基于直接CAA與SEA的汽車風(fēng)噪預(yù)測(cè)與控制*

王亓良，陳 鑫，張英朝，關(guān)青青，張延杰，張巖金，林清龍

（1.吉林大學(xué)，汽車仿真與控制國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)春 130022；2.東南（福建）汽車工業(yè)有限公司汽車研究院，福州 350119）

前言

汽車高速行駛時(shí)，風(fēng)噪聲超過輪胎、發(fā)動(dòng)機(jī)等振動(dòng)噪聲，成為影響車內(nèi)噪聲水平的主要因素［1］。駕駛員和乘員長(zhǎng)時(shí)間處在噪聲環(huán)境下，容易產(chǎn)生疲勞和煩躁感，影響舒適性與安全性。因此風(fēng)噪性能是汽車開發(fā)中的重要指標(biāo)。

車窗關(guān)閉時(shí)的車內(nèi)風(fēng)噪主要由泄漏（Leak）噪聲［2］和外形噪聲組成，此外汽車風(fēng)噪還包括車窗開啟時(shí)的風(fēng)振噪聲［3-4］、空調(diào)風(fēng)噪等。其中泄漏噪聲包括車身密封不嚴(yán)處的內(nèi)外氣流交換引起的氣吸（Aspiration）噪聲，以及透過密封件結(jié)構(gòu)本身傳入車內(nèi)的車外風(fēng)噪。其中泄漏噪聲與車身裝配工藝和密封性能有關(guān)，可通過風(fēng)洞測(cè)試等手段進(jìn)行泄漏的排查和優(yōu)化［5］。當(dāng)前通過流動(dòng)仿真對(duì)泄漏噪聲進(jìn)行直接模擬仍比較困難。文獻(xiàn)［6］中通過仿真模擬時(shí)均流場(chǎng)壓力載荷下的車門變形程度，優(yōu)化車門結(jié)構(gòu)增強(qiáng)剛度，以間接控制泄漏噪聲。外形噪聲通常包含兩部分，一部分為伴隨著流體質(zhì)點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)沿著流向傳播的湍流壓，或稱水動(dòng)壓、對(duì)流壓，另一部分為依靠空氣的壓縮和膨脹向四處擴(kuò)散傳播的聲壓。外形噪聲通過激勵(lì)車窗與車身板件等振動(dòng)，進(jìn)而向車內(nèi)輻射噪聲。測(cè)試中對(duì)實(shí)車進(jìn)行改形優(yōu)化相對(duì)困難，且成本較高，而通過仿真進(jìn)行外形噪聲的預(yù)測(cè)和優(yōu)化具有效率高、成本低等優(yōu)勢(shì)。

風(fēng)噪仿真流程通常包括外場(chǎng)聲源獲取和車窗與車內(nèi)噪聲傳播模擬。外場(chǎng)聲源的仿真包括直接計(jì)算氣動(dòng)聲學(xué)（computational aeroacoustics，CAA）［7］和混合CAA 兩類方法。其中，直接CAA 以可壓縮氣體為介質(zhì)，同時(shí)計(jì)算流場(chǎng)中的聲壓和水動(dòng)壓，考慮了對(duì)流場(chǎng)與聲場(chǎng)耦合作用。但在直接CAA 中，采用傳統(tǒng)CFD 工具求解N?S 偏微分方程組時(shí)，時(shí)空離散帶來的數(shù)值誤差會(huì)使量級(jí)本就遠(yuǎn)小于湍流壓的聲壓在傳播過程中耗散掉，因此直接CAA 對(duì)網(wǎng)格量級(jí)的要求較高?；诜肿觿?dòng)力學(xué)方程的格子玻爾茲曼方法［8］具有并行效率高、耗散低等優(yōu)勢(shì)，但成本較高?；旌螩AA 將以不可壓縮氣體為介質(zhì)的傳統(tǒng)CFD 仿真與聲類比原理結(jié)合，將流場(chǎng)與聲場(chǎng)解耦，依次計(jì)算流場(chǎng)中的湍流壓與聲壓。以不可壓縮氣體CFD 仿真獲取的流場(chǎng)信息為輸入計(jì)算聲場(chǎng)信息，忽略聲場(chǎng)對(duì)流動(dòng)的作用。主要包括萊特希爾聲類比、FW?H 積分法、聲擾動(dòng)方程［9］和隨機(jī)噪聲產(chǎn)生與輻射（stochastic noise generation and radiation，SNGR）方法［10］等。采用混合CAA 進(jìn)行汽車風(fēng)噪仿真時(shí)，通常需要100 GB以上的流場(chǎng)數(shù)據(jù)存儲(chǔ)空間，且計(jì)算對(duì)運(yùn)行內(nèi)存要求較高。車窗傳聲和車內(nèi)噪聲傳播在聲學(xué)軟件中通?；陬l域進(jìn)行計(jì)算。對(duì)于車窗的傳聲，通?？刹捎媒y(tǒng)計(jì)能量分析（SEA）［11-12］或有限元法（FEM）［13-14］進(jìn)行計(jì)算。研究表明，在5 000 Hz 以下車窗振動(dòng)模態(tài)達(dá)幾百階，隨著高頻噪聲波長(zhǎng)的減小，需要大量的FEM 網(wǎng)格參與計(jì)算，此時(shí)SEA 的計(jì)算效率遠(yuǎn)高于FEM。對(duì)于車內(nèi)噪聲傳播的計(jì)算，在3 000 Hz 以下車內(nèi)聲腔模態(tài)可達(dá)10 000 階，聲傳播計(jì)算要求的截止頻率越高，SEA的計(jì)算效率優(yōu)勢(shì)越明顯。

