付威，王勛年，李勇,3,*

1.溫州大學 機電工程學院，溫州 325035

2.中國空氣動力研究與發(fā)展中心 氣動噪聲控制重點實驗室，綿陽 621000

3.溫州大學 平陽智能制造研究院，溫州 325400

0 引 言

汽車噪聲主要包括發(fā)動機噪聲、輪胎噪聲和氣動噪聲[1]。氣動噪聲是汽車高速行駛時的主要噪聲源[2]。其中，由高速氣流在汽車A 柱和外后視鏡附近引起的旋渦流動而造成的車窗表面脈動壓力是產(chǎn)生氣動噪聲的主要原因之一[3-4]。改善汽車外后視鏡尾流區(qū)域渦流運動能夠有效降低車窗表面的脈動壓力：一方面，可降低外后視鏡本身產(chǎn)生的氣動噪聲；另一方面，可降低壁面脈動壓力經(jīng)車窗傳至車內(nèi)的噪聲，提高車內(nèi)乘客的舒適性。

國外對外后視鏡氣動噪聲的研究早于國內(nèi)，一般通過計算與實驗開展研究。Grahs 等[5]采用不同網(wǎng)格劃分策略研究某外后視鏡簡化模型所產(chǎn)生的氣動噪聲，發(fā)現(xiàn)合理改變外后視鏡自身形狀參數(shù)能有效降低氣動噪聲。Kim 等[6]采用粒子圖像測速技術（PTV）分析了不同外后視鏡形狀對噪聲的影響。Kato[7]提出了一種可以直接計算遠場和近場噪聲的方法，并闡述了3 種不同形狀外后視鏡對聲場反射的差異。Li 等[8]對某型汽車外后視鏡產(chǎn)生的氣動噪聲進行了風洞實驗和數(shù)值仿真，結果表明外后視鏡產(chǎn)生的氣動噪聲主要為寬頻噪聲，且能量主要集中在中低頻區(qū)域。Mohamud 等[9]的研究結果表明，在CFD 計算中，可以使用寬頻噪聲Curle 模型分析外后視鏡表面噪聲源分布情況。Chen 等[10]在商用軟件Fluent 中采用大渦模擬（LES）方法分析了不同風速下外后視鏡產(chǎn)生的風噪大小，研究結果表明使用DSLM （Dynamic Smagorinsky-Lilly Model）模型比單獨使用SLM 模型的計算結果更接近實驗結果。Walker 等[11]分析了不同偏航角下汽車外后視鏡的振動強度和噪聲大小，結果表明：汽車外后視鏡在30°偏航角下，抖振和風噪綜合最小。Yao 等[12]使用不同計算方法分析了外后視鏡產(chǎn)生的內(nèi)部噪聲大小，結果表明：可壓縮大渦比分離渦模擬效果好，能更好地解決邊界層內(nèi)的壓力波動問題。

國內(nèi)對汽車氣動噪聲的研究較晚，最早始于江蘇大學對車身外流場的探索[13]。劉紅光和陸森林[14]的研究指出偶極子聲源在車輛氣動噪聲中占主導地位。謝超等[15]在商用軟件Fluent 中采用不同計算模型對汽車的氣動噪聲進行仿真計算，結果表明基于Realizable k-ε/LES 混合模型的仿真計算更為準確和高效，且消耗的計算資源更少。陳鑫等[16-17]對比分析了5 款外后視鏡的造型特點，發(fā)現(xiàn)外后視鏡鏡罩、基座造型、安裝角度等因素對前側窗區(qū)域氣動噪聲影響較大，對這些因素進行適當調整組合，可有效降低氣動噪聲。李啟良等[18]通過建立主動射流模型來增大外后視鏡尾部的時均壓力，降低壓力梯度，使得整車氣動阻力系數(shù)降低了0.002，前側窗表面總聲功率級降低了1.8 dB，湍流脈動總聲功率級降低了0.3 dB。姜豪等[19]采用分離渦模擬與計算氣動聲學相結合的方法，對前側窗表面氣動噪聲進行了分析，并提出了2 種優(yōu)化方案。

