基于空腔流動特性的汽車側窗風振噪聲控制方法研究

谷正氣 ， 王 寧,2， 汪怡平， 張 勇 ， 劉龍貴

(1.湖南工業大學機械工程學院， 湖南 株洲 412007;2.湖南鐵道職業技術學院鐵道牽引與動力學院， 湖南 株洲 412001； 3.武漢理工大學汽車工程學院， 湖北 武漢 430070)

引 言

駕駛員長期在車內駕駛時，由于車內環境較為封閉，空氣得不到更新，很容易使駕駛員感到疲倦，這時如果打開車窗就可以有效地改善車內的空氣環境，緩解駕駛疲勞。但是打開車窗時很容易產生風振噪聲，這是一種頻率很低但是強度很高的氣動噪聲[1]，雖然它不易被人耳聽到，但它產生的脈動壓力卻使駕駛員感到煩躁，進而會影響駕車的安全性。因此，為了確保駕駛員的乘坐舒適性和駕駛安全性，在汽車設計階段考慮風振噪聲的控制十分必要的。

對風振噪聲的研究始于20世紀60年代，Bodger和Jones率先開展了客車后窗開啟時的風振噪聲研究[2]。他們指出當側窗開啟時，整個車廂形如Helmholtz共振腔，當氣流流經窗口時，產生渦的脫落，進而產生共振，并從理論上提出了三種解決風振噪聲的辦法；Karbon等人采用非結構化網格和基于有限元法的商用CFD軟件對汽車模型進行了仿真分析，獲得了與風洞實驗結果較吻合的結果[3～5]；Sovani和Hendriana利用CFD軟件對某乘用車的側窗風振噪聲進行了研究，得到的仿真結果與實驗值差別很小[6]；An等利用CFD軟件對某SUV的側窗風振噪聲進行了仿真分析，分析了若干變量對風振噪聲的影響，并采取了一些措施來降低后窗的風振噪聲[7,8]；湖南大學汪怡平也對汽車風振噪聲進行了深入研究，推導出了弱可壓縮湍流模型，較為準確地預測了車內風振噪聲[9,10]。

前人在研究風振噪聲控制方法時，僅提出了一些能夠控制風振噪聲的方案，沒有對方案的機理進行分析，也未對其優化。本文運用CFD方法，針對文獻[9]中提到的一種在后窗附近加凹槽來控制風振噪聲的方法，結合空腔理論著重闡述了凹槽控制噪聲的機理，并對其進行了實車數值仿真計算[11]，結果表明，開式空腔形式的凹槽對風振噪聲的控制最為明顯。

1 大渦模擬的控制方程

將Navier-Stokes 方程在物理空間進行過濾得到流體LES控制方程[9]

(1)

(2)

為使控制方程封閉，當前，采用較多的亞格子模型是渦旋黏性模型

(3)

2 空腔噪聲計算方法

2.1 空腔噪聲數值仿真

汽車側窗開啟時,形狀類似于一個開口空腔，為了節約計算資源，且能達到預測風振噪聲計算方法的目的，本文選擇了一個抽象的簡易車廂模型進行仿真分析，整個計算模型形如一個開口的空腔，類比于側窗開啟時的車內乘員艙。如圖1所示，模型的長、寬、高尺寸為3.2 m×1.4 m×1 m，車窗開口位于車廂中央，尺寸為0.1 m×0.24 m×0.015 m，監測點位于車廂底部正中央。并對其進行網格劃分，網格總數約為320萬(圖2)，其中附面層第一層的厚度為0.1 mm，并以1.2的比例逐層生長。

本文使用CFD軟件Fluent對簡易車廂模型進行計算仿真，在進行瞬態計算之前，通常先進行穩態計算，并以此穩態計算得到的結果作為瞬態計算的初始值。在本文的計算中，穩態計算選用realizablek-ε模型，邊界條件的具體設置如表1所示。

圖1 簡易車廂的幾何模型以及噪聲監測點的位置

圖2 計算域的縱對稱面上的網格分布圖

表1 計算域邊界條件設置

穩態求解器具體設置如表2所示。瞬態計算的湍流模型采用LES計算模型，具體設置見表3。

表2 穩態計算求解參數設置

表3 瞬態計算求解參數設置

瞬態計算的時間步長設為0.002 s，計算總時長為1 s。由于瞬態計算時流場有一個逐步的過程，最后取用的是0.2～1 s的穩定后數據。

2.2 空腔噪聲實驗

圖3 風洞中的模型安裝示意圖

本文實驗是在美國普度大學的Herrick低噪聲風洞中完成。實驗所用的噪聲測試設備為：比利時LMS公司Test.Lab系統。該系統集成了Test Lab 7A實驗分析軟件系統及16通道SCADAS便攜式數據采集前端；丹麥B&K公司的1/4英寸電容式4136型傳聲器與B&K2609型前置放大器。圖3為安裝在風洞中的簡易車廂箱體。廂體由兩根橫梁托住，并保持其頂端開口的上表面與風洞的下地板平齊，傳聲器固定于廂體的底部中心，且其頭部與廂體底面平齊。模型安裝完畢后，開啟風機，風速為25 m/s。