綜上所述，當(dāng)前存在實(shí)車風(fēng)噪聲源多、傳遞路徑復(fù)雜、實(shí)車風(fēng)噪仿真流程不成熟和仿真精度不確定等問題。本文中以某SUV 為研究對(duì)象，首先基于風(fēng)洞測(cè)試進(jìn)行實(shí)車風(fēng)噪聲源特性和傳遞路徑的分析。然后基于直接CAA 和SEA 對(duì)經(jīng)車窗傳遞的外形噪聲進(jìn)行仿真預(yù)測(cè)，并結(jié)合風(fēng)洞測(cè)試分析湍流模型、網(wǎng)格尺寸和波數(shù)分析方式對(duì)風(fēng)噪仿真精度的影響。最后提出后視鏡支臂減薄和安裝在車門上兩種方案，有效降低了車內(nèi)風(fēng)噪。本研究對(duì)汽車風(fēng)噪仿真開發(fā)具有參考意義。

1 聲源與傳遞路徑分析

1.1 測(cè)試設(shè)備與信號(hào)采集

試驗(yàn)風(fēng)洞為回流3/4 開式風(fēng)洞，噴口為面積8.2 m2的切角矩形。風(fēng)洞建設(shè)過程中采取了多項(xiàng)降噪措施，背景噪聲遠(yuǎn)低于待測(cè)噪聲10 dB 以上，信噪比滿足汽車風(fēng)噪測(cè)試要求［15-16］。噪聲采集設(shè)備布置如圖1 所示，車內(nèi)噪聲采集使用37B02 型聲學(xué)傳聲器，布置于4 座乘員外耳處。左側(cè)窗表面布置130B40 型表面?zhèn)髀暺鳎糜诓杉鈭?chǎng)脈動(dòng)壓力。其中傳聲器Mic1～3位于A 柱旋渦區(qū)域，Mic4～6位于后視鏡尾流區(qū)域內(nèi)。SCADASⅢ采集前端和Test Lab.試驗(yàn)分析軟件分別用于信號(hào)采集與分析。每個(gè)工況采集3次取其平均值，每次采集時(shí)長(zhǎng)為15 s。

圖1 側(cè)窗（a）與車內(nèi)（b）傳聲器布置

1.2 聲源特性與傳遞路徑分析

如上所述，泄漏噪聲與外形噪聲是車內(nèi)風(fēng)噪的主要來源。泄漏噪聲主要與車身密封相關(guān)，而外形噪聲主要包括A 柱、后視鏡和輪胎等車底部件引起的風(fēng)噪。為探究各聲源對(duì)車內(nèi)風(fēng)噪的貢獻(xiàn)，分析傳遞路徑，在風(fēng)洞測(cè)試中采用“增包法”設(shè)計(jì)如下工況。