基于上述研究，本文以一簡化的外后視鏡模型為基礎模型，提出3 種基于外形改變的降噪措施，即外后視鏡鏡身分別傾斜15°、30°，以及采用橢柱形底座，結合PIV 測試技術、六分量動態(tài)天平測力技術和壁面麥克風脈動壓力實驗，分析外后視鏡尾跡區(qū)域流場及阻力變化規(guī)律，揭示其降噪機理，為低阻力和低噪聲外后視鏡的結構設計提供可行性方案。

1 模型及實驗布置

1.1 風洞與實驗模型

實驗在溫州大學0.5 m×0.4 m 開口射流聲學風洞中進行，實驗風速為120 km/h。該風洞為開環(huán)吸氣風洞，最大風速可達60 m/s，湍流度低于0.2%。實驗段所處的消聲室凈空間為3.8 m×3.3 m×2.5 m，截止頻率為140 Hz。最大風速60 m/s 下，聲學風洞中心軸1.7 m 處的流場背景噪聲為70 dB。

基準模型由上、中、下三部分組成，其三維圖及工程圖如圖1 所示。模型上部為半徑45 mm 的1/4 球，中部為半徑45 mm、高60 mm 的半圓柱，底部為直徑25 mm、高30 mm 的圓柱。模型總高H=135 mm，迎風面總寬W=90 mm，高/寬比為1.5。Oxyz 坐標系的原點設置在底部圓柱中心。

圖1 基準模型Fig.1 Baseline model

圖2 為3 款造型改進后的模型，其中模型A 為鏡身傾斜15°，模型B 為鏡身傾斜30°，模型C 的底部為橢圓支撐柱?；A模型與模型C 底部支撐柱橫截面上的差異及尺寸如圖3 所示。所有實驗模型均采用樹脂材料以3D 打印技術制作而成。為減小反光對PIV 實驗結果的影響，模型采用啞光漆噴涂成黑色，如圖4 所示。

圖2 改進模型Fig.2 Improved model

圖3 基礎模型與模型C 底部支撐柱橫截面的差異Fig.3 Diagram of difference between baseline model and model C on a cross-section of the support column

圖4 模型實物圖Fig.4 Real models

1.2 PIV 測試布置

為分析外后視鏡尾跡區(qū)域流場變化，對外后視鏡進行PIV 實驗，圖5 為實驗模型安裝示意圖。外后視鏡模型安裝在一塊與風洞出口底面相連的平板上（平板相當于汽車側窗表面），距離風洞出口160 mm。實驗模型橫截面堵塞率為4.67%，滿足堵塞率小于5%的實驗流場要求[20]。實驗時主要對3 個截面進行分析：縱截面位于模型正中間y=0 處，橫截面1 位于模型中部正中間、距平板壁面60 mm 處，橫截面2 位于模型下部正中間、距平板壁面15 mm 處，如圖6所示。

圖5 模型安裝示意圖Fig.5 Model installation diagram

圖6 截面分析示意圖Fig.6 Diagram of section analysis

流場顯示實驗采用北京立方天地科技有限公司的PIV 設備，激光測試頻率為5 Hz，其安裝示意及實物如圖7 所示。拍攝縱截面時，激光器位于模型正上方，5M 分辨率的尼康CCD 相機位于激光器垂直位置；拍攝2 個橫截面時，激光器與CCD 相機位置互換。

