宗軼琦，張乾坤，楊 易，江財(cái)茂，羅澤敏

（1.揚(yáng)州大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，江蘇 揚(yáng)州 225127；2.湖南大學(xué) 機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院，長(zhǎng)沙 410082；3.廣州汽車集團(tuán)股份有限公司 汽車工程研究院，廣州 516434）

隨著車輛速度的不斷提高，相應(yīng)地車輛氣動(dòng)噪聲的副作用也越來越顯著。氣流流經(jīng)車身時(shí)，在車身附近產(chǎn)生大量氣流分離及再附著，引起車身表面強(qiáng)烈的壓力脈動(dòng)[1]，這些壓力脈動(dòng)激勵(lì)車身壁板與車窗從而在乘員艙內(nèi)產(chǎn)生氣動(dòng)噪聲。這種氣動(dòng)噪聲主要是汽車行駛過程中側(cè)窗及天窗全部關(guān)閉的情況下由三維分離流動(dòng)引起的一種風(fēng)窗噪聲，其本質(zhì)上是一種寬頻帶噪聲，對(duì)氣動(dòng)噪聲的精準(zhǔn)分析與預(yù)測(cè)成為了國(guó)內(nèi)外學(xué)者的研究熱點(diǎn)。

目前與LBM 有關(guān)的氣動(dòng)噪聲的研究主要是采用常規(guī)求解器與SEA 模型結(jié)合的方法求解后視鏡、A 柱或整車外流場(chǎng)湍流變化情況及車內(nèi)風(fēng)振噪聲，還沒有相關(guān)文獻(xiàn)提出采用基于LBM方法的FE-SEA方法計(jì)算行駛中汽車車窗全部關(guān)閉情況下的風(fēng)窗噪聲。本文以110 km/h 行駛的某汽車為研究對(duì)象，以20 Hz～1 000 Hz中低頻范圍內(nèi)1/3倍頻程為研究范圍，采用上述方法在XFlow 中通過數(shù)值計(jì)算求出引起車內(nèi)噪聲的各模塊輸入激勵(lì)。在此基礎(chǔ)上采用FE-SEA方法獲得駕駛員頭部聲壓級(jí)水平，并通過與傳統(tǒng)的SEA 方法和實(shí)車道路試驗(yàn)結(jié)果比較，驗(yàn)證此種方法的可靠性，為后續(xù)車內(nèi)噪聲分析與優(yōu)化控制提供計(jì)算基礎(chǔ)。

1 基本理論

1.1 格子玻爾茲曼理論

格子波爾茲曼法是由格子氣自動(dòng)機(jī)（LGA）發(fā)展而來的一種高效的模擬方法[2]。該方法遵循質(zhì)量、動(dòng)量和能量守恒基本定律，能用簡(jiǎn)單的介觀模型來模擬流動(dòng)和擾動(dòng)[3]。研究表明，雖然LBM 方法在時(shí)間和空間上只有2 階精度，但因其本質(zhì)上具有較低的數(shù)值耗散，能夠捕捉到流體壓縮性影響，從而可精確模擬與噪聲關(guān)聯(lián)的壓力脈動(dòng)過程[4]。與傳統(tǒng)的CFD方法相比，LBM方法具有算法簡(jiǎn)單、適用性強(qiáng)、能夠處理復(fù)雜的邊界條件和有很高的并行性等優(yōu)點(diǎn)，其相較于傳統(tǒng)的CFD 方法的另一個(gè)顯著優(yōu)勢(shì)在于其無(wú)需劃分幾何模型網(wǎng)格，能夠大大縮短工程研發(fā)與應(yīng)用周期。