工況1，汽車處于自然狀態(tài)下，即全車沒有密封，車身無偏航，測(cè)試風(fēng)速為120 km/h，此時(shí)車內(nèi)風(fēng)噪即代表汽車上路行駛時(shí)的總風(fēng)噪。

工況2，基于工況1，采用厚度為250 μm 的布基膠帶將車身各連接縫隙及活動(dòng)密封等做密封處理，如圖2（a）所示，排除了車身泄漏噪聲。

工況3，基于工況2，沿車身輪廓向下延伸建立圖2（b）所示的圍裙，用以排除底盤風(fēng)噪。

圖2 工況2和工況3的模型布置

工況4，基于工況3，在四門、頂棚和翼子板內(nèi)側(cè)添加阻尼片，以增加車身板件的隔聲量，如圖3所示。

圖3 工況4頂棚、車門、翼子板添加阻尼片示意圖

圖4 為工況1～工況3 中駕駛員外耳傳聲器的測(cè)試結(jié)果，在工況2 車身密封后，500 Hz 以下聲壓級(jí)基本不變，而中高頻聲壓級(jí)明顯降低，車身泄漏噪聲具有明顯的中高頻特性。該車的泄漏噪聲在500-3 150 Hz 頻段的車內(nèi)風(fēng)噪平均貢獻(xiàn)為6 dB。由于該車是試制車，車身密封較差，泄漏噪聲在6 300 Hz附近存在聲壓級(jí)峰值。而與之相反，在工況3 車底密封后，800 Hz 以下的聲壓級(jí)平均下降5.4 dB。即車底對(duì)車內(nèi)風(fēng)噪貢獻(xiàn)主要集中在低頻段。

工況4 采用阻尼片分別對(duì)頂棚、四門、翼子板補(bǔ)強(qiáng)后，車內(nèi)語(yǔ)音清晰度最大改善分別為3.21%、1.46%、0.15%。即在車身板件中，頂棚和四門均對(duì)車內(nèi)風(fēng)噪有貢獻(xiàn)，而翼子板貢獻(xiàn)很小。工況4 的車內(nèi)風(fēng)噪測(cè)試結(jié)果中，排除了泄漏噪聲、底盤風(fēng)噪，且增加了車身板件的隔聲量，前風(fēng)擋通常采用厚度較大的夾層隔音玻璃，因此距離A 柱較近的前側(cè)窗是主要的風(fēng)噪傳遞路徑。

圖4 工況1～工況3駕駛位的聲壓級(jí)頻譜

2 風(fēng)噪仿真方案

基于流體軟件STAR?CCM+和聲學(xué)軟件VA?One搭建風(fēng)噪仿真流程，如圖5 所示，包括聲源獲取、聲壓提取和聲振耦合計(jì)算3 個(gè)步驟。第1 步，采用直接CAA 法獲取側(cè)窗時(shí)域壓力，第2 步，對(duì)聲源壓力進(jìn)行分解和時(shí)頻轉(zhuǎn)換，第3 步，在SEA 模型上施加聲源，并進(jìn)行頻域的聲振耦合計(jì)算，獲得人耳聲壓響應(yīng)。

圖5 風(fēng)噪仿真流程示意圖

2.1 外場(chǎng)仿真模型

外流場(chǎng)仿真采用長(zhǎng)方體計(jì)算域，如圖6 所示，幾何尺寸為13 倍車長(zhǎng)、9 倍車寬和6 倍車高。采用半車模型以減少計(jì)算量。出口、入口、側(cè)面和頂面采用自由流邊界，以減少邊界的聲波反射。地面設(shè)為滑移壁面，忽略地面邊界層影響。體網(wǎng)格分布如圖7所示，對(duì)A柱、后視鏡和側(cè)窗附近聲源區(qū)域進(jìn)行局部加密，最小網(wǎng)格尺寸為2 mm，網(wǎng)格數(shù)為3 270 萬。棱柱層總厚度為2 mm，劃分為10 層，首層厚度為0.05 mm，滿足Y+值小于1，對(duì)邊界層直接求解。計(jì)算中首先采用RANS 進(jìn)行3 000 步穩(wěn)態(tài)仿真，獲得初始流場(chǎng)以加速非穩(wěn)態(tài)計(jì)算的收斂。非穩(wěn)態(tài)仿真的物理模型和求解器設(shè)置如表1 所示。湍流模型采用基于WALE 亞網(wǎng)格模型的大渦模擬（LES），可壓縮的理想氣體介質(zhì)考慮了聲壓與水動(dòng)壓的耦合作用。仿真時(shí)間步長(zhǎng)為0.05 ms，采集時(shí)長(zhǎng)0.1 s，對(duì)應(yīng)最大求解頻率10 000 Hz，頻率分辨率10 Hz。