圖7 PIV 實驗布置圖Fig.7 PIV experiment layout

1.3 壁面麥克風測試布置

外后視鏡尾跡區(qū)域存在的湍流結構不僅會與側窗玻璃表面作用產(chǎn)生噪聲，還會在側窗上產(chǎn)生脈動壓力引起車窗振動，兩者組成的混合噪聲會通過側窗傳至人耳。與外后視鏡尾流旋渦本身產(chǎn)生的湍流噪聲相比，旋渦與側窗表面相互作用產(chǎn)生的脈動壓力所引起的氣動噪聲更加強烈。在該實驗中無法直接測量傳入內(nèi)部的氣動噪聲，因此通過測量外后視鏡流場后的壁面脈動壓力來定性描述。為對外后視鏡作用于壁面的脈動壓力進行直觀描述，如圖8所示，在平板壁面±30°位置由近及遠設置3 排共21 個脈動壓力監(jiān)測點，每排相鄰監(jiān)測點間隔10°。第一排與模型底部中心位置距離為135 mm （即3 倍球半徑，3R）；第二排為180 mm （4R）；第三排為225 mm （5R）。脈動壓力采用型號為BSWA MPA416的麥克風測量，麥克風表面與壁面齊平布置。采樣頻率為51.2 kHz，采樣時間為8 s?？偛蓸訑?shù)據(jù)為100塊，每個塊的大小為4 096，頻率分辨率為12.5 Hz。已有研究表明，尾跡核心區(qū)的脈動壓力對外后視鏡氣動噪聲的貢獻最大[16]，因此本文主要對第一排3、4、5，第二排10、11、12 和第三排17、18、19 這9 個處于外后視鏡尾跡核心區(qū)的監(jiān)測點進行頻譜和總聲壓級分析。

圖8 壁面壓力監(jiān)測點布置示意圖Fig.8 Schematic layout of wall pressure monitoring points

1.4 六分量天平測力布置

圖9 為六分量天平安裝示意圖，外后視鏡模型固定在天平頂端，天平左右與平板之間各空出2 mm間隙，以便檢測氣流對后視鏡的作用力。天平型號為ATI 工業(yè)自動化有限公司生產(chǎn)的Mini-45，實驗時采樣頻率設置為7 000 Hz。為減小實驗誤差，每個模型采樣5 次，每次采樣30 s，取中間20 s 數(shù)據(jù)進行均方根分析，得到每次采樣的結果，再以其平均值作為最終模型阻力值。

圖9 六分量天平安裝示意圖Fig.9 Schematic installation of six-component balance

2 結果和分析

2.1 聲學特性

2.1.1 頻譜分析

側窗壁面脈動壓力是產(chǎn)生噪聲的重要來源之一，其變化能夠反映聲源的一定特征。為了更加直觀地對比4 款外后視鏡在120 km/h 的風速下對側窗壁面的影響，將麥克風測量的壁面脈動壓力的時域信號采用快速傅里葉變換（FFT）轉化為頻域信號，并與參考聲壓值pref=2×10-5Pa 對比，得到其聲壓級（Lsp）頻譜圖，單位為dB。圖10 為基礎模型第一、二、三排中間3 個監(jiān)測點的壁面脈動壓力頻譜對比圖。從圖中可以看出，側邊2 個監(jiān)測點的脈動壓力頻譜曲線在全頻率段較為接近。因此，下文主要對位于正中間位置的4、11、18 和位于一側的3、10、17 等6 個監(jiān)測點進行頻譜對比分析。

圖10 基礎模型監(jiān)測點頻譜分析Fig.10 Spectrum analysis of monitoring points of baseline

圖11 為所有模型位于第一排的3 和4 兩個監(jiān)測點的頻譜對比圖，圖12 為位于第二排的10 和11 兩個監(jiān)測點的頻譜對比圖，圖13 為第三排的17 和18 兩個監(jiān)測點的頻譜對比圖。圖11～13 還展示了各個監(jiān)測點的背景脈動壓力頻譜。從圖11～13 中可以很明顯地看出，外后視鏡所引起的壁面脈動壓力具有寬頻特性，且能量主要集中在500 Hz 以下的中低頻段。在此頻段內(nèi)，麥克風測得的各模型的脈動壓力值相差也較大。背景壓力是在僅安裝平板而未安裝外后視鏡情況下的測量值，從圖中可以看出，在500 Hz 以下頻段，背景壓力遠小于實驗模型的脈動壓力，差值達10 dB 以上，說明本文的實驗數(shù)據(jù)是可靠有效的。在500 Hz 以上頻率范圍，各模型的壁面脈動壓力相差不大；在1 kHz 以上頻段，部分模型的壁面脈動壓力甚至低于背景壓力。由于2 kHz 以上高頻段的壁面脈動壓力遠小于中低頻段，其對總聲壓的貢獻量幾乎可以忽略，所以本文主要對中低頻段特別是20～500 Hz 范圍內(nèi)的壁面脈動壓力進行分析。在500 Hz 以下的中低頻段范圍，所有造型改進模型對壁面脈動壓力的抑制效果都很明顯，但在不同監(jiān)測點，抑制效果存在一定差異。下文將對每個監(jiān)測點進行具體分析。