LBM 求解的方程是建立在微觀尺度上的Boltzmann 方程，在分子運(yùn)動(dòng)論中，速度分布函數(shù)滿足廣義的Boltzmann方程為：

式中：ξ是運(yùn)動(dòng)學(xué)虛擬粒子速度，Ω(f)表示粒子的碰撞算子，f(x,ξ,t)是粒子速度分布函數(shù)，代表粒子在t時(shí)刻于相空間(x,ξ)的密度分布。對(duì)式（1）中的碰撞項(xiàng)Ω(f)采用Bhatnagar-Gross-Krook（BGK）[5]形式來表示：

式中：f是速度分布函數(shù)，feq是平衡態(tài)分布函數(shù)，τ是分布函數(shù)趨于平衡態(tài)的松弛時(shí)間。

對(duì)于系統(tǒng)中的微觀粒子而言格子Boltzmann 方程是Boltzmann-BGK 方程一個(gè)簡(jiǎn)化的動(dòng)力模型，是Boltzmann-BGK 方程在速度、時(shí)間以及空間上的離散形式，其演化方程為：

式中：fi為離散形式的速度分布函數(shù)，feqi是對(duì)應(yīng)的平衡態(tài)分布函數(shù)，Ci為離散速度；Δt為時(shí)間增量。

1.2 統(tǒng)計(jì)能量分析法

一般的氣動(dòng)噪聲分析方法如邊界元方法(BEM)和有限元方法(FEM)在處理低頻噪聲方面有顯著的優(yōu)勢(shì)，但無(wú)法準(zhǔn)確預(yù)測(cè)中高頻噪聲。而SEA 方法通過借助一系列的子系統(tǒng)來構(gòu)建整個(gè)復(fù)雜的分析模型，是一種在時(shí)間和空間上具有統(tǒng)計(jì)特性的模型化分析方法，其能夠有效分析預(yù)測(cè)中高頻噪聲問題。

在SEA 方法中，每個(gè)子系統(tǒng)的能量應(yīng)等于該子系統(tǒng)阻尼消耗的能量與子系統(tǒng)之間傳遞的能量之和。子系統(tǒng)間的能量平衡方程為：

式中：Pk,in為子系統(tǒng)k的輸入能量，ω為振動(dòng)角頻率，[Ek]、[Ej]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：

若模型中只有一個(gè)子系統(tǒng)k受外部激勵(lì)，根據(jù)式（4）可以得到第i個(gè)子系統(tǒng)所貯存的能量為：

式中：Kik為貯能比，Kik=Ei/Ek。

2 實(shí)車道路試驗(yàn)

汽車車內(nèi)乘員艙氣動(dòng)噪聲測(cè)量方法通常有兩種：第一種是聲學(xué)風(fēng)洞實(shí)驗(yàn)，第二種是實(shí)車道路試驗(yàn)。第一種方法由于試驗(yàn)條件的限制，雖然精度較高，穩(wěn)定性較好，但存在造價(jià)和運(yùn)行成本高的缺點(diǎn)。因此本文中采用實(shí)車道路試驗(yàn)的方法驗(yàn)證以LBM為基礎(chǔ)混合FE-SEA 方法在計(jì)算車內(nèi)氣動(dòng)噪聲方面的準(zhǔn)確性。

試驗(yàn)過程中將汽車加速至指定車速110 km/h，然后關(guān)閉發(fā)動(dòng)機(jī)，掛入空擋，降低試驗(yàn)過程中發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系統(tǒng)等非氣動(dòng)噪聲的影響。試驗(yàn)時(shí)間選擇在某天深夜，試驗(yàn)路段干燥無(wú)風(fēng)，試驗(yàn)在平直開闊的道路條件下進(jìn)行，道路周圍盡量減少偶然環(huán)境噪聲源對(duì)試驗(yàn)的影響。試驗(yàn)中所用到的實(shí)驗(yàn)設(shè)備有比利時(shí)LMS 公司推出的數(shù)據(jù)采集器、丹麥GRAS 公司生產(chǎn)的傳聲器和放大器。為了更準(zhǔn)確地研究車內(nèi)噪聲，在乘員艙內(nèi)部布置相關(guān)傳聲器以監(jiān)測(cè)聲壓級(jí)水平，其具體位置如圖1箭頭所示：在駕駛員左耳、右耳處各布置一個(gè)傳聲器用來測(cè)量噪聲，傳聲器的參考軸線保持水平并指向汽車行駛方向。