圖6 CFD仿真計(jì)算域

2.2 內(nèi)場(chǎng)仿真模型

圖7 聲源區(qū)域最小尺寸2 mm的網(wǎng)格

表1 非穩(wěn)態(tài)仿真物理模型與求解器設(shè)置

圖8 SEA板與GSP聲源（a）和SEA聲腔（b）

聲振模型由車身內(nèi)外飾和車窗玻璃的SEA板子系統(tǒng)和車內(nèi)外的SEA 聲腔子系統(tǒng)組成，如圖8 所示。各子系統(tǒng)之間相互關(guān)聯(lián)，以傳遞聲能量。將外場(chǎng)仿真獲取的聲源以通用表面壓力（GSP）載荷的形式施加到聲振模型的側(cè)窗表面。經(jīng)過車窗的隔聲和內(nèi)飾吸聲的影響，風(fēng)噪分別以直達(dá)聲和次達(dá)聲兩種路徑傳入人耳。直達(dá)聲的能量主要與玻璃的隔聲性能相關(guān)，而其隔聲量通常取決于剛度、質(zhì)量（面密度）和阻尼等。其中剛度由玻璃結(jié)構(gòu)和約束決定，主要影響低頻的隔聲量。質(zhì)量、面密度由表2 中各SEA 板的材料和厚度等確定。通過文獻(xiàn)查閱確定鋼化玻璃的阻尼因子為0.1%。次達(dá)聲的能量與車內(nèi)空腔的吸聲性能相關(guān)，可通過混響時(shí)間測(cè)試與換算，以指定空腔吸聲系數(shù)或阻尼來控制吸聲性能。本文中通過對(duì)聲學(xué)包的詳細(xì)建模來確定空腔阻尼，如表3所示。

表2 SEA板的材料及物理屬性

表3 聲學(xué)包布置

3 風(fēng)噪仿真精度影響因素分析

3.1 湍流模型的精度對(duì)比

大渦模擬（LES）和改進(jìn)的延遲分離渦模擬（IDDES）是風(fēng)噪仿真常用的湍流模型。采用介于直接數(shù)值模擬與雷諾平均N?S 方程（RANS）之間的LES，對(duì)流場(chǎng)中的大尺度渦進(jìn)行直接求解，而采用亞網(wǎng)格模型模擬小尺度渦。在求解含有壁面邊界層流動(dòng)的問題時(shí)，LES 計(jì)算成本很高。DES 結(jié)合了LES與RANS，在無流動(dòng)分離的區(qū)域（如邊界層）和無旋流區(qū)域用RANS 求解，而流動(dòng)分離區(qū)用LES 求解，以減少邊界層區(qū)域需要的網(wǎng)格數(shù)。為探究湍流模型對(duì)汽車風(fēng)噪仿真精度的影響，基于同樣的網(wǎng)格方案，分別采用LES和IDDES進(jìn)行仿真。

A 柱尾流區(qū)Mic2 和后視鏡尾流區(qū)Mic4 的仿真結(jié)果如圖9 所示。對(duì)于Mic2 和Mic4，在1 000 Hz 以下頻段兩種湍流模型計(jì)算的聲壓級(jí)差別不大，且與測(cè)試結(jié)果較為一致。在1 000 Hz以上頻段兩種湍流模型的仿真聲壓級(jí)比測(cè)試結(jié)果有所下降，即產(chǎn)生高頻能量衰減，后面的研究表明這是因網(wǎng)格尺寸的噪聲截止頻率所致。其中IDDES 的聲壓級(jí)衰減比LES更顯著，與測(cè)試結(jié)果差別也更大。這可能是由于邊界層附近RANS 模型的使用而導(dǎo)致的高頻壓力脈動(dòng)的損失。即在外場(chǎng)仿真中，采用LES 對(duì)高頻風(fēng)噪仿真精度高于IDDES。且在當(dāng)前網(wǎng)格數(shù)下，LES 的計(jì)算效率是IDDES的1.25倍。

