nèi)噪聲特性，最后將MATV 方法用于車內(nèi)氣動噪聲控制。

1 MATV基礎理論

模態(tài)聲傳遞向量法以模態(tài)坐標的方式，建立了場點聲壓和車身結構模型的模態(tài)參與系數(shù)之間的對應關系。當機械結構表面的壓力激勵較小時，輸入（機械結構表面法向振動速度）和輸出（聲場內(nèi)某點聲壓）之間可建立如下線性關系：

式中：為聲場內(nèi)某點的聲壓向量；為角頻率；為聲傳遞向量（acoustic transfer vector，ATV）；v為機械結構表面法線方向上的振動速度向量。

機械結構表面某點（）的速度向量v(，，)可通過表面的位移向量投影到表面法線方向上得到，即

聯(lián)立式（1）和式（3），有

式中為模態(tài)聲傳遞向量：

MATV的物理意義為：在某特定頻率下，聲場中某點由單位模態(tài)響應引起的聲壓值。MATV與機械結構的幾何形狀、計算頻率、傳聲介質的物理參數(shù)和計算場點的位置等因素有關。若機械結構未改變，僅僅因為外部激勵改變而需要重新計算場點聲壓時，MATV 所得的傳遞函數(shù)可以重復使用。因此，MATV法適合快速計算不同工況下同一監(jiān)測點的聲壓。

2 仿真方法驗證

2.1 簡易模型及邊界條件

HSM 模型是現(xiàn)代汽車公司為研究氣動噪聲所建立的簡易汽車模型，如圖1 所示，模型長度=2000 mm，寬度=1000 mm，高度=1000 mm，圖中藍色部位為玻璃窗，玻璃厚度=4 mm，模型由鋁制外殼、內(nèi)外吸聲材料和隔膜組成。具體參數(shù)見文獻［19］和文獻［20］。模型為左右對稱結構，為提高計算效率，選用半車模型，即HSM模型的左半邊。

圖1 HSM模型示意圖

參照現(xiàn)代汽車風洞試驗段尺寸，建立流場計算域。計算域長、寬、高分別為9、7、10，模型距風洞入口=2，模型距風洞出口=5。計算域如圖2所示。

圖2 HSM模型計算域示意圖

外流場計算的網(wǎng)格示意圖如圖3 所示。為準確捕捉模型周圍的流場信息，對模型附近網(wǎng)格進行局部加密，最終得到網(wǎng)格數(shù)量約為975萬。

圖3 計算域網(wǎng)格

仿真工況與風洞試驗保持一致，模型橫擺角=0°，風速=110 km/h，邊界條件具體設置如表1所示。最高計算頻率為2500 Hz，時間步長為10s。

表1 邊界條件設置

為保證流場信息在聲學網(wǎng)格上充分映射，最高頻率對應的聲波波長應至少包含6 個網(wǎng)格單元，最大網(wǎng)格尺寸為20 mm。圖4 為內(nèi)場聲學網(wǎng)格模型局部視圖，玻璃和隔膜采用三棱柱網(wǎng)格，其余部分采用四面體網(wǎng)格，最終網(wǎng)格總數(shù)約為99萬。

圖4 HSM模型內(nèi)部聲場局部網(wǎng)格

參考風洞試驗，分別在模型側窗表面和內(nèi)部建立監(jiān)測點，如圖5所示。

圖5 側窗表面與模型內(nèi)部監(jiān)測點位置

2.2 仿真結果分析

側窗表面監(jiān)測點仿真與試驗壓力脈動對比如圖6 所示。圖中試驗值為壓力波動經(jīng)幅頻轉換而得。由圖可見，在0-1000 Hz的頻率范圍內(nèi)，兩者數(shù)值存在一定差異，但趨勢基本一致，說明了本文中采用的CFD計算方法能夠為內(nèi)聲場的計算提供較為準確的激勵源數(shù)據(jù)。