圖1 傳聲器布置位置

在進(jìn)行噪聲測(cè)試之前，首先對(duì)傳聲器通道進(jìn)行校準(zhǔn)，以確保試驗(yàn)設(shè)備的可靠性和測(cè)試結(jié)果的準(zhǔn)確性。具體過程為用發(fā)出1 000 Hz、114 dB 的聲音校準(zhǔn)器對(duì)設(shè)備校準(zhǔn)，測(cè)試結(jié)果均為113.97 dB，在合理誤差范圍內(nèi)，傳聲器的校準(zhǔn)曲線如圖2所示。

圖2 傳聲器校準(zhǔn)曲線

3 LBM數(shù)值計(jì)算方案

3.1 計(jì)算域及計(jì)算方法

本文所采用的實(shí)車模型如圖3所示，該模型長(zhǎng)約5.0 m，寬約2.0 m，高約1.5 m。為了提高計(jì)算效率，在不影響計(jì)算精度的前提下簡(jiǎn)化車身主體，省去車門把手及雨刷器等小附件。

圖3 實(shí)車模型

數(shù)值計(jì)算采用基于LBM 方法的商業(yè)軟件XFlow。計(jì)算域設(shè)置如圖4所示，該計(jì)算域長(zhǎng)為11倍車長(zhǎng)，寬為7倍車寬，高為4倍車高。入口距車頭3倍車長(zhǎng)，設(shè)置為速度入口，來流速度為110 km/h；出口距車尾7 倍車長(zhǎng)，設(shè)置為壓力出口。在計(jì)算域的側(cè)面和頂部設(shè)置對(duì)稱邊界條件。在軟件中設(shè)置地面邊界條件，如圖4陰影部分所示，便于消除計(jì)算中產(chǎn)生的地面附面層，設(shè)置地面為滑移壁面邊界，且移動(dòng)速度與來流速度相同,車身及其周圍設(shè)置為無(wú)滑移壁面邊界條件。

圖4 計(jì)算域及邊界條件設(shè)置

LBM 方法采用大渦模擬和統(tǒng)一的非平衡壁面函數(shù)作為求解器，基于LES 的WALE 模型的渦黏系數(shù)表示為：

其中：Ls=K為馮·卡門常數(shù)，d為距壁面最近的距離。Cω=0.325為WALE常數(shù)。

該求解器基于粒子和拉格朗日函數(shù)的方法，不再需要對(duì)流體區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格劃分。但粒子的密度同樣影響計(jì)算精度，粒子越密，精度越高。本文引用文獻(xiàn)[4]中對(duì)于LBM粒子無(wú)關(guān)性的驗(yàn)證，采用氣動(dòng)阻力系數(shù)作為其評(píng)價(jià)指標(biāo)：粒子數(shù)達(dá)到900萬(wàn)以后，Cd幾乎沒有變化，滿足粒子無(wú)關(guān)性要求，最終的初始粒子數(shù)為1 100萬(wàn)左右。綜合考慮計(jì)算精度、內(nèi)存和計(jì)算時(shí)間的影響，將計(jì)算域內(nèi)粒子密度分為兩種：計(jì)算域外層至車身附近粒子尺度為0.1 m，為保證對(duì)流體域求解的準(zhǔn)確性，選擇自適應(yīng)粒子細(xì)化算法，其能夠動(dòng)態(tài)地調(diào)整粒子，并對(duì)第二層車身附近區(qū)域進(jìn)行細(xì)化，細(xì)化尺度為0.012 5 m。計(jì)算開始之前設(shè)置求解時(shí)間為1.8 s，在八核心、16 線程銳龍?zhí)幚砥鞯挠?jì)算機(jī)上仿真時(shí)間約為48小時(shí)。