圖9 兩種湍流模型求解的部分測(cè)點(diǎn)聲壓級(jí)對(duì)比

3.2 網(wǎng)格尺寸對(duì)仿真精度的影響

網(wǎng)格尺寸同時(shí)影響風(fēng)噪仿真精度和計(jì)算資源消耗。為探究不同網(wǎng)格尺寸的仿真精度，設(shè)置聲源區(qū)域最小網(wǎng)格尺寸分別為2、4 和8 mm 的3 種方案，相應(yīng)網(wǎng)格數(shù)分別為3 270萬、1 761萬和986萬。

各網(wǎng)格尺寸對(duì)應(yīng)外場(chǎng)風(fēng)噪頻譜如圖10 所示，對(duì)于靠近A 柱下端的Mic1 和后視鏡附近的Mic4，在200-3 000 Hz 頻段隨著網(wǎng)格變大聲壓級(jí)明顯降低。這是因?yàn)槭艿骄W(wǎng)格截止頻率的影響，大尺寸的網(wǎng)格難以捕捉到波長(zhǎng)較小的高頻風(fēng)噪所致。測(cè)試的聲壓級(jí)曲線相對(duì)平緩，而與之相比，2 mm 網(wǎng)格的仿真聲壓級(jí)在頻率高于2 000 Hz 以后已明顯衰減。對(duì)于A柱和后視鏡的測(cè)點(diǎn)Mic2、Mic5，不同網(wǎng)格尺寸的聲壓級(jí)差別相對(duì)較小。即在后視鏡尾流區(qū)內(nèi)，網(wǎng)格尺寸越小，高頻風(fēng)噪仿真精度越高。尺寸為2 mm的網(wǎng)格截止頻率可達(dá)2 000 Hz 以上，但同時(shí)大幅增加了網(wǎng)格數(shù)和計(jì)算時(shí)間。

3.3 波數(shù)分析方式的精度差異

本節(jié)對(duì)比單區(qū)域、多區(qū)域兩種波數(shù)分析的方式對(duì)車內(nèi)風(fēng)噪仿真精度的影響及效率。單區(qū)域波數(shù)分析時(shí)，在車窗對(duì)角兩點(diǎn)所作矩形區(qū)域內(nèi)進(jìn)行分析，聲源加載時(shí)僅須一個(gè)GSP 載荷，如圖11 所示。多區(qū)域波數(shù)分析如圖12 所示，盡量使每個(gè)區(qū)域的壓力均勻分布，并使用空間漢寧窗。各區(qū)域波數(shù)分析的結(jié)果按照其占車窗總面積的百分比加載至SEA模型。

圖10 側(cè)窗表面部分測(cè)點(diǎn)聲壓級(jí)頻譜

圖11 單區(qū)域波數(shù)分析與加載

圖12 多區(qū)域波數(shù)分析與加載

基于兩種波數(shù)分析方式的車內(nèi)風(fēng)噪仿真結(jié)果對(duì)比如圖13所示。由圖可見，在800 Hz以下的中低頻段，單區(qū)域波數(shù)分析的聲壓級(jí)平均比多區(qū)域波數(shù)分析低5.59 dB（A），在2 000 Hz以上的高頻段，單區(qū)域波數(shù)分析的聲壓級(jí)平均低1.15 dB。風(fēng)噪總聲壓級(jí)相差5.48 dB（A），語(yǔ)音清晰度差值為4.4% AI。這是由于單區(qū)域波數(shù)分析的方式不滿足空間內(nèi)壓力均勻分布的假設(shè)，因此低估了側(cè)窗各個(gè)區(qū)域的聲能量。而由于汽車外場(chǎng)寬頻風(fēng)噪的聲能量主要集中于中低頻，單區(qū)域波數(shù)分析大幅低估了圖12 中區(qū)域1 等部分的聲能量。即多區(qū)域波數(shù)分析的精度高于單區(qū)域波數(shù)分析，在低頻段差異最大。