圖11 不同模型在監(jiān)測點3、4 的頻譜對比圖Fig.11 Spectrum comparison map of monitoring points 3 and 4 in different models

圖12 不同模型在監(jiān)測點10、11 的頻譜對比圖Fig.12 Spectrum comparison map of monitoring points 10 and 11 in different models

圖13 不同模型在監(jiān)測點17、18 的頻譜對比圖Fig.13 Spectrum comparison map of monitoring points 17 and 18 in different models

在圖11 所示的監(jiān)測點3、4 中，監(jiān)測點3 主要降壓頻段集中在70～500 Hz，監(jiān)測點4 主要降壓頻段為70～400 Hz。在此范圍，所有改進模型壁面脈動壓力始終低于基礎模型，模型C 壁面脈動壓力最低，模型B 次之，模型A 略高于模型B，但也遠小于基礎模型。模型C 的監(jiān)測點3、4 在此范圍內(nèi)最大降壓幅度均接近10 dB，模型A 和模型B 在3、4 監(jiān)測點的最大降壓幅度也均超過5 dB。

在圖12 所示的監(jiān)測點10、11 的頻譜圖中，降壓頻率向低頻范圍移動。監(jiān)測點10 的降壓頻段分布在20～400 Hz，監(jiān)測點11 的主要降壓頻段為20～200 Hz。模型B 和C 在監(jiān)測點10 的最大降壓幅度均接近10 dB，在監(jiān)測點11 的最大降壓幅度超過5 dB，模型A 在這兩個位置的最大降壓幅度均超過5 dB。

在圖13 所示的監(jiān)測點17、18 中，3 個改進模型在監(jiān)測點17 的降壓頻段最廣，分布在20～1 000 Hz范圍內(nèi)，但監(jiān)測點18 的降壓頻段主要集中在200 Hz以內(nèi)。在監(jiān)測點17，模型B 和C 的降壓幅度近10 dB，模型A 的最大降壓幅度近5 dB；在監(jiān)測點18，模型B 的最大降壓幅度超過5 dB，模型A 和C 的最大降壓幅度也超過3 dB。

從圖11～13 還可以看出：橢圓柱底座的模型C 在50～70 Hz 之間有一個明顯的頻率波峰，而其他3 個模型基本沒有，說明模型C 流場中可能存在一定的周期脈動。

2.1.2 總聲壓級分析

表1～3 為9 個監(jiān)測點的總聲壓級對比（頻率計算范圍為20～1 000 Hz）。從表中可以看出，背景總聲壓級遠低于實驗模型，證明了本文實驗數(shù)據(jù)的可靠性。改進模型A、B、C 在每個監(jiān)測點上的總聲壓級都小于基礎模型，最大降壓點均在監(jiān)測點17，分別降低了3.8，6.0 和5.3 dB。由于外后視鏡尾部湍流在側窗上產(chǎn)生的氣動噪聲是其作用在側窗面積上的綜合效應，因此，不同模型的綜合降噪效果分析須集合所有監(jiān)測點的數(shù)據(jù)。表4 是在不同頻率范圍內(nèi)3 個改進模型聲壓級相對于基礎模型的降壓效果，表中ΔLsp為改進模型與基礎模型總聲壓級之差，負值表示總聲壓級降低，正值表示總聲壓級升高?？梢钥吹?，在500 Hz 以下中低頻段，這9 個監(jiān)測點中，模型A、B、C 總聲壓級分別降低了3.0、4.6 和4.3 dB；在20～104Hz 范圍內(nèi)，模型A、B、C 總聲壓級分別降低了1.9、3.3 和3.7 dB。

表1 第一排3 個監(jiān)測點總聲壓級對照表Table 1 Comparison table of overall sound pressure level of three monitoring points in the first row單位：dB