2.3 仿真數據和實驗數據對比分析

將仿真結果與實驗結果進行了對比，如圖4和5所示。

由圖4，5所示，同一個監測點處，實驗結果顯示共振點處頻率為103 Hz，聲壓級為123 dB；仿真結果顯示共振頻率在123 Hz，聲壓級達到了120 dB。實驗值的諧振很明顯，首先最高值出現在第一個峰值點，在0～500 Hz的頻段內出現了4個峰值點，且呈現出依次減弱的態勢，而使用LES模型仿真所得到的頻譜圖諧振不是很明顯，LES模型在整個頻段上出現了4個峰值點，第三個峰值點處聲壓級最大。綜上，在整個頻率段內仿真數據與實驗數據基本吻合，說明本文采用的網格方案及仿真方法的可靠性。造成誤差的原因主要有以下3方面：1.風洞實驗和數值仿真在邊界條件設置時存在差異，如湍流模型等；2.本文將空氣類型看作是理想氣體，和真實的氣體狀態存在一定的差別；3.測量精度、溫度、壓強等環境因素的影響。

圖4 仿真得到的監測點處聲壓頻譜圖

圖5 實驗得到的監測點的聲壓頻譜圖

3 控制方案及其機理研究

在對空腔噪聲計算方法研究的基礎之上，本文使用簡單的空腔模型，通過單個空腔和串聯空腔對比的方法，對串聯空腔的降噪機理進行了研究。由文獻[10]可知空腔噪聲是反饋機制和聲共振共同作用的結果，而空腔噪聲的產生又和氣流的流動有著密切的關系，不同的氣流流態所引起的風振噪聲大小也各不相同。下圖所示為單個空腔和串聯空腔的流線圖、湍動能云圖和同一接收點處聲壓級對比圖。

由圖6所示單個空腔的流線圖可知，氣流流經上邊緣時產生氣流分離，一部分氣流形成渦旋，并未生長完成就沖擊到了底面和上邊緣的壁面，另一部分氣流直接沖擊到空腔的下邊緣。由圖8的湍動能云圖可知，氣流回旋處和下游氣流直接沖擊處的湍動能比較大；當加入串聯空腔之后(圖7)，空氣在前腔體中形成渦旋，將氣流向上導出，使氣流在流經后面空腔的時候，大部分的氣流回旋在腔體中，且渦旋得到了充分的成長，只有小部分的氣流直接撞擊后邊緣，在整個過程中也使進入后空腔的能量減少了很多(圖9)。由圖10所示的聲壓級對比圖可知串聯空腔的聲壓級要比單個空腔低5 dB左右。

圖6 單個空腔縱對稱面上流線圖

圖7 串聯空腔縱對稱面上流線圖

圖8 單個空腔縱對稱面上的湍動能云圖

圖9 串聯空腔縱對稱面上的湍動能云圖

圖10 接受點處聲壓級

由上述分析可知，串聯空腔的加入，一方面將一部分向后流動的氣流從后空腔中導出，另一方面減少了引起空腔共鳴的能量。這樣做不但減弱了氣流的反饋作用，而且也減少空腔產生共振能量，從而起到了有效地控制風振噪聲的作用。

4 控制方案實車數值模擬

4.1 計算域和網格化分

在前述對串聯空腔研究的基礎之上，將其應用到實車之上，即在B柱上加一個凹槽，使凹槽和開后窗后的車內空間形成一個串聯空腔。本文所用的轎車模型見圖11，在不影響計算精度的情況下，對車身進行了簡化處理，省略了車燈、門把手、天線等，并將轎車底部簡化為平面，模型長L=4 700 mm，寬W=1 740 mm，高H=1 470 mm。圖11為凹槽的形狀和位置，圖12為其局部放大圖，凹槽的形狀尺寸為L/D=5開始空腔，L=100 mm，D=20 mm。

圖11 凹槽的形狀及其位置

圖12 凹槽橫截面的局部放大圖(單位：mm)

計算域為包圍汽車模型的長方體(圖13)長11L，寬5W，高約4H。圖14為車身表面網格分布圖，車身處使用密度盒進行局部加密，生成局部精細的網格。本文采用四面體網格，網格數量7×106萬左右，為了模擬附面層效應，在車身表面，生成了三層精細的棱柱網格。