進(jìn)行多區(qū)域波數(shù)分析時(shí)，區(qū)域的劃分因人而異，仿真結(jié)果容易帶入人為誤差。因此，為探究圖12 中各個(gè)區(qū)域聲能量對(duì)仿真結(jié)果的影響，以提高仿真精度，設(shè)計(jì)加載工況如圖14 所示，在8 個(gè)區(qū)域中，區(qū)域1 最靠近后視鏡尾流區(qū)，區(qū)域6 則相對(duì)遠(yuǎn)離A 柱底端，兩區(qū)域分別代表側(cè)窗表面聲能量較高、較低的兩個(gè)區(qū)域。由圖可見：與8 個(gè)區(qū)域全加載相比，當(dāng)區(qū)域1 未加載時(shí)，車內(nèi)聲壓級(jí)在整個(gè)頻段內(nèi)明顯降低，總聲壓級(jí)降低2.24 dB（A），語(yǔ)音清晰度升高5.8%AI；而當(dāng)區(qū)域6 未加載時(shí)，車內(nèi)聲壓級(jí)僅在2 000 Hz 以上頻段內(nèi)有較小變化，總聲壓級(jí)降低0.16 dB（A），語(yǔ)音清晰度升高1.7% AI。由于聲音存在掩蔽效應(yīng)，在側(cè)窗表面靠近A柱底端和后視鏡的區(qū)域，風(fēng)噪聲能量最高，對(duì)車內(nèi)風(fēng)噪水平起主導(dǎo)作用。因此，對(duì)區(qū)域1 等部分的波數(shù)分析和聲源加載對(duì)風(fēng)噪仿真精度具有重要影響。

圖13 兩種波數(shù)分析下的車內(nèi)聲壓級(jí)頻譜

圖14 多個(gè)區(qū)域波數(shù)分析車內(nèi)聲壓級(jí)頻譜

4 后視鏡風(fēng)噪控制

4.1 后視鏡風(fēng)噪貢獻(xiàn)分析

為探究后視鏡的風(fēng)噪貢獻(xiàn)，在工況2 車身密封的基礎(chǔ)上，測(cè)試對(duì)比了有無后視鏡時(shí)的車內(nèi)外風(fēng)噪。車外風(fēng)噪由水動(dòng)壓主導(dǎo)，后視鏡尾流區(qū)測(cè)點(diǎn)壓力頻譜如圖15（a）所示，由于回流渦發(fā)展的級(jí)聯(lián)過程中，中低頻的大渦破碎后將來流的動(dòng)能傳遞給高頻的小渦，小渦將能量耗散為內(nèi)能，使得后視鏡風(fēng)噪貢獻(xiàn)主要集中于中低頻。在Mic4～Mic6這3個(gè)測(cè)點(diǎn)中，后視鏡的車外總壓力級(jí)貢獻(xiàn)量分別為4.9、12.4 和9.1 dB。車內(nèi)風(fēng)噪對(duì)比如圖15（b）所示，后視鏡對(duì)車內(nèi)語(yǔ)音清晰度貢獻(xiàn)為2.63%AI。其中，在800 Hz 以下的聲壓級(jí)無變化，由圖3 得出車底風(fēng)噪在800 Hz 以下頻段貢獻(xiàn)較高，因此車底風(fēng)噪的存在掩蓋了后視鏡對(duì)車內(nèi)風(fēng)噪的貢獻(xiàn)。在玻璃吻合頻率4 000 Hz附近，后視鏡風(fēng)噪聲壓級(jí)貢獻(xiàn)最大為3.49 dB。

圖15 測(cè)試中后視鏡的車外和車內(nèi)風(fēng)噪貢獻(xiàn)

4.2 后視鏡的改進(jìn)