表2 第二排3 個監(jiān)測點總聲壓級對照表Table 2 Comparison table of overall sound pressure level of three monitoring points in the second row單位：dB

表3 第三排3 個監(jiān)測點總聲壓級對照表Table 3 Comparison table of overall sound pressure level of three monitoring points in the third row單位：dB

表4 各改進模型與基礎模型總聲壓級在不同頻率范圍內(nèi)的差值Table 4 Overall sound pressure level differences between the modified models and the generic simple model單位：dB

2.2 流場特性

2.2.1 均勻流場

汽車側窗脈動壓力是產(chǎn)生氣動噪聲的主要原因之一，而外后視鏡尾部的渦流場又是造成側窗脈動壓力的重要因素之一。在對尾渦流場進行PIV 測量時，每個工況拍攝了200 張圖片，然后對其進行平均處理，再將平均后的結果導入Tecplot 后處理軟件進行后續(xù)分析。在均勻流場中，所有模型在同一對比截面上的流線數(shù)目相同。

圖14 為4 款不同造型外后視鏡縱截面的流線對比圖，圖中為x 方向平均速度。從圖中可以明顯看出：在所有外后視鏡模型下游都存在2 個方向相反的旋渦。其中，基礎模型下方的旋渦尺寸較小，靠近后視鏡模型，且緊貼平板壁面，脫落的旋渦拍打在壁面上可能產(chǎn)生比較強烈的壁面脈動壓力，從而產(chǎn)生較大噪聲。模型A 和C 的上下旋渦大小基本一致，模型B 下部旋渦遠大于上部旋渦。相較于基礎模型的旋渦中心，模型B 和C 的下部旋渦中心離平板壁面更遠，且下部靠近平板壁面區(qū)域的平均速度明顯大于基礎模型該區(qū)域的平均速度。模型B 和C 平均速度為正值，即沿流向方向，而基礎模型下部的速度都為負值，即整個為回流區(qū)。

圖14 縱截面流線對比圖Fig.14 Comparison of streamlines in longitudinal section

圖15 為4 款不同造型外后視鏡橫截面1 的平均速度流線對比圖，由于激光不能透過外后視鏡，因此外后視鏡背光區(qū)存在一個沒有流線的盲區(qū)。從圖中可以看出：基礎模型下游存在2 個流線密集且相互靠近的比較大的旋渦中心；3 個造型改進模型下游的旋渦明顯減小，模型A 和C 的2 個旋渦互相遠離，模型B 的2 個旋渦中心最小且流線最稀疏，說明這些改進均有利于減小旋渦對壁面的脈動壓力，從而降低氣動噪聲。

圖15 橫截面1 流線對比圖Fig.15 Comparison of streamlines in cross section 1

圖16 為4 款不同造型外后視鏡橫截面2 處的流線對比圖。從圖中可以看出：在基礎模型下游不僅存在2 個范圍較大的旋渦，且在其下游100 mm 處仍有回流區(qū)域的存在，說明旋渦擴散范圍很大。截面2 靠近平板，擴散的旋渦將會在平板較大面積內(nèi)產(chǎn)生劇烈的壓力波動，從而產(chǎn)生明顯的氣動噪聲，但相對于基礎模型，其他3 款外后視鏡模型都僅存在一對較小的旋渦，其中模型B 和C 的旋渦影響區(qū)域僅在模型下游40 mm 范圍內(nèi)，不易產(chǎn)生較高的氣動噪聲。

圖16 橫截面2 流線對比圖Fig.16 Comparison of streamlines in cross section 2

綜上所述，外后視鏡造型對其尾跡區(qū)域流線和渦團分布有很大影響。相較于基礎模型，3 款造型的改進使得靠近壁面的湍流渦影響范圍大幅減小且遠離壁面，這可能是各造型改進模型氣動噪聲降低的主要原因。

