前言

車輛高速行駛下的動力總成噪聲、輪胎/路面噪聲得到一定控制之后，氣動噪聲已成為高速行駛車輛的主要噪聲源，受到汽車企業(yè)和研究人員的重視。風洞試驗、道路試驗和數(shù)值計算是整車風噪研究的主要技術手段。路試經濟易于實施，其缺點是無法避免引入發(fā)動機噪聲、結構噪聲、胎噪等干擾噪聲。風洞試驗更精確，認可度高，目前國內風洞資源緊張、費用高。

 

采用CFD/SEA方法進行整車風噪數(shù)值仿真技術近年來興起，在國外得到廣泛應用，某些車企用這種方法部分甚至全部替代風噪的風洞試驗。圖1為艙內噪聲預測精確性做的互相關分析[9]，風洞試驗和仿真預測的對比最大誤差為0.8dB(A)，表明了這種方法噪聲預測的準確性。

 

 

圖1內部噪聲數(shù)值預測與試驗自相關分析

 

國內整車風噪研究起步晚，艙內噪聲性能改進方面取得的成果有限。本文針對整車風噪性能提高，開展仿真、改型和試驗的研究工作。

 

1氣動噪聲仿真方法

整車風噪仿真分為兩步，第一步通過瞬態(tài)外流場計算，得到壓力脈動作為氣動噪聲源；第二步噪聲源輸入進行聲學計算，得到艙內噪聲。

 

1.1瞬態(tài)外流場計算方法

瞬態(tài)外流場計算采用格子玻爾茲曼法軟件PowerFLOW。與傳統(tǒng)CFD的NS方程不

同，玻爾茲曼方程如下：

 

 

 

是粒子在時間t，速度時的概率分布方程，Θ是滿足守恒定律的粒子碰撞算子。流體密度ρ和速度均通過瞬時總和來獲得:

 

 

 

湍流方程采用VLES（VeryLargeEddySimulation）方法，得到如下方程：

 

 

 

1.2艙內噪聲計算方法

圖2為艙內噪聲計算流程。聲學計算模型采用統(tǒng)計能量法。整車風噪有兩種輸入功即壓力脈動的兩種聲源：（1）近壁面湍流壓力脈動作用在結構件壁面上，形成振動對艙內產生噪聲；（2）空間聲波以輻射的形式穿透結構件（如側風窗玻璃），進入艙內。

 

 

圖2SEA方法用于艙內聲學示意圖

 

1.2.1.湍流壓力脈動聲源

湍流壓力脈動直接作用在結構壁面上，聲場的脈動壓力對整車面板的時平均輸入功為。

 

 

 

對式（5）簡化處理，輸入功率可以轉換為等效點力加載到側窗玻璃上，表達如下[6]：

 

 

 

G是輸入導納的實部，與時間相關的節(jié)點力等效均方根值，重構結構表面的輸入功率。輸入導納實部的表達式如下：

 

 

 

其中，面板面積；面板的模態(tài)密度；面板的面密度。

 

1.2.2.聲學輻射聲源

輻射聲源進入車內的聲能為：

 

 

 

其中，為聲壓的均方根；為聲速；為面板輻射效率。

 

2仿真模型

2.1瞬態(tài)外流場計算

數(shù)值仿真車速為120km/h，全細節(jié)模型如圖3，總網格量約為2.4億，最小尺寸為0.5mm。

 

 

圖3.原狀態(tài)整車圖

 

2.2艙內噪聲計算

不考慮聲泄露情況下，玻璃的隔聲性能遠低于金屬車身部件，認為車外部聲源僅經由側窗玻璃和前風擋玻璃傳遞到艙內。需要求解輸入功與玻璃的相互作用，以及輸入功在玻璃中傳播時的衰減，得到艙內測點位置的聲壓級。表1，2為側窗玻璃參數(shù)，表3為混響時間。

 

表1SEA艙內噪聲計算玻璃參數(shù)

 

 

3仿真結果和分析

圖4為車艙內部1/3倍頻A計權聲壓級曲線，包括總聲壓級曲線、以及經過側窗和前風擋傳遞到艙內的聲壓級曲線。從圖中可以看出，艙內噪聲總聲壓級以左側窗的貢獻值為主。

 

 

圖4.原狀態(tài)仿真艙內聲壓級曲線圖

 

圖5為原車dB著色車外流場渦心圖，從圖中可知聲源的位置和強度，主要聲源包括后視鏡尾渦、落水槽尾渦、雨刮尾渦和A柱脫落渦。

 

圖6為這些聲源在側窗和前風擋上dB云圖，側窗湍流載荷源于后視鏡三角臺階尾渦、后視鏡支架尾渦和A柱尾渦（圖6a）。側窗輻射聲波載荷源于后視鏡三角臺階尾渦、后視鏡支架尾渦(圖6b)。雨刮和落水槽引起的湍流壓力脈動作用在前風擋上（圖6c），落水槽尾渦撞擊在A柱上，在前風擋上產生輻射聲波（圖6d）。

 

 

圖5原車dB著色車外流場渦心圖

 

 

圖6.側窗和前風擋玻璃dB云圖

 

