某SUV氣動噪聲性能試驗(yàn)與數(shù)值仿真研究＊

徐旭 劉海軍,2 馬利 陸黔林

（1.長城汽車股份有限公司，保定 071000；2.河北大學(xué)，保定 071000）

主題詞：氣動噪聲 后視鏡 格子玻爾茲曼 統(tǒng)計(jì)能量法 風(fēng)洞試驗(yàn)

1 前言

近年來，發(fā)動機(jī)、輪胎噪聲等得到了有效控制，車輛周圍的氣動噪聲對車內(nèi)聲場的貢獻(xiàn)更加明顯。當(dāng)車速大于100 km/h 時(shí)，除車身底部的風(fēng)噪外，A 柱、后視鏡及前風(fēng)窗玻璃區(qū)域產(chǎn)生的氣動噪聲貢獻(xiàn)了乘員艙噪聲的主要部分[1-2]。這種由A 柱與后視鏡引起的湍流產(chǎn)生的壓力脈動包含對流項(xiàng)與聲壓分量[2-3]，與對流分量相比，聲學(xué)分量的振幅通常非常小，但由于玻璃的吻合效應(yīng)，聲學(xué)分量貢獻(xiàn)了駕駛室內(nèi)中高頻噪聲的主要部分[3-5]，而中高頻范圍是乘員感知最敏感的區(qū)域，也是影響車內(nèi)聲品質(zhì)的主要因素。

近幾年，多種試驗(yàn)與數(shù)值計(jì)算方法應(yīng)用于減小乘員艙內(nèi)氣動噪聲。在試驗(yàn)方面：賀銀芝[6]等基于同一聲源產(chǎn)生的主瓣與旁瓣相干的清除（Clean based Spatial Source Coherence，CLEAN-SC）算法，識別出車外氣動噪聲源分布情況，并得到車外聲源與車內(nèi)噪聲的相關(guān)性；Bremner[7]等人開發(fā)了一種高分辨率的微電子機(jī)械系統(tǒng)（Micro Electromechanical System，MEMS）麥克風(fēng)陣列，將傳感器和隨機(jī)存儲器集成在電路板的芯片上，能夠快速分離對流壓力與聲學(xué)壓力。在仿真方法方面：袁海東[4]等人通過基于聲學(xué)擾動方程組的混合計(jì)算氣動聲學(xué)方法得到前側(cè)窗的湍流壓力激勵和聲學(xué)壓力激勵，并引入動力學(xué)模態(tài)分解（Dynamic Mode Decomposition，DMD）對前側(cè)窗表面壓力激勵進(jìn)行分析，討論了不同激勵對車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)量，識別出前側(cè)窗主要聲源位置；Fukushima[8]等人研究了一種動態(tài)連接激勵源與傳遞路徑系統(tǒng)的模型，將聲學(xué)分量與對流分量綜合為一種表面力，運(yùn)用該模型，將計(jì)算流體力學(xué)（Computational Fluid Dynamics，CFD）中計(jì)算的壁面波動作為激勵力，并采用其與試驗(yàn)測得的車身靈敏度（Noise Transfer Function，NTF）的乘積來預(yù)測內(nèi)部噪聲；Powell[9]結(jié)合格子玻爾茲曼方法（Lattice Boltzmann Method，LBM）與統(tǒng)計(jì)能量分析（Statistical Energy Analysis，SEA）法對底盤噪聲進(jìn)行求解，并與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對比，得到較高的預(yù)測精度；劉功文[10]等人利用LBM 與SEA 結(jié)合的方法對整車外造型風(fēng)噪進(jìn)行了預(yù)測，與試驗(yàn)結(jié)果吻合度較好，并在此基礎(chǔ)上進(jìn)行了相關(guān)優(yōu)化探索。

本文基于LBM 得到整車外流場壓力脈動分布情況，采用SEA 法求解內(nèi)部聲場，與風(fēng)洞試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對比，得到車內(nèi)聲品質(zhì)參量（語音清晰度）和聲壓級，并對聲源主要區(qū)域進(jìn)行優(yōu)化。

2 數(shù)值計(jì)算方法

2.1 瞬態(tài)流場計(jì)算

不同于傳統(tǒng)的求解宏觀連續(xù)體N-S 方程的方法，LBM 建立在一種“介觀”動力學(xué)基礎(chǔ)上，運(yùn)用粒子分布函數(shù)的離散波爾茲曼（Boltzmann）方程使得流場的求解比N-S 方程更簡單、更普遍，因?yàn)樗鼉H限于求解粒子的運(yùn)動和分布。這種介觀描述適用于更廣泛的空間尺度和時(shí)間尺度。