2.2.2 渦量分析

為進一步分析3 款造型改進模型的流場與降噪機理，對上述3 個截面進行瞬態(tài)渦量分析。

對應縱向截面，渦量 Ωy計算公式為：

式中，u 為x 軸瞬時速度，w為z 軸瞬時速度。

對應橫向截面1 和2，渦量 Ωz計算公式為：

式中，v為y 軸瞬時速度。

圖17 為4 個模型縱截面上的瞬時渦量場和矢量場分布對比圖。從圖中可以看出，在外后視鏡下游存在一正一負2 種渦，上部順時針旋轉的負渦整體呈細條狀，而下部逆時針旋轉的正渦則呈零散分布狀。觀察圖16 可以發(fā)現(xiàn)，基礎模型的尾流呈現(xiàn)為破碎的小渦結構（碎渦），下部的碎渦直接拍打在壁面，將產(chǎn)生較大噪聲；3 個改進模型尾流的渦結構與基礎模型類似，都是碎渦結構，與頻譜分析中的寬頻特性對應。為了更好地評估不同造型外后視鏡尾流對側窗的脈動影響，下面再對橫截面1、2 上的渦強分布進行分析。

圖17 縱截面渦強及矢量場分布對比圖Fig.17 Comparison of vortex intensity and vector field distribution in longitudinal section

圖18 為4 個模型橫截面1 上的渦強及矢量場分布對比圖。從圖中可以看出，相較于其他模型，基礎模型的旋渦擴散范圍最大，不僅存在2 個較大的呈細條狀的正負旋渦，還存在大量混合的旋轉方向相反的正負碎渦。在該截面上，所有模型下游均出現(xiàn)破碎的旋渦，但碎渦特性變化不明顯。

圖18 橫截面1 渦強及矢量場分布對比圖Fig.18 Comparison of vortex intensity and vector field distribution in cross section 1

圖19 為4 款模型橫截面2 上的渦強及矢量場分布對比圖。橫截面2 靠近壁面，其渦量分布會對壁面脈動壓力產(chǎn)生很大影響。從圖中可以看出：基礎模型下游存在2 個擴散范圍很大的正負旋渦，改進外后視鏡造型后，模型下游2 個渦團擴散范圍都大幅度降低，即外后視鏡偏轉30°后（模型B），底部圓柱兩側尾流剪切層明顯變短，使渦量更早注入到小尺度渦旋運動中。支撐柱為橢圓柱的模型（模型C）下游2 個旋渦擴散范圍比基礎模型小得多，是所有模型中最小的。

與一般二維圓柱尾流呈現(xiàn)卡門渦街不同，基礎模型和模型A、B 的尾流下游都沒有明顯的周期性交替旋渦脫落，其尾流渦都是破碎的小尺度結構。模型C 的尾流呈現(xiàn)出一定的周期性旋渦脫落，這解釋了為何模型C 的脈動壓力頻譜圖中50～70 Hz 范圍會出現(xiàn)一個頻率波峰。

2.2.3 正反模態(tài)分解（POD）

橫截面2 的流場特性更能反映尾流對側窗壁面脈動壓力的影響，對該截面獲得的PIV 速度場序列進行正交模態(tài)分解。通過正交模態(tài)分解可以獲得流場主要能量結構及各個模態(tài)所對應的能量比例[21]。圖20 為經(jīng)正交模態(tài)分解后，各模型在橫截面2 上的第一模態(tài)信息。由圖20 可知：對于基礎模型和模型A、B，第一模態(tài)在流場中的結構較為分散，說明在該截面沒有周期性脫落的大尺度旋渦；模型C 沿流向分布具有一定的類渦旋結構。為了更好地分析流場特征，對所有模型的第二模態(tài)也進行了分析，發(fā)現(xiàn)基礎模型和模型A、B 的第二模態(tài)也呈發(fā)散分布，因此不再給出其對比分析圖。圖21 為模型C 的POD 第二模態(tài)，從圖中可以看出：模型C 的第二模態(tài)具有比較明顯的類渦旋結構，該結構對側窗的湍流脈動可能產(chǎn)生影響，這也是模型C 的脈動壓力頻譜圖中有一較明顯波峰的原因。

圖20 橫截面2 上POD 第一模態(tài)y 方向分布對比圖Fig.20 Comparison of first POD mode （mode-1） associated with the vertical fluctuating for flows over four models