3.2 流場(chǎng)分析及監(jiān)測(cè)點(diǎn)選取

高速行駛的汽車乘員艙內(nèi)噪聲來源主要是側(cè)窗玻璃以及前擋風(fēng)玻璃的壓力激勵(lì)?？諝饬鹘?jīng)車身表面時(shí)，氣流發(fā)生二維和三維分離以及再附著現(xiàn)象，形成大小不一的渦流及剪切層，這些渦脫落并向下游撞擊，影響車身表面的壓力分布，從而產(chǎn)生非定常脈動(dòng)壓力。其中后視鏡分離渦及其尾渦是大尺度渦的主要來源，對(duì)脈動(dòng)壓力的貢獻(xiàn)最大。這些脈動(dòng)壓力作為外部激勵(lì)經(jīng)過車窗以及車門板以噪聲的形式傳遞到乘員艙，成為影響乘員艙內(nèi)乘客以及駕駛員的主要噪聲源之一，產(chǎn)生的渦尺寸越大，噪聲就越大。

為了更詳細(xì)地了解汽車在高速行駛時(shí)渦流和剪切層發(fā)生的情況以及脈動(dòng)壓力的變化，選取車輛縱對(duì)稱面上等值壓力云圖進(jìn)行分析。如圖5所示，車輛的頂部和尾部產(chǎn)生了明顯的負(fù)壓，后視鏡及A 柱后也產(chǎn)生了絕對(duì)值很大的負(fù)壓，越靠近頂部，負(fù)壓絕對(duì)值越大，脈動(dòng)壓力越高，進(jìn)一步證實(shí)了后視鏡分離渦及A柱渦在其中發(fā)揮著重要的作用。截面上交替出現(xiàn)的高低壓正好說明了剪切層渦的脫落，并進(jìn)一步向下游發(fā)展到達(dá)后窗及C 柱，進(jìn)而使車輛尾部區(qū)域也產(chǎn)生絕對(duì)值較大的負(fù)壓，但負(fù)壓絕對(duì)值明顯小于頂部及側(cè)窗區(qū)域，這是因?yàn)檐囕v后窗坡度的存在，使得來流速度變化，使脫落的小尺度渦在車后形成瑣碎的絕對(duì)值較小的負(fù)壓區(qū)，同時(shí)也是因?yàn)楹蟠暗膬A斜角度，氣流在此區(qū)域回流形成一定的真空區(qū)。

圖5 縱對(duì)稱面等值壓力云圖

如圖6所示為T=1.28 s 時(shí)車身表面瞬態(tài)靜壓云圖，從圖中可以看出在A柱、后視鏡及前側(cè)窗區(qū)域靜壓分布較密，存在較為嚴(yán)重的分離流，尤其是在前側(cè)窗靠近A柱區(qū)域更為明顯。根據(jù)SEA方法對(duì)輸入激勵(lì)的要求，在進(jìn)行SEA 計(jì)算之前，需要將車身表面每個(gè)子系統(tǒng)的平均氣動(dòng)壓力譜作為SEA 模型的輸入激勵(lì)。故以車身表面靜態(tài)壓力的疏密分布情況為參考，在各個(gè)子系統(tǒng)表面選取若干監(jiān)測(cè)點(diǎn)：在靜壓分布變化較為劇烈的區(qū)域適當(dāng)增加監(jiān)測(cè)點(diǎn)數(shù)量；在靜壓分布變化較為緩和的區(qū)域可適當(dāng)減少監(jiān)測(cè)點(diǎn)數(shù)量。以左前側(cè)窗為例：根據(jù)車身表面等靜壓云圖的疏密分布情況，在其上共選取8個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)，如圖7所示。