圖6 側窗表面點仿真與試驗壓力脈動對比

將瞬態(tài)計算所導出的流場數(shù)據(jù)作為激勵源，基于FEM 方法求解獲得HSM 模型內(nèi)部監(jiān)測點的聲壓級頻譜曲線。駕駛員左右耳處監(jiān)測點的1/3 倍頻程聲壓級頻譜仿真與試驗結果對比如圖7和圖8所示。由圖可見，仿真結果與試驗結果頻譜曲線總體吻合良好，但兩者數(shù)值上仍有一定的差別。這是由于在風洞試驗中，模型與地面固連為一個整體，其固有頻率實際為風洞與模型整體的固有頻率，而在聲學仿真中，是單獨對模型進行激勵，其固有頻率為模型的固有頻率，因而風洞試驗模型與仿真模型的固有頻率存在一定差異。

圖7 110 km/h駕駛員左耳處仿真與試驗聲壓級曲線

圖8 110 km/h駕駛員右耳處仿真與試驗聲壓級曲線

表2 為監(jiān)測點仿真與試驗總聲壓級結果對比。由表可見，左、右監(jiān)測點誤差分別為1.7%、1. 5%。雖然CFD/FEM 數(shù)值計算方法具有較好的精度，但計算成本高昂。

表2 監(jiān)測點仿真與試驗總聲壓級結果比較

2.3 MATV計算

基于上述CFD/FEM 方法的計算結果，可獲得車速為110 km/h 時，外部激勵與內(nèi)部監(jiān)測點之間的傳遞函數(shù)，即模態(tài)聲傳遞向量。

MATV計算包含以下兩個步驟：

（1）提取車窗表面薄膜空氣層的聲學模態(tài)；

（2）對于每個計算頻率，使用薄膜空氣層的聲學模態(tài)向量重構車窗表面的壓力激勵，并計算從該激勵到車內(nèi)噪聲的傳遞函數(shù)。

為平衡計算精度與計算效率，提取最高頻率為5000 Hz 的薄膜聲模態(tài)，并以此建立傳遞函數(shù)。傳遞函數(shù)圖如圖9所示，橫軸為模態(tài)頻率，縱軸為計算頻率。

圖9 傳遞函數(shù)圖

2.4 基于MATV方法的車內(nèi)噪聲計算

為驗證MATV 方法計算車內(nèi)噪聲的可行性，將車速調(diào)整為130 km/h，獲得不同的外流場激勵，采用MATV 方法計算內(nèi)部監(jiān)測點噪聲，并與試驗結果對比。如圖10 所示，采用MATV 方法所獲得的內(nèi)部監(jiān)測點噪聲的頻譜曲線與試驗結果總體吻合良好，驗證了MATV方法計算車內(nèi)噪聲的可行性。

圖10 130 km/h駕駛員左耳處仿真與試驗聲壓級曲線

監(jiān)測點仿真與試驗總聲壓級結果比較如表3 所示。由表可見，在相同計算配置下（Intel（R）Xeon（R）Gold 6140 高性能CPU，20 核），對于單次計算，MATV 方法的內(nèi)聲場計算效率提升了96%。因此，在僅有外場激勵改變且改變次數(shù)較多的車內(nèi)氣動噪聲計算中，模態(tài)聲傳遞向量法可在保證計算精度的前提下，提升計算效率。

表3 聲場求解核時對比

3 實車模型仿真分析

3.1 實車模型及邊界條件

圖11為計算采用的實車模型，車長=5012 mm，寬=2040 mm，高=1460 mm，對模型進行了簡化和密封處理，選取底板作為底部激勵的加載區(qū)域。

圖11 實車三維模型

圖12為外流場仿真的計算域。計算域長為9，寬為7，高為5，計算域入口距車頭2，計算域出口距車尾6。為準確獲取車身的外流場激勵，采用不同尺寸的網(wǎng)格對模型附近進行加密，最終網(wǎng)格數(shù)量約為2900萬。圖13為計算域部分網(wǎng)格示意圖。

圖12 計算域示意圖

圖13 計算域部分網(wǎng)格示意圖

圖14 為內(nèi)聲場計算的簡化模型，主要包含駕駛員、座椅、轉向盤和儀表盤等，并于駕駛員左耳處設立監(jiān)測點。

圖14 內(nèi)聲場計算簡化模型

邊界條件設置如表4 所示。計算域入口速度為120 km/h，偏航角為0°。由于底部氣流對車內(nèi)噪聲的影響主要集中于中低頻段，仿真計算的最高頻率為500 Hz，時間步長為10s。

