基于統(tǒng)計(jì)能量法的汽車風(fēng)噪傳播特性分析

王毅剛, 張 婕，俞悟周，李啟良，柳 陽

(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)動機(jī)噪聲和輪胎路面噪聲等氣動噪聲問題顯得愈來愈突出.研究表明，汽車氣動噪聲能量隨車速的6次方增長[1]，這也引起汽車企業(yè)的高度重視.因此，氣動噪聲成為汽車研發(fā)控制的重要指標(biāo)之一.

作為評價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)測測量，但要分離出氣動噪聲最有效的手段是氣動聲學(xué)風(fēng)洞測量，對于開發(fā)中的車型在無法進(jìn)行試驗(yàn)測量時，數(shù)值仿真是重要有效的手段；從車內(nèi)氣動噪聲控制角度，氣動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，國內(nèi)外利用SEA方法的相關(guān)研究較少見到在整車上對氣動噪聲問題有較完整的從氣動噪聲源到車內(nèi)傳遞開展數(shù)值分析的論述，更多的工作以動力系統(tǒng)作為主要激勵源開展車內(nèi)噪聲預(yù)測和控制分析，如2002～2017年,文獻(xiàn)[6-12] 分別對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源開展研究，但主要問題是流體脈動和聲場難以分離，獲取不到有用的近聲場信息，使其研究難以完善.所以，從SEA法應(yīng)用于氣動噪聲傳遞分析的情況來看，要獲取車體外表面的空氣脈動和外聲場數(shù)據(jù)較為困難.通過風(fēng)洞測試獲得的車結(jié)構(gòu)外表面壓力脈動，包括空氣脈動和聲壓，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)部氣動噪聲.

本文以某整車為研究對象，以氣動-聲學(xué)風(fēng)洞外部流場和聲場以及車內(nèi)噪聲測量數(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)方法和聲擾動方程(acoustic perturbation equations，APE)計(jì)算該整車外流場和聲場，作為SEA模型的輸入.通過實(shí)測或查閱文獻(xiàn)資料獲取SEA相關(guān)參數(shù)，完善SEA模型，在此基礎(chǔ)上對整車氣動噪聲傳播路徑和傳播特性進(jìn)行分析.該研究是對整車氣動噪聲從激勵源到車內(nèi)仿真預(yù)測分析方法的探索，傳播路徑分析對于氣動噪聲傳遞特性認(rèn)識及控制有重要的借鑒價值.

1 車體結(jié)構(gòu)SEA模型建立

1.1 SEA模型子系統(tǒng)劃分

研究以某款整車(圖1)為研究對象，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，初步評估了可能的子系統(tǒng)對應(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.

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

1.2 子系統(tǒng)的主要參數(shù)確定

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，還要確定子系統(tǒng)的幾何參數(shù)、動力學(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，每個子系統(tǒng)對應(yīng)不同的幾何參數(shù)、動力學(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)手冊或試驗(yàn)中獲取;動力學(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)測量獲取.

上述通過試驗(yàn)方法測量的各參數(shù)情況，本文不作詳細(xì)介紹.

2 模型的氣動噪聲源輸入確定

車外氣動噪聲向車內(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)生的空氣動力脈動，激發(fā)車體結(jié)構(gòu)振動向車內(nèi)輻射噪聲；二是車體外部非定常流動產(chǎn)生的聲場，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)值仿真手段對繞整車的外流場和聲場進(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.表面壓力脈動的計(jì)算采用DES模型，近聲場計(jì)算采用聲擾動方程(acoustic perturbation equation，APE).

3 模型可靠性驗(yàn)證

車外繞流場、聲場和向車內(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)對整車外流場及車內(nèi)噪聲進(jìn)行測量，并與計(jì)算結(jié)果對比，說明計(jì)算的可靠性.

3.1 實(shí)車風(fēng)洞試驗(yàn)方法

試驗(yàn)在上海地面交通工具風(fēng)洞中心整車氣動聲學(xué)風(fēng)洞中完成.流場和聲場及測試空間條件均滿足整車風(fēng)噪測量要求.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)噪聲測量采用布置于主、副駕駛和后排左、右客座位置的4個HEAD公司人工頭進(jìn)行測量，車表面的壓力脈動和聲壓測量采用GRAS公司的表面?zhèn)髀暺鳒y量，數(shù)據(jù)采集及分析采用HEAD公司的測試系統(tǒng).