圖6 車身表面瞬態(tài)靜壓云圖

圖7 輸入激勵(lì)采集點(diǎn)示意圖

在XFlow 中開啟聲學(xué)分析模式，在非穩(wěn)態(tài)計(jì)算結(jié)束后得到各監(jiān)測(cè)點(diǎn)的脈動(dòng)壓力譜，再通過傅里葉變換，最終得到左前側(cè)窗1/3 倍頻程圖及平均聲壓級(jí)，計(jì)算結(jié)果取后1 s數(shù)據(jù)，如圖8所示，用同樣的方法，可求出車身其余結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)的平均氣動(dòng)壓力譜。

圖8 各監(jiān)測(cè)點(diǎn)聲壓級(jí)1/3倍頻程圖

4 車內(nèi)氣動(dòng)噪聲數(shù)值計(jì)算

4.1 模型建立

為獲取駕駛員頭部聲壓級(jí)水平，首先建立整車FE-SEA模型和SEA模型，如圖9所示。

根據(jù)模態(tài)相似原則[6]，將帶寬內(nèi)模態(tài)數(shù)不低于5的部分劃分為SEA 子系統(tǒng)，將模態(tài)數(shù)不高于5 的部分劃分為FE子系統(tǒng)。根據(jù)上述原則，共將整車混合模型劃分為122 個(gè)SEA 平板子系統(tǒng)、30 個(gè)FE 子系統(tǒng)。如圖9(a)所示，該模型忽略了不影響車身形狀的后視鏡及車門把手，同時(shí)忽略了不影響數(shù)值模擬結(jié)果的汽車輪胎等部位。將汽車左右側(cè)窗及前后風(fēng)擋屬性設(shè)置為6 mm厚的玻璃，其余汽車外板件采用1 mm 厚的鋼板。由于發(fā)動(dòng)機(jī)艙及后備箱對(duì)車內(nèi)風(fēng)噪的影響較小，且需計(jì)算的部分較多，因此只建立了乘員艙附近對(duì)車內(nèi)風(fēng)噪產(chǎn)生決定性影響的部位（頂棚、前后車門、前后風(fēng)擋、側(cè)窗）的兩部分聲腔模型，分別記為駕駛員頭部聲腔和右聲腔。根據(jù)上述相似原則建立SEA模型，如圖9(b)所示，這里不做贅述。

圖9 整車混合模型及SEA模型

4.2 建模中的關(guān)鍵參數(shù)

在統(tǒng)計(jì)能量分析中，模態(tài)密度、內(nèi)損耗因子與耦合損耗因子是建模中的關(guān)鍵參數(shù)。

模態(tài)密度是描述振動(dòng)系統(tǒng)貯存能量能力強(qiáng)弱的一個(gè)物理量[7]。頻段中的模態(tài)越密集，越能發(fā)揮SEA的優(yōu)勢(shì)。確定模態(tài)密度的方法主要有試驗(yàn)法和理論計(jì)算法，但由于試驗(yàn)條件的限制，本文中將大多數(shù)車身結(jié)構(gòu)子系統(tǒng)，簡(jiǎn)化為幾何形狀規(guī)則、厚度相對(duì)于自身尺寸較小的二維平板，其模態(tài)密度的計(jì)算公式如下所示：

其中：Cl為二維平板的縱向波數(shù)，圖10所示為計(jì)算得到的左前側(cè)窗與左前門板的模態(tài)密度。對(duì)于非規(guī)則、結(jié)構(gòu)復(fù)雜子系統(tǒng)，無(wú)論按照試驗(yàn)還是按照二維平板計(jì)算其模態(tài)密度時(shí)，在大于500 Hz的較高頻段范圍，計(jì)算結(jié)果受到的影響不大[8]。