表4 邊界條件設置

乘員艙底板作為車底氣動噪聲傳遞至車內(nèi)的主要路徑，材料屬性如表5所示。

表5 材料屬性

由于實車模型內(nèi)部材料較多，難以對材料屬性逐一定義，因此采用混響時間方法定義車內(nèi)聲學邊界?；祉憰r間通常記為（reverberation time 60 dB），表示在封閉環(huán)境內(nèi)，聲場達到穩(wěn)態(tài)后，聲源停止發(fā)聲，聲壓級衰減60 dB 所需要的時間，從而將車內(nèi)所有聲學材料的影響轉化為車內(nèi)的空氣阻尼來考慮。空氣阻尼采用聲速的虛部值來表示：

式中：為聲速；為計算頻率。本文中所采用的如表6所示。

表6 混響時間

3.2 仿真結果分析

圖15 為內(nèi)部監(jiān)測點的聲壓級頻譜圖。由圖可知：車底高速氣流引起的車內(nèi)噪聲隨頻率先增大后減小，主要集中于100至300 Hz的中低頻段，存在多個波峰；當頻率低于70 Hz 時，無明顯峰值，當頻率高于350 Hz時，車內(nèi)噪聲明顯減小。

圖15 駕駛員左耳處監(jiān)測點聲壓級頻譜

3.3 MATV計算

實車模型的MATV 計算與簡易模型計算相似，首先提取底板表面的薄膜聲模態(tài)，最高頻率為5000 Hz，再以此建立傳遞函數(shù)，如圖16所示。

圖16 實車模型傳遞函數(shù)圖

圖中：斜率為1 的實線上方代表聲壓部分，傳遞效率較高；而斜率為0.098（來流馬赫數(shù)）的虛線下方代表湍流壓力部分，傳遞效率較低。隨著頻率升高，實車模型的傳遞函數(shù)值先增大后減小，最大值出現(xiàn)在300 Hz附近。這與監(jiān)測點的聲壓級仿真結果相符。

3.4 基于MATV方法的車內(nèi)噪聲控制

汽車車底靠近發(fā)動機的部位由于結構復雜，氣流分離嚴重，是車內(nèi)氣動噪聲的主要來源。因此，為控制車底高速氣流引起的車內(nèi)氣動噪聲，常通過添加發(fā)動機底護板和氣壩，使底部氣流平順，減少氣流分離。如圖17和圖18所示，分別為添加發(fā)動機底護板和氣壩后的車內(nèi)氣動噪聲計算模型。采用與前述內(nèi)容相同的方法進行外流場計算。

圖17 添加發(fā)動機底護板后的實車三維模型

圖18 添加氣壩后的實車三維模型

由于添加發(fā)動機底護板和氣壩僅影響外流場激勵，乘員艙內(nèi)部結構未發(fā)生改變，可采用MATV 方法計算車內(nèi)監(jiān)測點噪聲。計算結果如圖19 所示。圖中case0、case1 和case2 分別表示原始模型、添加發(fā)動機底護板和添加氣壩后的模型。由圖可見，添加發(fā)動機底護板后，內(nèi)部監(jiān)測點噪聲在100-300 Hz 之間明顯降低，且在300 Hz 附近的波峰完全消除，總聲壓級降低了2.8 dB。而添加氣壩后，總聲壓級降低了1 dB。

圖19 車內(nèi)監(jiān)測點聲壓級頻譜對比

4 結論

在汽車底部氣動噪聲對車內(nèi)噪聲貢獻量日益增加的背景下，采用FEM 方法和MATV 方法對車底高速氣流引起的車內(nèi)噪聲的特性和控制進行研究，主要結論如下。

（1）基于簡易模型，驗證了MATV 方法計算車內(nèi)噪聲的可行性，同時，相比傳統(tǒng)FEM 方法，內(nèi)聲場計算效率提升了96%。

（2）車底高速氣流引起的車內(nèi)噪聲隨頻率先增大后減小，主要集中于100至300 Hz的中低頻段。

（3）基于MATV 方法，對添加發(fā)動機底護板和氣壩后的車內(nèi)氣動噪聲進行計算，總聲壓級分別降低2.8和1 dB。