車輛表面的壓力脈動和聲壓利用表面?zhèn)髀暺魍瑫r測量.車沿縱向?qū)ΨQ面兩側(cè)對稱，所以只在一側(cè)布置測點(diǎn)，共84個測點(diǎn)，部分測點(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個人工頭進(jìn)行測量，在主、副駕駛位置，后排左、右客座位置各放置一個人工頭，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 試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果對比

3.2.1車體表面脈動壓力和聲壓

如圖3所示，車體表面共分布多達(dá)84個測點(diǎn)，選取其中車身不同區(qū)域P1、P2、P3、P4四點(diǎn)進(jìn)行對比,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)噪聲聲壓級對比

為了計(jì)算車外氣動噪聲聲場和車體表面壓力脈動向車內(nèi)傳遞的噪聲，將仿真計(jì)算獲取的外部聲場和脈動，按照SEA模型對應(yīng)每個子系統(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聲空間子系統(tǒng)計(jì)算車內(nèi)噪聲.前、后排各2個人工頭4個測量數(shù)據(jù)分別進(jìn)行平均，得到前、后排的噪聲級,如圖7和圖8所示.

圖7 前排聲壓級仿真實(shí)測對比頻譜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)測精度良好.

圖8 后排聲壓級仿真實(shí)測對比頻譜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，但這不能改變該方法低頻計(jì)算時，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.

4 氣動噪聲傳播特性

4.1 主要傳播路徑分析

從激勵源到車艙內(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別.

4.2 主要傳遞途徑的識別方法

應(yīng)用統(tǒng)計(jì)能量分析方法對子系統(tǒng)結(jié)構(gòu)中主要能量傳遞途徑識別，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的主要能量傳遞路線，并對該子系統(tǒng)依照相同的方法確定其前一級主要傳遞途徑，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，這樣可以簡化識別過程.

車內(nèi)噪聲的評價采用A計(jì)權(quán)聲級，在識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.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.

4.3 前排聲腔主要傳遞途徑

對整車在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)窗上的流動和聲場的作用，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，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)擋玻璃上的流動和聲激勵會導(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，而底盤的湍流脈動成為前風(fēng)檔輻射聲的第一因素；天窗上的流動和聲場的作用，通過窗玻璃的輻射和聲透射直接進(jìn)入到前排艙內(nèi).

4.4 后排聲腔主要傳遞途徑

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)

4.5 氣動噪聲傳播特性分析

從上述研究可以看出，主要傳播路徑上子系統(tǒng)類別不同，對聲和流體脈動的傳遞方式也會不同.針對上述幾條主要的傳播路徑,計(jì)算分析子系統(tǒng)對輸入源的響應(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.氣動引起車內(nèi)噪聲的計(jì)算，外部輸入為空氣的脈動壓力和聲壓，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)沿縱剖面不完全對稱引起的左右傳播路徑上的對應(yīng)能量傳遞差異較小，近似認(rèn)為車結(jié)構(gòu)沿縱剖面完全對稱.

(1) 路徑1：前側(cè)窗激勵→前側(cè)窗→前排聲腔.

圖11為前側(cè)窗有空氣脈動和聲場分別輸入和同時輸入下窗玻璃對應(yīng)的響應(yīng).小于160 Hz時，窗玻璃對空氣脈動激勵幾乎無響應(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.窗玻璃對聲場輸入的響應(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，窗玻璃對空氣脈動幾乎無響應(yīng)，但聲可以通過透射向內(nèi)傳遞.盡管空氣脈動輸入比聲場輸入高出10～40 dB(A)，但窗玻璃對兩者的響應(yīng)在同一數(shù)量級，而且聲場響應(yīng)在全頻段較高，尤其在高頻高于脈動響應(yīng)，起主導(dǎo)作用，而脈動響應(yīng)在200～630 Hz高于聲場響應(yīng)，具有中頻起主導(dǎo)作用的特點(diǎn).

由此可以看出，由于空氣脈動和聲場作用于結(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下的響應(yīng)Fig.11 Path 1: response of the front row of sound cavity under excitation

圖11同時反映前側(cè)窗在空氣脈動和聲場分別輸入下，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，脈動引起的中頻主導(dǎo)作用更為明顯，聲場引起的高頻主導(dǎo)作用更為明顯.說明聲空間對輸入頻率特性的響應(yīng)趨勢改變較小.