LBM的理論公式為：

式中，fi為粒子在i方向的分布函數(shù)；向量x為某粒子的位置坐標(biāo)；ci為一組離散的速度矢量集；ciΔt、Δt分別為空間增量和時(shí)間增量；Ci(x,t)為粒子碰撞項(xiàng)。

為簡化說明，假設(shè)Δt=1 s，對式（1）中碰撞項(xiàng)采用簡化形式表示為：

式中，τ為松弛因子；為基于局部流體動力特性的均衡分布函數(shù)。

基礎(chǔ)的流體動力參量，如密度ρ和速度u，通過力矩方程式（3）、（4）獲得：

在低頻和波長限制下，為了選擇合適的離散速度向量集，在低馬赫數(shù)范圍（＜0.4）內(nèi)恢復(fù)瞬態(tài)可壓縮N-S方程。所得狀態(tài)方程的運(yùn)動粘度與松弛因子τ服從理想氣體定律，通過式（4）得到：

式中，v為湍流粘度；T為絕對溫度。

式（1）～式（5）組成了求解流體動力學(xué)的LBM方案，它在稱為體素（voxels）的立方體元素組成的網(wǎng)格上求解，并且允許可變的分辨率。

2.2 車內(nèi)噪聲計(jì)算

車內(nèi)噪聲計(jì)算采用統(tǒng)計(jì)能量法。風(fēng)噪聲源由瞬態(tài)表面壓力計(jì)算得出，轉(zhuǎn)化為SEA 模型的能量輸入，聲源分為2種：直接作用在壁面的湍流壓力脈動以振動形式傳遞到車內(nèi)；空間聲波以透射形式傳遞到車內(nèi)。

湍流壓力脈動對壁面的輸入功率為：

式中，實(shí)數(shù)部分代表壓力與速度的復(fù)諧波振幅，積分表示在整個(gè)壁面進(jìn)行求和；Re為方程式實(shí)部；P*為壓力波動函數(shù)；V為速度函數(shù)；Ω為板件面積；ω為角頻率。

聲學(xué)壓力脈動對壁面的輸入功率為：

式中，nP(ω)為面板的模態(tài)密度；c為聲速；σ為面板輻射效率；為聲壓的均方根；ρsp為面板的面密度；f為等效節(jié)點(diǎn)力。

根據(jù)分解到每個(gè)子系統(tǒng)的能量等于該系統(tǒng)耗散的能量與傳遞到子系統(tǒng)的能量之和，即可得到單一系統(tǒng)的平均能量。

子系統(tǒng)能量平衡方程為：

式中，Wk,in為子系統(tǒng)k的輸入能量；[Ek]、[Ej]分別為子系統(tǒng)k、j儲存的平均能量；ηjk為子系統(tǒng)k輸入子系統(tǒng)j的耦合損耗因子，其中：

式中，ηk為子系統(tǒng)k的內(nèi)損耗因子。

3 試驗(yàn)方法

3.1 車內(nèi)風(fēng)噪聲測試

車內(nèi)風(fēng)噪聲測試在3/4 開口的回流式聲學(xué)風(fēng)洞進(jìn)行，該風(fēng)洞噴口面積27 m2，背景噪聲水平在160 km/h風(fēng)速下低于61 dB(A)。

試驗(yàn)現(xiàn)場如圖1所示，為排除底盤與縫隙泄露對風(fēng)噪的影響，將底盤周圍區(qū)域以及上車身縫隙進(jìn)行封堵，將此方案設(shè)為基準(zhǔn)狀態(tài)，優(yōu)化方案均在此基礎(chǔ)上進(jìn)行。測試過程中，車內(nèi)4個(gè)座椅位置安裝人工頭用于采集耳部噪聲信號。測試風(fēng)速為140 km/h，偏角為0°，側(cè)窗外表面布置5 個(gè)表面?zhèn)髀暺?，用于外部壓力脈動的測量，如圖2所示。

圖1 車身及底盤密封

圖2 表面?zhèn)髀暺鞑贾梦恢?/p>

3.2 車內(nèi)混響時(shí)間測試

在用統(tǒng)計(jì)能量法計(jì)算風(fēng)噪對車內(nèi)的響應(yīng)時(shí)，需要使用混響時(shí)間作為輸入?yún)?shù)，為使仿真模型更加接近實(shí)車工況，對實(shí)車進(jìn)行混響時(shí)間的測定。