圖10 左前側(cè)窗與左前門板模態(tài)密度

聲腔子系統(tǒng)的模態(tài)密度可表示為：

式中：V0是聲腔體積，C0是聲速，As為聲場(chǎng)的表面積，f為分析頻率，l為聲腔的棱邊長(zhǎng)度。聲腔模態(tài)密度主要是頻率的函數(shù)，受邊界條件、阻尼、吸聲等影響不大[8]，所以通過理論計(jì)算可以獲得比較準(zhǔn)確的模態(tài)密度值，圖11所示為駕駛員頭部聲腔模態(tài)密度曲線。

圖11 駕駛員頭部聲腔模態(tài)密度曲線

內(nèi)損耗因子是指子系統(tǒng)在單位頻率和單位時(shí)間內(nèi)損耗能量與平均貯存能量之間的比值[9]，內(nèi)損耗因子組成原理如下：

式中：ηs為結(jié)構(gòu)損耗因子；ηr為聲輻射阻尼損耗因子；ηb為邊界阻尼損耗因子。

由于各子系統(tǒng)之間是剛性連接，進(jìn)行理論計(jì)算時(shí)ηb可忽略不計(jì)，且ηs為固定值，以左前側(cè)窗為例，其結(jié)構(gòu)損耗因子為0.001。但根據(jù)文獻(xiàn)[9]，影響結(jié)構(gòu)內(nèi)損耗因子的因素復(fù)雜，往往不能通過公式計(jì)算得到，故本文取工程上常用的0.01作為內(nèi)損耗因子。

在獲取聲腔內(nèi)損耗因子時(shí)，在體積較大的空間里必須考慮空氣的吸聲系數(shù)。因此在VA One 中將駕駛員頭部聲腔的平均吸聲系數(shù)作為一個(gè)輸入?yún)?shù)。圖12所示為左前側(cè)窗SEA 子系統(tǒng)的內(nèi)損耗因子以及駕駛員頭部聲腔的吸聲系數(shù)隨倍頻程的變化關(guān)系，其平均吸聲系數(shù)為0.53。

圖12 左前側(cè)窗內(nèi)損耗因子及駕駛員頭部聲腔吸聲系數(shù)

耦合損耗因子是描述子系統(tǒng)之間耦合程度的參數(shù)，它類似于熱力學(xué)中的傳熱系數(shù)。耦合損耗因子可以通過波傳播分析理論得出，也可以通過試驗(yàn)方法獲得。對(duì)于一些常見的板件與聲腔和聲腔與聲腔之間面連接的耦合形式，VA one 可自行計(jì)算出各類耦合損耗因子的值。圖13所示為VA One中自行得出的左前側(cè)窗與駕駛員頭部聲腔耦合損耗因子。

圖13 左前側(cè)窗與駕駛員頭部聲腔耦合損耗因子

5 結(jié)果分析

5.1 仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比分析

將車身表面各監(jiān)測(cè)點(diǎn)處1/3 倍頻程聲壓級(jí)作為輸入激勵(lì)分別加載到車身混合FE－SEA 與SEA 模型上，同時(shí)輸入各個(gè)子系統(tǒng)和聲腔的模態(tài)密度、內(nèi)損耗因子、吸聲系數(shù)以及耦合損耗因子，通過數(shù)值模擬求出110 km/h 條件下駕駛員耳旁聲壓級(jí)水平，加載后的計(jì)算結(jié)果與實(shí)車道路試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比如圖14所示。

