基于混合LES/BEM方法的汽車側窗結構風振噪聲分析

莫志姣　江財茂　宗軼琦　張沙　馬驍骙

摘要：

利用大渦模擬（LargeEddy Simulation，LES）方法對某轎車的側窗風振噪聲進行計算，其結果與整車道路測試實驗結果吻合良好.對相應流場下的車窗進行結構振動特性計算，結果表明汽車高速行駛時車窗結構受內外氣流影響會產生微米級的振動.據此振動結果，運用邊界元法（Boundary Element Method，BEM）模擬車內輻射聲場分布、場點聲壓頻率響應以及車窗板件聲學貢獻量，結果表明汽車開窗高速行駛時，風振噪聲是汽車高速行駛時駕駛員耳旁噪聲的主要來源，但在某些頻率下車窗輻射聲場會有明顯的聲學響應，其中后窗的輻射聲壓貢獻量占主要部分，開啟的側窗聲學貢獻量要高于其他側窗的聲學貢獻量.

關鍵詞：

汽車； 風振噪聲； 大渦模擬； 車窗振動； 板件聲學貢獻

中圖分類號： U461.1

文獻標志碼： B

0 引 言

汽車在行駛過程中，車外氣流分離產生的氣動噪聲會影響乘員舒適性.同時，由于天窗或側窗打開，氣流通過車身的開口處而產生具有一定傳播速度的渦列，并與車內空腔氣體模態(tài)耦合，產生壓力脈動，進而形成風振噪聲，這是一種頻率很低但是強度很高的氣動噪聲.[1]與此同時，空氣流動導致了車窗表面氣流邊界層的壓力波動，這種脈動壓力會引起車窗結構的振動，而車窗結構振動會向車內輻射噪聲，這也是一種頻率很低的噪聲.雖然人耳不易察覺，但由其產生的高強度壓力脈動會給乘客帶來疲倦和煩躁的感覺，因此研究這2種噪聲源對車內駕駛員與乘客的影響顯得尤為重要.

對風振噪聲的研究始于20世紀60年代，BODGER等[2]率先開展客車后窗開啟時的風振噪聲研究.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3種解決風振噪聲的辦法.AN等[34]利用CFD軟件對某SUV的側窗風振噪聲進行仿真分析，分析若干變量對風振噪聲的影響，并采取一些措施來降低后窗的風振噪聲.康寧等[5]對不同天窗形式下某轎車模型的風振噪聲進行仿真分析，得到較合理的天窗尺寸及安裝位置.陳志夫等[6]通過對天窗風振特性的數值計算，分析來流速度對共振頻率、腔內聲壓分布的影響.但是，這些研究主要基于數值仿真結果探討，沒有與相關的實驗結果聯系起來.朱遠征等[7]以某實車比例模型為研究對象，運用隨機聲學方法對車內氣動噪聲進行仿真計算，并與實車道路實驗進行對比，得到湍流場相互疊加所致的聲壓級波動.CHEN等[8]對車窗結構進行優(yōu)化，使得車內風振噪聲值明顯減少，并運用激光影像與路面測試詳述該優(yōu)化方法的基本原理.黃磊[9]對汽車天窗風振噪聲控制進行分析，重點探討網狀擋風條的降噪原理，最終的試件在風洞實驗中取得良好的降噪效果.汪怡平等[10]也對汽車風振噪聲進行深入研究，推導出弱可壓縮湍流模型，描述有氣流經過時開口空腔內的空氣壓縮特性，有效提升車內風振噪聲分析的準確度.

人們在研究風振噪聲原理及其控制方法時，主要基于流體聲學機理，很少考慮車窗結構振動輻射噪聲（結構聲學）對乘員室的影響.因此，本文運用CFD方法對某轎車車型在側窗開啟25%時乘員室的風振噪聲進行數值模擬，對該車型進行車窗結構振動分析，計算乘員室內部聲輻射，分析車窗板件貢獻量，結果表明車窗結構振動對乘員室內的聲場分布有較明顯的影響.

1 大渦模擬控制方程

大渦模擬（LargeEddy Simulation，LES）控制方程是NavierStokes方程在波數空間或者物理空間進行過濾得到的.過濾的過程是去掉比過濾寬度或者給定物理寬度小的漩渦，從而得到大漩渦的控制方程

式中：ρ為流體密度；xi和xj為坐標軸分量；i和j為過濾后的速度分量；μ為湍流黏性系數；τij為亞格子尺度應力，體現小尺度漩渦運動對所求解的運動方程的影響.

為使控制方程封閉，目前采用較多的亞格子模型是渦旋黏性模型

2 側窗風振噪聲的計算和分析

2.1 計算模型網格劃分

本文采用的轎車模型長為5 013 mm，寬為1 830 mm，高為1 740 mm.左前窗開啟25%，計算模型見圖1.