使用丹麥B&K公司的數(shù)據(jù)采集設(shè)備、功率放大器、全指向聲源及4 個(gè)傳聲器，試驗(yàn)在半消聲室進(jìn)行，背景噪聲小于30 dB(A)。在車內(nèi)4 個(gè)位置各布置1 個(gè)傳聲器，如圖3 所示，通過聲源發(fā)聲測量各頻率下聲源衰減60 dB 所需要的時(shí)間，最終測得4 個(gè)傳聲器的平均值即為車內(nèi)的混響時(shí)間。

圖3 傳聲器及聲源布置

3.3 玻璃阻尼損耗因子測試

在排除聲泄露與底盤噪聲的條件下，玻璃的隔聲量遠(yuǎn)小于鈑金的隔聲量，可認(rèn)為外部風(fēng)噪聲僅由側(cè)窗玻璃和前風(fēng)窗玻璃傳入車內(nèi)[1-2,10]，則基于統(tǒng)計(jì)能量法測量系統(tǒng)的阻尼損耗因子時(shí)，只需測量側(cè)窗玻璃和前風(fēng)窗玻璃的阻尼損耗因子。

試驗(yàn)在整車上進(jìn)行，測試設(shè)備采用西門子LMS 數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)、三向加速度傳感器及剛性力錘。在前風(fēng)窗玻璃上布置10個(gè)傳感器，分別對各點(diǎn)敲擊10次進(jìn)行測試，側(cè)窗玻璃布置5個(gè)傳感器，如圖4所示，分別對各點(diǎn)敲擊5進(jìn)行測試。測試完成后，通過MATLAB進(jìn)行數(shù)據(jù)后處理得出各頻率下的阻尼損耗因子如圖5所示。

圖4 前側(cè)窗傳感器布置

圖5 前側(cè)窗阻尼損耗因子

4 基礎(chǔ)狀態(tài)結(jié)果分析

4.1 外部流場分析

基礎(chǔ)狀態(tài)外流場渦核云圖如圖6所示，從圖6可知，渦強(qiáng)度較大處主要包括后視鏡、A 柱底部、刮水器及前風(fēng)窗玻璃區(qū)域，其中，后視鏡及A 柱區(qū)域?qū)?cè)窗影響最大，刮水器對前風(fēng)窗玻璃區(qū)域影響較大，A 柱前端的沖擊氣流對前風(fēng)窗玻璃區(qū)域影響也較大。

圖6 渦識別準(zhǔn)則λ2等值面云圖

車外測點(diǎn)的壓力脈動頻譜試驗(yàn)與仿真結(jié)果如圖7所示，由圖7可知，仿真與試驗(yàn)結(jié)果有非常好的一致性，滿足精度要求。測點(diǎn)3在中高頻區(qū)域偏差略大，原因?yàn)榇它c(diǎn)處在A柱拖拽渦再附著區(qū)，且附著位置會隨著時(shí)間變化，對位置非常敏感，由于測量誤差導(dǎo)致仿真測點(diǎn)的位置與實(shí)際位置有偏差，使仿真結(jié)果偏大。

圖7 各測點(diǎn)壓力脈動頻譜

4.2 車內(nèi)風(fēng)噪分析

基于統(tǒng)計(jì)能量法計(jì)算車內(nèi)響應(yīng)時(shí)，將混響時(shí)間與玻璃阻尼損耗因子作為聲學(xué)邊界條件輸入，得到140 km/h風(fēng)速下車內(nèi)響應(yīng)頻譜圖，并與試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行對比，如圖8 所示。由圖8 可知：試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果趨勢一致，在低頻差別略大；在4 kHz處試驗(yàn)數(shù)據(jù)出現(xiàn)尖峰，這是由于玻璃的吻合效應(yīng)導(dǎo)致，仿真數(shù)據(jù)在同樣的頻率處出現(xiàn)尖峰，只是幅值略高；總聲壓級（試驗(yàn)值62.1 dB(A)，仿真值61 dB(A)）相差1.1 dB，語音清晰度（Articulation Index，AI）（試驗(yàn)值76.1%，仿真值76%）相差0.1百分點(diǎn)。

圖8 車內(nèi)噪聲頻譜

綜上，仿真數(shù)據(jù)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)一致性較好，誤差在合理范圍內(nèi)，該仿真方法可有效模擬實(shí)車風(fēng)噪水平。