圖14 駕駛員頭部聲壓級(jí)頻譜曲線對(duì)比

從圖14可以看出，混合FE－SEA模型較于SEA模型精度略有提高。在20 Hz～125 Hz范圍內(nèi)，SEA模型與試驗(yàn)結(jié)果的差距較大，在125 Hz時(shí)兩者相差約15 dB，在低頻范圍內(nèi)其計(jì)算精度較差。造成這種差異的主要原因是所建立的仿真模型沒有考慮發(fā)動(dòng)機(jī)和底盤噪聲，以及車內(nèi)儀表盤、座椅等部件的影響。在125 Hz～400 Hz中頻范圍內(nèi)，可以明顯看出FE－SEA 混合模型的計(jì)算結(jié)果與道路試驗(yàn)結(jié)果更為吻合，試驗(yàn)與計(jì)算結(jié)果的誤差最大值不超過3 dB，滿足工程應(yīng)用要求，但仿真值總是大于試驗(yàn)值。其主要原因是在仿真模型中沒有布置相關(guān)降噪材料，且實(shí)車道路試驗(yàn)也總是受到環(huán)境因素的干擾。總的來說，在125 Hz～400 Hz 頻段內(nèi)的對(duì)比結(jié)果證實(shí)了本文所建FE－SEA 混合模型的準(zhǔn)確性。在400 Hz～1 000 Hz范圍內(nèi)，SEA模型的精度逐漸提升，進(jìn)一步證實(shí)了SEA 方法的常見研究頻率下限為500 Hz[10]?？偟膩碚f，基于LBM 方法的混合FE－SEA方法能夠準(zhǔn)確有效地預(yù)測(cè)汽車封閉情況下的風(fēng)窗噪聲。

5.2 車身部件貢獻(xiàn)量分析

圖15所示為車身各板件對(duì)駕駛員耳旁聲功率輸入圖。從圖中可以發(fā)現(xiàn):在低頻區(qū)域，對(duì)駕駛員耳旁聲功率貢獻(xiàn)量最大的車身部件主要是車輛的前后車門。左前及左中側(cè)窗主要在中高頻范圍對(duì)駕駛員耳旁聲功率貢獻(xiàn)量有明顯的影響，左天窗和左后風(fēng)窗對(duì)其有次要影響。左前側(cè)窗在整個(gè)頻段內(nèi)都對(duì)駕駛員耳旁聲功率有影響，左后側(cè)窗對(duì)其貢獻(xiàn)量最小。

圖15 駕駛員耳旁聲功率輸入

6 結(jié)語(yǔ)

本文結(jié)合格子玻爾茲曼方法和大渦模擬以及混合有限元-統(tǒng)計(jì)能量分析法對(duì)整車風(fēng)激勵(lì)引起的車內(nèi)氣動(dòng)噪聲進(jìn)行了建模與數(shù)值模擬，并與實(shí)車道路試驗(yàn)結(jié)果比較，得出以下結(jié)論：

（1）車輛外部氣流作用在車身表面產(chǎn)生壓力脈動(dòng)，并向車內(nèi)輻射噪聲，風(fēng)窗噪聲最嚴(yán)重的區(qū)域發(fā)生在A柱、后視鏡以及側(cè)窗區(qū)域。

（2）后視鏡及A柱附近區(qū)域?qū)γ}動(dòng)壓力的貢獻(xiàn)最大，明顯大于車輛尾部區(qū)域，從而引起的噪聲更大，同時(shí)在車輛尾部區(qū)域產(chǎn)生一定的真空區(qū)。

（3）基于LBM 方法的混合FE-SEA 模型相比SEA 模型在低中頻區(qū)域精度更高，能夠與試驗(yàn)結(jié)果很好地吻合，在更高頻率范圍內(nèi)，SEA模型的精度逐漸提升，其計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)值吻合度升高。

（4）在整個(gè)頻段范圍內(nèi)，對(duì)駕駛員耳旁噪聲貢獻(xiàn)量最大的部件是左前側(cè)窗，貢獻(xiàn)量最小的部件是左后側(cè)窗。

（5）由于文中計(jì)算的對(duì)象均是理想化模型，且內(nèi)損耗因子取自工程上常用的數(shù)值0.01，將其代入計(jì)算時(shí)在較低頻段會(huì)產(chǎn)生一定的誤差，故接下來還需進(jìn)行進(jìn)一步的研究，以達(dá)到理論與實(shí)際的統(tǒng)一。