4氣動噪聲優(yōu)化方案

對原車風噪仿真結果分析，從聲源和聲傳播兩個方面進行改型，即（1）降低聲源，減小壓力脈動，提高流動貼體性；（2）使聲源遠離聲傳播的衰減較弱部件（如側風窗玻璃）。提出了2個改型方案，改型一對后視鏡做了優(yōu)化，改型二在改型一基礎上對雨刮做了隱藏，如圖7。

 

 

圖7.原狀態(tài)與改型狀態(tài)對比圖

 

5改型仿真與試驗對比分析

5.1改型仿真結果對比與分析

改型一對后視鏡支架和本體做了貼體性設計，支架減薄下移等。結果如圖8a和b，對比圖6a和b可知，湍流載荷和聲波載荷在強度上和分布區(qū)域上均有減小。改型二避免雨刮對來流的阻擋，使落水槽附近流動更平順，減少落水槽分流對后視鏡區(qū)域的作用，降低側窗玻璃的聲壓級，如圖8c和d。

 

 

圖8改型車型仿真結果

 

5.2試驗說明

采用路試的方式驗證，測試儀器為西門子LMS數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，在駕駛員頭部附近布置麥克風，如圖9。

 

 

 

 

圖9.路試測試相關圖

 

5.3試驗與仿真對比分析

圖10為原車型和改型，駕駛員頭部區(qū)域聲壓級曲線的路試和仿真對比。從圖中可知：

（1）在整體趨勢上，各數(shù)據(jù)結果是一致的，路試低頻段出現(xiàn)起伏，是干擾噪聲源的影響。

 

（2）從仿真聲壓級曲線可知，與原車對比改型一全頻段都有改進，中高頻段改進量大于1dB(A)，部分頻段高達3~4dB(A)。改型二改進更大，部分頻段達到5.6dB(A)。總聲壓級比較，改型一降噪值為1.5dB(A)，改型二降噪為1.8dB(A)，風噪性能改進明顯。

 

（3）從路試結果可知，低頻段聲壓級沒有改進，這是因為路試時存在發(fā)動機噪聲等干擾噪聲，這些干擾噪聲主要分布在中低頻段，且其強度遠高于風噪，測試設備記錄聲壓級為干擾噪聲源，風噪改型效果在中低頻段無法體現(xiàn)。在高頻段有較大的改善，部分高頻段改型一相對于原狀態(tài)有3.99dB(A)的改進，改型二有5.1dB(A)的改進。總聲壓級分別降低0.2dB(A)和0.7dB(A)。

 

（4）125~2500Hz頻段，三種工況下試驗得到的聲壓級明顯高于數(shù)值模擬，偏差在8~14dB(A)之間，這個頻段路試聲壓級主要來自于發(fā)動機噪聲等干擾聲源。

 

（5）2500~6300Hz頻段干擾源較少，試驗與模擬的偏差在5dB(A)以內。試驗結果高于仿真結果，其可能的原因有（a）密封問題：數(shù)值仿真為完全密封下的結果，路試實車存在著密封不良導致的聲泄露，提高艙內聲壓級；（b）工況不同：數(shù)值仿真是“車不動，空氣流過”，路試時，外部風環(huán)境不穩(wěn)定，無法精確定速巡航，車行顛簸等使壓力脈動偏大，提高了聲壓級；（c）發(fā)動機噪聲等干擾源在高頻段還是有較小的影響；（d）路試側窗玻璃厚度小于仿真的玻璃厚度所致。路試聲壓級曲線顯示，其吻合頻率在4600Hz左右，而數(shù)值模擬得到的聲壓級曲線顯示，吻合頻率在4000Hz左右，說明路試車側風窗玻璃的厚度可能小于數(shù)值模擬的玻璃厚度，玻璃較薄，其隔音效果較差，引起聲壓級較高。

 

（6）對6300Hz以上頻段，在工程上關注較少，不做過多討論。

 

圖10.仿真與路試測試聲壓級曲線對比圖

 

6結論

采用數(shù)值模擬對原車進行風噪仿真，在分析流場和聲場結果基礎上，以降低艙內噪聲為目標，從聲源降低和傳遞路徑控制兩個方面出發(fā)，提出兩個改型方案，并對改型方案進行數(shù)值研究和路試研究，可得到結論如下：

 

（1）仿真和試驗結果基本一致，在高頻段偏差較小，說明仿真結果是有效的。

 

（2）從仿真結果可知，改型一后視鏡優(yōu)化的總聲壓級降噪達到1.5dB(A)，改型二在改型一基礎上隱藏雨刮，總聲壓級降噪達到1.8dB(A)。從路試看，中低頻段干擾噪聲源影響較大，改型一降噪0.2dB(A)，改型二降噪0.7dB(A)?？傮w上降噪明顯，說明改型方案是可行的。

 

（4）數(shù)值結果顯示，部分高頻段降噪最大達到5.6dB(A)。路試結果顯示高頻段艙內降噪最大達到5.1dB(A)，有效減低了風噪。

 

（5）采用CFD/SEA進行整車風噪仿真技術手段是可行的，改型方案從風噪機理出發(fā)降低艙內噪聲的方法是有效的。

 

資料來源：達索官方