本文使用前述經實驗驗證過的計算方法對實車模型進行了數值仿真，風速為30 m/s，監測點選擇在駕駛員的左、右耳旁，其具體坐標為：(1.586 m，-0.463 m，0.804 m)、(1.586 m，-0.281 m，0.804 m)。采樣時間設為2 s，由于流場從開始計算到穩定需要一個過程，因此只記錄1～2 s的時域信號；時間步長決定了能計算的最高頻率，風振噪聲主要集中在低頻[10]，所以本次計算的最高頻率設定在250 Hz，為了便于觀察，圖形最高頻率只顯示到100 Hz(圖22，23)，時間步長為0.002 s，因此總步數為1 000步，每時間步迭代20次。

圖13 計算域模型

圖14 車身縱對稱面上的網格分布圖

4.2 計算結果分析

4.2.1 車內空腔速度場和湍動能分析

由前述空腔控制機理可知，串聯空腔控制氣動噪聲是氣流的導出效應和能量耗散效應的結合。

圖15，16為原車和加凹槽車z=0.804 m截面位置穩態的流線圖和速度云圖。圖15中由于氣流直接從后窗進入車內，后排座附近氣流流速較高，且形成很多較大的渦旋，當氣流在車內回旋流向前排時，氣流流態非常復雜，駕駛員和副駕駛周圍存在較多的渦旋，氣流在此處的流速和流量也都比較大；由圖16可知，加入凹槽后，由于凹槽對氣流的干擾作用，氣流從后窗流入車內的路徑被改變，氣流直接流向了乘員艙后部，再回旋至前排，云圖顯示進入車內氣流的流速明顯減小，且渦旋大小和數量都比原車有所減少。氣流流量和流速的減小必然導致駕駛員耳旁聲壓級的降低。

圖15 原車橫截面上速度云圖

圖16 加凹槽后橫截面的速度云圖

圖17，18為原車和開槽后車橫截面上的湍動能云圖。研究表明，氣流流經車體表面時，由于A柱的阻擋，在其后部形成強烈的湍流后再次附著在側窗表面形成層流[9]。由圖17可知，由于后窗附近為層流附面層，因此進入車內的能量較多。由圖18可知，加入凹槽后，使后窗附近的層流邊界層轉化為湍流邊界層，一部分能量在這個過程中耗散，使得進入到乘員室內的湍動能的強度和面積與原車相比都有所減少，進而引起空腔共振的能量也減少了很多，風振噪聲得到了有效地抑制。這和文獻[10]中提到的湍流邊界層引起空腔噪聲的聲場強度比層流弱的原理相吻合。

圖17 原車橫截面上湍動能云圖

圖18 加凹槽后橫截面的湍動能云圖

4.2.2 車內空腔壓力場分析

汽車在開啟后窗時，乘員艙相當于一個有一定體積的空腔，不能完全等同于一個開口空腔。外部氣體的運動能量通過側窗開口處的空氣傳入車內空腔，車內的空氣如同“彈簧”一樣被壓縮、膨脹，氣流速度越高、車內壓力范圍波動越大，氣體的壓縮與膨脹過程就越劇烈，引起的風振噪聲相應地也會更高。

如圖19，20所示原車開啟左后窗時和加凹槽車開啟左后窗時z=0.75 m截面位置穩態壓強云圖對比。由圖19可知，車身兩側都為負壓區，一部分氣流直接撞擊到C柱前緣，在局部形成一個高壓區；另一部分氣流則從左側后窗進入車內，使車內壓力波動較大。由圖20可知，B柱加入凹槽后，使得壓強在后窗附近形成高低交替的狀態，車外負壓區域有所減少，車內壓力波動的范圍也有明顯的減小。圖21為原車與加凹槽后駕駛員左耳處脈動壓力對比，監測點處脈動壓力最大降低了150 Pa。

圖19 原車橫截面上壓力云圖

圖20加凹槽后橫截面的壓力云圖

圖21 原車與加凹槽后駕駛員左耳處脈動壓力對比

圖22 原車與加凹槽之后駕駛員左耳處聲壓級對比

將原車與加凹槽后車的聲壓級計算結果進行對比，如圖22所示。原車在開啟后窗時的風振噪聲峰值在129 dB，加凹槽之后的風振噪聲峰值在117 dB，風振噪聲降低了12 dB，可見凹槽的加入對汽車側窗的風振噪聲起到了抑制作用。

由上述分析可知，凹槽的加入減小了車內壓力波動范圍，同時也降低了車內氣體的流速和湍動能。對汽車后窗風振噪聲起到了很好的抑制作用。

5 控制方案優化

空腔流動類型主要受其長深比(L/D)決定，依據不同L/D下腔內的靜態壓力分布將空腔分為三種類型，即閉式空腔 (L/D>13)、過渡式空腔(10≤L/D≤13)和開式空腔(L/D<10)[11]。