氣流流過車身表面產生附面層，為了模擬附面層效應，在車身表面建立3層尺寸較小的六面體棱柱網格.車身附近極易出現氣流分離、湍流等復雜流場，通過創(chuàng)建密度盒加密車體周圍體網格，可以有效兼顧仿真精度和計算效率；在遠離車體的非敏感區(qū)域，選擇稀疏網格以減少計算網格與節(jié)點總數目.考慮到四面體網格對復雜幾何體具有良好的適應性，能夠比較容易捕捉幾何特征，因此在其余空間選用四面體網格.圖2為車身縱對稱面上的網格分布，y+值設為1，生成體網格數量為700萬個左右.本文對某實車模型進行仿真計算，風速為30 m/s，監(jiān)測點選擇在駕駛員的左、右耳旁.

在進行瞬態(tài)計算之前，通常先進行穩(wěn)態(tài)計算，并以此穩(wěn)態(tài)計算得到的結果作為瞬態(tài)計算的初始值.在本文的計算中，穩(wěn)態(tài)計算選用可實現的kε模型，瞬態(tài)計算的湍流模型采用LES計算模型，時間步長設為0.000 1 s，內部迭代次數為20次.

2.2 計算結果分析

汽車在開啟后窗時，乘員艙相當于一個有一定體積的開口空腔，但并不完全等同.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，車內壓力波動范圍越大，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.轎車開啟左前窗25%時橫截面位置穩(wěn)態(tài)壓強云圖見圖3.由圖3可知：車身兩側都為負壓區(qū)，由于左前窗開啟，左窗附近的負壓區(qū)域明顯增大，這是因為該處存在復雜的分離流和渦流，致使車內壓力波動較大.各側窗的穩(wěn)態(tài)壓力云圖見圖4.由圖4可知左前窗的負壓絕對值明顯大于其他側窗.

2.3 實車道路實驗結果及對比

實驗車輛為性能運行良好、內飾完好、密封良好

的車型，選擇在無風，晴朗干燥的環(huán)境下進行實驗.依據GB/T 25982—2010布置實驗用傳聲器，圖5為實車道路測試實驗中麥克風固定位置.

實驗車內有駕駛員與副駕駛員，將實驗車輛左前車窗開啟25%，其余車窗全部關閉，以不同的車速進行實驗，測量該過程中駕駛員耳旁的噪聲數據，結果顯示，數值仿真與實車道路測試相對比，風振噪聲特征點吻合得比較好[11].為降低實測過程中輪胎、發(fā)動機等外部噪聲的影響，選取110 km/h為典型工況，圖6為該工況下駕駛員左耳聲壓頻譜圖.由圖6可知：風振共振頻率仿真值為12 Hz，對應峰值為112 dB；風振共振頻率實驗值為15 Hz，對應峰值為110 dB.

3 車窗結構動力學數值計算

車窗結構振動可以通過2個途徑影響流場，一是通過車窗對流體邊界的影響，二是車窗振動所激勵的彈性波對流場的影響.但是，車窗結構振動

產生的位移很小，并且流體不可壓縮，特征馬赫數小于1，因此可以忽略車窗振動對流體的影響[12].同時，本文僅考慮外部流場引起的車窗振動，沒有考慮除流場以外的原因引起的車窗振動.

3.1 控制方程

本文的流固耦合研究是單方向的，包括下文的車窗輻射噪聲計算，只計算結構產生的聲輻射，沒有考慮其反作用.忽略噪聲對結構的反作用是合理的，因為輻射噪聲的聲壓很小，只有1 Pa.

3.2 計算過程

車身結構動力響應計算在ANSYS中進行，使用SHELL63單元對模型進行劃分，鋼化玻璃材料的彈性模量為48.5 GPa，泊松比為0.238 9，密度為2 500 kg/m3.

由于模態(tài)疊加法運行速度快、精度較高，并且所得結果占用磁盤空間小，而Newmark和Wilsonθ方法均有周期延長現象，且Wilsonθ方法還有振幅衰減現象，因此本文采用模態(tài)疊加法計算車窗瞬態(tài)動力學響應，取前50階模態(tài).流場計算網格節(jié)點與有限元模型網格節(jié)點之間的載荷傳遞主要有2種方式：一種是當2種網格不一致時采用插值傳遞方式；一種是當2種網格一致時采用直接傳遞方式.由于本文所用的有限元網格與流體網格的節(jié)點并不是一一對應的，所以采用插值傳遞方式.從流場計算結果中導出各時間步的車窗表面節(jié)點對應的脈動壓力，然后通過編程將流體作用力轉化為有限元節(jié)點的載荷.計算時在車窗表面建立監(jiān)測點，這些點的位置見圖7.通過APDL將結果轉化為結構計算使用的載荷步文件，每個時間步長為0.012 5 s，每個時間步的子步數為10個，時間步載荷設置為斜坡載荷，計算總的時間步數為800步.