圖21 模型C 橫截面2 的POD 第二模態(tài)及矢量場分布對比圖Fig.21 Second POD mode （mode-2） associated with the streamwise and vertical fluctuating for flows over model C

POD 不僅可以獲得流場的模態(tài)信息，還可以得到流場模態(tài)的能量分布。圖22 為4 款模型橫截面2 的流場中前20 個模態(tài)的能量信息。從圖中可以看出：基礎模型POD 第一模態(tài)所占能量比例達到14.6%，大于模型A、B、C 所對應的能量比例（分別為12.5%、6%和11%），POD 第十模態(tài)以后的高階模態(tài)的能量分布大致相同。在POD 方法中，若較低的模態(tài)具有較高的能量，則與較大尺度的結構對應；若較高模態(tài)具有較低的能量，則與較小尺度的結構對應。所有模型在前20 個模態(tài)的能量累積中，基礎模型能量累積達61.7%，高于模型A、B、C 所對應的能量累積值（分別為54.2%、44.6%、54.6%）。

圖22 4 個模型在橫截面2 上的POD 模態(tài)動能百分比Fig.22 Percentage of kinetic energy held by the POD modes for the four models on the cross section-2

綜上所述，改進模型A、B、C 的流場空間尺度變小，大尺度結構旋渦變成小尺度結構旋渦，總能量大幅降低，外后視鏡對側窗的壁面湍流脈動的影響減弱，從而有效降低了氣動噪聲。

2.3 阻力與阻力系數(shù)分析

表5 為動態(tài)天平對每個模型進行5 次測試后得到的阻力均值F（即模型阻力值）。相對誤差δ的計算公式為：

表5 模型阻力實驗值Table 5 Test values of models drag單位：N

式中：F 為模型阻力，即5 次測試結果的均值；Fn為各模型不同測試次數(shù)時的阻力，下標n 代表測試次數(shù)。分析表4 中數(shù)據(jù)可知，每個模型5 次測試數(shù)據(jù)與其平均值的最大相對誤差分別為0.77%、0.72%、0.26%和0.94%，均小于1%，說明本次實驗是合理有效的。

圖23 為不同模型阻力對比圖。從圖中可以看出，與基礎模型相比，3 款造型改進模型阻力值均有所減小。在3 款造型改進模型中，模型B 阻力最小，模型C 阻力最大，模型A 介于兩者之間。分析圖中數(shù)據(jù)可知，與基礎模型相比，模型A、B、C 的阻力分別降低了0.505、0.782 和0.314 N。

圖23 不同模型阻力值Fig.23 The drag values of different models

圖24 為基礎模型及3 款造型改進模型的阻力系數(shù)對比圖，阻力系數(shù) CD計算公式為：

圖24 不同模型阻力系數(shù)值Fig.24 The drag coefficient of different models

式中：ρ為空氣密度，常溫下取1.205 kg/m3；S為基礎模型迎風面積，其值為9.331×10-3m2；來流速度U∞為33.3 m/s。分析圖中數(shù)據(jù)可知，模型A、B、C 的迎風阻力系數(shù)比基礎模型分別低11.8%、18.4%和7.5%。

3 結 論

本文對一簡化汽車外后視鏡模型及改進模型的流場、壁面脈動壓力和迎風阻力進行了實驗測量，研究發(fā)現(xiàn)：

1）對外后視鏡外形進行合理改進，可以使外后視鏡尾渦遠離壁面，減小壁面脈動壓力，降低氣動噪聲。

2）把外后視鏡鏡身偏轉15°和30°，能明顯降低模型氣動阻力和壁面脈動壓力，且偏轉30°的效果優(yōu)于偏轉15°。當把外后視鏡鏡身偏轉30°時，其阻力系數(shù)比基礎模型降低18.4%，9 個壁面脈動壓力監(jiān)測點的總聲壓級在中低頻段平均降低4.6 dB。

3）外后視鏡底部支撐柱形狀對外后視鏡整體的氣動特性影響較大，當把其圓柱形狀改為本文研究的橢圓柱形狀時，阻力系數(shù)降低了7.5%，9 個壁面脈動壓力監(jiān)測點的總聲壓級在20～500 Hz 頻段平均降低了4.3 dB。