(2) 路徑2：車底前部激勵→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和聲場分別輸入和同時輸入下對應(yīng)的響應(yīng).同樣，空氣脈動輸入比聲場輸入高出10～40 dB(A).底盤對聲場在整個頻帶上有一定的響應(yīng)，空氣脈動仍然以中低頻主導(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響應(yīng)特性不同，前者模態(tài)數(shù)多于后者.高頻時脈動和聲場引起的響應(yīng)相當(dāng)，說明聲場輸入雖然小，但其作用不能忽略.

圖12 車底前部在不同激勵下的響應(yīng)Fig.12 Response of front part of vehicle bottom under different excitations

圖13為底盤前部對前圍板的輸入引起前圍板的響應(yīng).可以看出，底盤對前圍板輸入的主要能量是空氣脈動引起的底盤振動傳遞到前圍板上，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)脈動能量，可以忽略.

圖13 前圍板在不同激勵下的響應(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，聲場的傳遞很弱，所以，圖中聲場激勵引起的響應(yīng)很小.

中頻偏低頻(630 Hz以下)的脈動輸入就成為前風(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，空氣脈動為主要貢獻(xiàn)，630 Hz以下由外部聲場傳遞到車內(nèi)的聲壓遠(yuǎn)小于脈動空氣激勵產(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)生的空氣脈動和聲場，通過該傳遞路徑傳入車內(nèi)，主要能量來自空氣脈動輸入，而且以中頻偏低頻特征為主.

(3) 路徑3：前門門框激勵→前門車框→前擋→前排聲腔.

圖16～18為前門框受到空氣脈動和聲場激勵后的響應(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)生的空氣脈動和聲場通過前圍板傳遞到前風(fēng)擋左后傳入車內(nèi)類似，前門框在整個頻段中，氣動脈動輸入的響應(yīng)高于聲場輸入，而門框到前風(fēng)擋的能量輸入，以脈動傳遞為主，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→前擋→前排聲腔.

圖19為前風(fēng)擋空氣脈動和聲場分別輸入和同時輸入下對應(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)擋對氣流脈動和聲場的響應(yīng)在630 Hz以下相當(dāng)，1 600 Hz附近風(fēng)擋對聲場響應(yīng)更為敏感，出現(xiàn)吻合振動聲能量急劇增加，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，雖輸入到前風(fēng)擋的聲壓不高，但其透射能力強(qiáng)，在整個頻段其起主導(dǎo)作用，而氣流脈動激勵在中低頻有一定的貢獻(xiàn)，但較小.

(5) 路徑5：天窗激勵→天窗→前排聲腔.

圖20為天窗空氣脈動和聲場分別輸入和同時輸入下對應(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)，在整個頻段都起主導(dǎo)作用.氣流脈動引起的天窗聲輻射很小，可以忽略.

(6) 路徑6：后車窗激勵→后側(cè)窗→后排聲腔.

圖21為后側(cè)窗空氣脈動和聲場分別輸入和同時輸入下對應(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→后門車框→尾窗→后排聲腔.

圖22為后門框受到空氣脈動和聲場激勵后的響應(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時對脈動的響應(yīng)較為劇烈，其他頻率響應(yīng)較小，而對聲場激勵響應(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和聲場產(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產(chǎn)生的聲能量具有中頻偏低頻特性，而車外聲場產(chǎn)生的聲能量具有中頻偏高頻特性.因此，對后排的貢獻(xiàn)中低頻主要來自于車外流場脈動，中高頻來自于車外聲場.

圖23 尾窗在不同激勵下的響應(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下的功率響應(yīng)Fig.25 Path 8: response of rear cavity sound cavity under all excitations

5 結(jié)論

以某款整車實(shí)車為研究對象，探索車外空氣動力脈動及其產(chǎn)生的氣動噪聲向車內(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下的外部氣動脈動壓力和聲場，與風(fēng)洞測試結(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)一步研究氣動脈動及氣動噪聲向車內(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)測氣動脈動及氣動噪聲向車內(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) 車外空氣脈動壓力和聲場聲壓量級相差較大，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) 對于窗玻璃的空氣脈動壓力和聲場聲壓，不同于前者的響應(yīng)以中頻偏低頻為主，對后者的響應(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壓力和聲場，將以空氣脈動所引起的結(jié)構(gòu)振動傳遞為主，聲場傳遞很小，向車內(nèi)的聲輻射以中頻偏低頻為主.