仿真得到基礎(chǔ)工況下側(cè)窗表面壓力級(jí)分布如圖16（a）所示，側(cè)窗表面波動(dòng)壓力級(jí)主要集中于4 個(gè)部分，區(qū)域1 由A 柱渦引起，區(qū)域2 由后視鏡基座與側(cè)窗前緣的段差引起，區(qū)域3 由后視鏡支臂的尾流引起，區(qū)域4 由B 柱和側(cè)窗后緣的段差引起，其中區(qū)域4風(fēng)噪貢獻(xiàn)最低。本節(jié)主要對(duì)區(qū)域3進(jìn)行風(fēng)噪控制，對(duì)后視鏡支臂提出兩種改進(jìn)方案。為縮短后視鏡支臂尾流影響區(qū)域，減少對(duì)側(cè)窗的沖擊，方案1 是減薄了支臂厚度，如圖16（b）所示。方案2是后視鏡主體位置不變，而將支臂安裝在車門上，使支臂尾流的影響區(qū)域轉(zhuǎn)移到隔聲量更大的車門上，如圖16（c）所示。由圖可見，相比于基礎(chǔ)工況，兩種方案的后視鏡尾流都變短，影響區(qū)域明顯減小，側(cè)窗表面區(qū)域3 的壓力級(jí)明顯降低。其中方案2 的效果更好，其支臂尾流中的壓力級(jí)更小。

圖16 基礎(chǔ)工況（a）、方案1（b）、方案2（c）下側(cè)窗表面總聲壓級(jí)分布

側(cè)窗表面不同頻率的壓力級(jí)分布如圖17所示。由圖可見，隨著頻率的升高，側(cè)窗表面聲壓級(jí)明顯降低。

圖17 基礎(chǔ)工況（a）、方案1（b）、方案2（c）下側(cè)窗表面不同頻率聲壓級(jí)分布

經(jīng)過統(tǒng)計(jì)能量分析，改進(jìn)前后的車內(nèi)風(fēng)噪頻譜如圖18 所示。由圖可見，1 000 Hz 以下的低頻段的降噪效果更明顯。方案1 后視鏡支臂減薄后，車內(nèi)風(fēng)噪總聲壓級(jí)降低1.38 dB（A），語(yǔ)音清晰度提升0.4%AI。方案2 后視鏡支臂安裝在車門上，車內(nèi)風(fēng)噪總聲壓級(jí)降低1.93 dB（A），語(yǔ)音清晰度提升1.1%。即后視鏡支臂安裝在車門上的風(fēng)噪更低。

圖18 兩種后視鏡車內(nèi)噪聲優(yōu)化效果

5 結(jié)論

（1）基于風(fēng)洞測(cè)試分析了汽車風(fēng)噪聲源特性及其傳遞路徑，發(fā)現(xiàn)泄漏噪聲主要貢獻(xiàn)于500 Hz 以上的中高頻，車底風(fēng)噪主要貢獻(xiàn)于800 Hz 以下頻段。外形噪聲中，頂棚和四門傳遞的風(fēng)噪貢獻(xiàn)高于翼子板。

（2）側(cè)窗表面壓力脈動(dòng)仿真結(jié)果，在同樣的網(wǎng)格數(shù)下，LES 高頻風(fēng)噪仿真精度更高，且計(jì)算效率為IDDES 的1.25 倍。網(wǎng)格尺寸越大，越難以捕捉高頻壓力脈動(dòng)，高頻風(fēng)噪仿真精度越低，尺寸為2 mm 的網(wǎng)格外場(chǎng)風(fēng)噪仿真的截止頻率可達(dá)2 000 Hz 以上。單區(qū)域波數(shù)分析低估了低頻風(fēng)噪的聲能量，精度較低。多區(qū)域波數(shù)分析中，能量較高的區(qū)域1 對(duì)精度起主要作用，能量較低的區(qū)域6等影響較小。

（3）測(cè)試發(fā)現(xiàn)后視鏡對(duì)側(cè)窗壓力脈動(dòng)貢獻(xiàn)主要集中于中低頻，車外總壓力級(jí)貢獻(xiàn)最大為12.4 dB。對(duì)車內(nèi)風(fēng)噪在玻璃吻合頻率4 000 Hz附近最大聲壓級(jí)貢獻(xiàn)為3.49 dB。最后提出支臂減薄和安裝在車門上兩種改進(jìn)方案，有效降低了車內(nèi)風(fēng)噪。