5 氣動噪聲優(yōu)化探索

5.1 方案建立

針對該車型主觀評價(jià)風(fēng)噪聲大的問題，從氣動噪聲方向進(jìn)行優(yōu)化探索，由前文分析可知，聲源較大的區(qū)域之一集中在后視鏡，且后視鏡支架離人耳較近，推測可能對車內(nèi)噪聲有貢獻(xiàn)，基于此推斷，對后視鏡支架進(jìn)行優(yōu)化。

在上述基礎(chǔ)狀態(tài)（后視鏡上表面與水平面夾角為-3°）下，將后視鏡支架上表面后端分別旋轉(zhuǎn)到0°、7°（方案1、方案2）建立模型，如圖9所示。

圖9 后視鏡支架方案

5.2 結(jié)果分析

針對上述方案進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，車內(nèi)響應(yīng)計(jì)算結(jié)果如圖10所示，基礎(chǔ)狀態(tài)在1～5 kHz范圍內(nèi)較其他2個(gè)方案大1～3 dB(A)，語言清晰度分別較其他2 個(gè)方案小2.4 百分點(diǎn)、2.6百分點(diǎn)，方案1與方案2效果相差不大，方案2略優(yōu)。

為進(jìn)一步確定優(yōu)化方案效果，對優(yōu)化方案進(jìn)行風(fēng)洞驗(yàn)證，在實(shí)車上用油泥對支架進(jìn)行造型，取仿真結(jié)果中最優(yōu)的方案2 與基礎(chǔ)狀態(tài)進(jìn)行對比驗(yàn)證，車內(nèi)響應(yīng)試驗(yàn)結(jié)果如圖11 所示，方案2 比基礎(chǔ)狀態(tài)高3 百分點(diǎn)，在1～5 kHz范圍內(nèi)比基礎(chǔ)狀態(tài)小1～3 dB(A)，趨勢與仿真結(jié)果一致，但試驗(yàn)結(jié)果頻率影響范圍略大。

圖10 車內(nèi)噪聲仿真結(jié)果

圖11 車內(nèi)噪聲試驗(yàn)結(jié)果

由以上分析，仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果趨于一致，對仿真結(jié)果進(jìn)行分析，如圖12a、圖12b 所示，基礎(chǔ)狀態(tài)后視鏡三角座后部聲壓強(qiáng)度較大，方案2相同位置聲壓強(qiáng)度明顯減小；如圖12c、圖12d所示，兩者差別不大，可知在此頻段湍流分量對車內(nèi)貢獻(xiàn)很小，而聲學(xué)分量作用較大。由此推測該區(qū)域聲學(xué)壓力大是由其他區(qū)域聲源傳到此區(qū)域造成。

圖12 側(cè)窗壓力分布云圖

圖13a、圖13b為后視鏡鏡臂切面的速度分布，由于支架后部向下傾斜，使氣流在末端速度加快，造成很強(qiáng)的下切氣流，與下部的上卷氣流摻混，導(dǎo)致很大的渦量，如圖13c、圖13d所示，形成聲源傳到側(cè)窗。支架后部上調(diào)之后，下切氣流速度減小，湍流強(qiáng)度減小。

圖13 外流場云圖

所以，在進(jìn)行后視鏡支架設(shè)計(jì)時(shí)，上表面盡量保持水平或略微上調(diào)，不建議向下傾斜。

6 結(jié)束語

本文結(jié)合LBM與統(tǒng)計(jì)能量方法對汽車風(fēng)噪進(jìn)行仿真，在聲學(xué)風(fēng)洞中進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，基于該方法對造型優(yōu)化進(jìn)行了相關(guān)探索和驗(yàn)證。頻譜數(shù)據(jù)顯示，仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果在0.25～1 kHz范圍內(nèi)基本吻合，車內(nèi)總聲壓級相差1.1 dB(A)，語音清晰度相差0.1百分點(diǎn)，由于風(fēng)噪主要在中高頻起作用，以上頻率范圍已滿足風(fēng)噪計(jì)算要求；基于該方法對后視鏡支架優(yōu)化的仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果優(yōu)化方案語音清晰度相差0.5百分點(diǎn)，兩者趨勢一致，建議在進(jìn)行后視鏡支架設(shè)計(jì)時(shí)，上表面盡量保持水平或略微上調(diào)，不建議向下傾斜。

以上結(jié)果驗(yàn)證了LBM與SEA結(jié)合的方法進(jìn)行風(fēng)噪仿真的有效性，對車型設(shè)計(jì)階段的風(fēng)噪性能的驗(yàn)證與開發(fā)提供參考。