本文前述所使用的凹槽L/D=5，屬于開式空腔，為了更好研究凹槽對車內起到噪聲的影響，需要對其他兩種形式的空腔也進行數值模擬計算。本文在此選取了L/D=12的過渡時空腔和L/D=14的閉式空腔。如圖23為三種空腔形式的駕駛員左耳旁聲壓級頻譜圖。

圖23 三種不同形式凹槽的聲壓級頻譜圖

由圖23可知，三種不同形式下的風振噪聲最大值頻率都在17 Hz，而L/D=12時的風振噪聲最大，達到了121 dB；L/D=5時最小，只有117 dB； 當L/D=14時為119 dB。可見當凹槽形狀為開式空腔時降噪效果最明顯。

開式空腔的的范圍是L/D<10，為了找出凹槽控制車內風振噪聲的最優化方案。本文選取不同尺寸下的凹槽進行數值模擬，計算結果如表3所示。

表3 不同尺寸下風振噪聲聲壓級對比

由表3可知，當L/D=1時風振噪聲達到121dB，并隨著L/D的增加而逐漸減小；當L/D=4時，聲壓級最小，為115dB，這時聲壓級開始隨著L/D在增加而增大；到L/D=10時，聲壓級增加到122dB。由此可見L/D=4的長深比對控制風振噪聲最為有利。

6 結 論

通過對凹槽控制車內風振噪聲的機理研究，并對不同形式的凹槽進行的對比分析，可得出以下結論：

(1)原車的側窗風振噪聲峰值處于一個較高的水平，噪聲壓級達到129dB(14Hz)。

(2)凹槽對實車風振噪聲的控制主要是通過降低進入車內氣流的流速和湍動能，減小乘員艙內部的壓力脈動來實現的。

(3)通過在B柱上加一個凹槽的方法可以有效地控制汽車側窗的風振噪聲。對不同尺寸的凹槽的進行對比分析后發現，L/D=4的開式空腔對風振噪聲的抑制明顯，最大降幅14dB。

參考文獻：

[1] 谷正氣,肖朕毅,莫志姣.汽車風振噪聲的CFD仿真研究現狀[J].噪聲與振動控制,2007，8(4)：65—68.GU Zhengqi , XIAO Zhenyi, MO Zhijiao. Review of CFD simulation vehicle wind buffeting[J].Noise and Vibration Control,2007，8(4):65—68.

[2] Bodger W K, Jones C M． Aerodynamic wind throbin passenger cars[R] . SAE Technical Paper 640797,1964.

[3] Karbon K J, Kumarasamy S. Computational aero acoustics applications in automotive design[A]．First MIT Conference on Computational Fluid and Solid Mechanics[C]． Boston,USA,2001:871—878.

[4] Karbon K J, Kumarasamy S, Singh R. Applications and issues in automotive computational aeroacoustics [A]. Proceedings of the 10th Annual Conference of the CFD Society of Canada[C]. Taylor & Francis,2002：25—28.

[5] Karbon K J, Singh R K. Simulation and design of automobile sunroof buffeting noise control[A]. Proceedings of the 8th AIAA/CEAS Aeroacoustics Conference & Exhibit[C]．2002:23—24．

[6] Sovani S D, Hendriana D. Predicting passenger car window buffeting with transient external aerodynamics simulation[A]． Proceedings of the 10th Annual Conference of the CFD Society[C]．2002:130—143．

[7] An C F, Mitchell M, Puskarz, et al. Attempts for reduction of rear window buffeting using CFD [R].SAE Technical Paper 2005-01-06 03,2005.

[8] An C F, Alale S M, Sovani S D, et al. Side window buffeting characteristicso fan SUV [R]. SAE Technical Paper 2004-01-0230,2004.

[9] 汪怡平.汽車風窗噪聲與風振噪聲的機理及控制方法研究[D].長沙：湖南大學，2011.WANG Yiping. Comprehensive study of generation mechanism and reduction methods of vehicle wind rush noise and buffeting noise [D].Changsha: Hunnan University,2011．

[10] 汪怡平.汽車氣動噪聲分析與控制[D]. 長沙：湖南大學，2009.WANG Yiping. The numerical analysis and controlment for the automotive eaerodynamic noise[D]. Changsha:Hunnan University，2009.

[11] 張強.流動誘導空腔振蕩頻率方程的改進[J].振動工程學報，2004,17(1):53—57．Zhang Qiang. Development of the frequency equation used for prediction of fluid induced pressure oseillation in cavities[J] .Journal of Vibration Engineering, 2004,17(1):53—57．