3.3 結果和分析

計算所得的監(jiān)測點2的位移隨時間變化規(guī)律見圖8，可以看出振幅的數量級為微米，y方向的位移數值較x和z方向大.左前窗與左后窗在某瞬態(tài)時刻的位移分析結果見圖9，可以看出側窗的位移計算數值從車窗中部向兩邊逐漸減小繼而增大，由于左前窗部分開啟，該處存在復雜的分離流和渦流，壓力較高（見圖3和4），因此左前窗的位移響應結果高于左后窗的計算結果.

4 結構輻射噪聲計算與貢獻量分析

4.1 控制方程與板件貢獻量分析

線性聲學的控制方程是波動方程

一般情況下，由式（10）求得的聲腔內某場點S的聲壓具有幅值和相位的復數，該場點聲壓是由各板件的聲壓分量在該點線性疊加得到的[13]，板件i對場點S聲壓的總貢獻量可表示為

pS，i為板件i在場點S產生的聲壓分量；m為車身板件數量.將聲壓分量pS，i向該點聲壓的矢量方向投影，可得到該板件對該點聲壓的貢獻量

pg=pS，ipSpS

（12）

根據各板件對聲壓貢獻量的不同，可以將各板件分為不同的聲學貢獻區(qū)域：如果該板件對聲壓具有較大的正貢獻量，則該板件為正貢獻區(qū)域；如果具有較大的負貢獻量，則為負貢獻區(qū)域.

4.2 數值計算和結果分析

根據本文所述方法，在LMS Virtual. Lab中計算由車窗振動產生的噪聲.BEM的邊界條件為：車窗單元設置為位移邊界條件；座椅單元定義為吸聲邊界條件，聲阻抗實部為975 kg·s/m2，虛部為8 798 kg·s/m2；車頂棚單元定義為吸聲邊界條件，聲阻抗實部為830 kg·s/m2，虛部為3 030 kg·s/m2；其他單元設置為自由邊界條件.前窗和后窗在85 Hz與105 Hz時的位移邊界條件云圖見圖10.

由于本文所關心的是汽車內部聲場，所以在汽車聲腔內部經過駕駛員耳旁位置建立一個平面場網格，計算得到的平面場點的聲壓云圖見圖11.

在85 Hz時計算的最大標準聲壓級是14.4 dB，在105 Hz時的最大聲壓級為35.6 dB.從計算結果可以看出，車窗結構振動引起的輻射噪聲主要集中在低頻段，且在0～200 Hz較為明顯，85 Hz和105 Hz處出現響應峰值（見圖12）.由于在105 Hz時駕駛員耳旁出現最大響應峰值，針對105 Hz對應的響應峰值進行板件貢獻量分析.根據板件的分類和公式，計算每個板件對105 Hz的聲壓貢獻和，得到板件貢獻量，見圖13.由圖13可知，正后窗對總聲壓相位相差較小，起正貢獻作用，由于在低頻時后窗受汽車后部尾渦的影響較大，因此正后窗對總聲壓的貢獻量最大；左前窗較其他3個側窗對總聲壓的貢獻量最大，其主要原因有二：一是A立柱后存在強烈的漩渦，左前窗表面脈動壓力較強；二是左前窗的部分開啟，增強左前窗附近的湍動能與表面脈動壓力.

5 結 論

建立整車流場模型，進行開窗工況下的汽車風振噪聲仿真計算，并與實車道路噪聲實驗結果對比.計算結果與實驗結果誤差較小，表明LES方法能夠比較準確地計算汽車風振噪聲.

在行駛過程中，由于左前窗部分開啟，左前窗表面的負壓絕對值高于其他側窗，脈動壓力也高于其他車窗.仿真與實驗得到的側窗風振噪聲峰值均處于較高水平，分別達到112 dB和110 dB.

由于左前窗部分開啟，脈動壓力較高，左前窗的位移響應高于其他側窗，而脈動壓力引起的側窗位移響應數值從車窗中部向兩邊呈現先逐漸減小而后增大的趨勢.從已有研究成果得知，側窗風振噪聲占主要部分，但在某些風振頻率下車窗輻射聲場會有聲學響應，故本文著重研究風振噪聲引起的側窗結構聲學響應.通過計算車窗結構的聲輻射可以發(fā)現，車窗振動會向乘員室輻射一定的噪聲，且在一定頻率處有一定的聲學響應：駕駛員左耳峰值頻率為105 Hz，峰值為23 dB.車窗板件貢獻量的計算表明：在較低頻率范圍內，正后窗對輻射聲場的貢獻量最大，占主要部分；左前窗（部分開啟）對輻射聲場的貢獻量較其他3個側窗要高.

目前，受實驗條件及篇幅的限制，本文僅通過數值計算研究氣動載荷對主要影響件——側窗的結構聲學響應，今后應對氣動載荷對各板件的貢獻量進行實驗驗證.

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（編輯 于杰）