基于MATV的車底高速氣流引起的車內噪聲計算*

戴志騰，汪怡平，蘇楚奇，王慶洋

（1. 武漢理工大學，現代汽車零部件技術湖北省重點實驗室，武漢 430070；2. 中國汽車工程研究院股份有限公司，汽車噪聲振動和安全技術國家重點實驗室，重慶 401122）

前言

車內噪聲水平是評價汽車NVH 性能的重要指標，直接影響駕駛員與乘客的乘坐舒適性。車內噪聲主要來源于發動機和傳動系的機械噪聲、輪胎-路面噪聲和氣動噪聲。研究表明，當車輛行駛速度超過100 km/h 時，氣動噪聲成為車內噪聲的主要來源。隨著汽車的電動化，行駛中氣流引起的氣動噪聲對車內噪聲的貢獻量越來越大。

高速車輛氣動噪聲主要通過以下5 個途徑向車內傳遞：側窗、風窗玻璃、天窗、底板和車身縫隙。近年來，后視鏡、A 柱和天窗等氣動噪聲的產生機理研究取得較大進展，通過車身優化和添加氣動附件，高速車輛氣動噪聲得到較好控制。而底盤部位由于結構復雜，氣流分離嚴重，在乘員艙底板附近產生強烈的壓力脈動。隨著汽車輕量化的發展，車身底板厚度減小，車底高速氣流引起的氣動噪聲對車內噪聲的貢獻顯著增加。

當前，對于高速車輛車底氣動噪聲的研究，主要基于試驗測試和數值計算。試驗測試表明，車底氣動噪聲對車內噪聲的貢獻主要集中在500 Hz 以下的中低頻段。試驗測試能準確獲得氣動噪聲值，但需要在實車制造出來后才能開展，并不適合早期汽車造型設計，且試驗成本高昂。數值模擬方法可以在汽車早期開發階段對車內噪聲水平進行預估并改進。在汽車車底氣動噪聲數值模擬方面，早期的研究主要集中于底盤部位的壓力脈動。如Crouse等的研究表明，底盤區域的壓力脈動主要集中于200 Hz附近。在車底氣動噪聲傳遞至車內的聲學響應研究方面，Powell等和Moron等基于統計能量法（statistical energy analysis，SEA）將底盤的氣動噪聲源加載于SEA 模型計算得到了車內的聲學結果。2019年，Yasuhiko 等采用有限元法研究了底盤氣動噪聲的傳播機理。2021年，Wang等研究了車窗氣動噪聲和車底氣動噪聲對乘用車車內噪聲的貢獻，發現250 Hz 以下主要由車底貢獻，而500 Hz 以上則主要由車窗部位貢獻。在車底氣動噪聲的控制方面，主要通過在底部加裝擾流板或發動機底護板實現。

在車內氣動噪聲的控制方面，為獲得良好的車內氣動噪聲水平，常常通過改變外部流場而降低聲源強度來實現，傳統FEM 仿真計算方法效率低下，而模態聲傳遞向量法（MATV）建立了場點聲壓和車身結構的對應關系。在僅改變外部激勵時，對應關系沒有變化，在車內噪聲計算中可以重復使用，在一定程度上可以減少重復計算。因此，本文中首先使用現代簡易模型（HSM）驗證MATV 方法計算車內氣動噪聲的可行性，然后計算分析實車模型車底高速氣流引起的車內噪聲特性，最后將MATV 方法用于車內氣動噪聲控制。

1 MATV基礎理論

模態聲傳遞向量法以模態坐標的方式，建立了場點聲壓和車身結構模型的模態參與系數之間的對應關系。當機械結構表面的壓力激勵較小時，輸入（機械結構表面法向振動速度）和輸出（聲場內某點聲壓）之間可建立如下線性關系：

式中：為聲場內某點的聲壓向量；為角頻率；為聲傳遞向量（acoustic transfer vector，ATV）；v為機械結構表面法線方向上的振動速度向量。

機械結構表面某點（）的速度向量v(，，)可通過表面的位移向量投影到表面法線方向上得到，即

聯立式（1）和式（3），有

式中為模態聲傳遞向量：

MATV的物理意義為：在某特定頻率下，聲場中某點由單位模態響應引起的聲壓值。MATV與機械結構的幾何形狀、計算頻率、傳聲介質的物理參數和計算場點的位置等因素有關。若機械結構未改變，僅僅因為外部激勵改變而需要重新計算場點聲壓時，MATV 所得的傳遞函數可以重復使用。因此，MATV法適合快速計算不同工況下同一監測點的聲壓。

2 仿真方法驗證

2.1 簡易模型及邊界條件

HSM 模型是現代汽車公司為研究氣動噪聲所建立的簡易汽車模型，如圖1 所示，模型長度=2000 mm，寬度=1000 mm，高度=1000 mm，圖中藍色部位為玻璃窗，玻璃厚度=4 mm，模型由鋁制外殼、內外吸聲材料和隔膜組成。具體參數見文獻［19］和文獻［20］。模型為左右對稱結構，為提高計算效率，選用半車模型，即HSM模型的左半邊。

圖1 HSM模型示意圖

參照現代汽車風洞試驗段尺寸，建立流場計算域。計算域長、寬、高分別為9、7、10，模型距風洞入口=2，模型距風洞出口=5。計算域如圖2所示。

圖2 HSM模型計算域示意圖

外流場計算的網格示意圖如圖3 所示。為準確捕捉模型周圍的流場信息，對模型附近網格進行局部加密，最終得到網格數量約為975萬。

圖3 計算域網格

仿真工況與風洞試驗保持一致，模型橫擺角=0°，風速=110 km/h，邊界條件具體設置如表1所示。最高計算頻率為2500 Hz，時間步長為10s。

表1 邊界條件設置

為保證流場信息在聲學網格上充分映射，最高頻率對應的聲波波長應至少包含6 個網格單元，最大網格尺寸為20 mm。圖4 為內場聲學網格模型局部視圖，玻璃和隔膜采用三棱柱網格，其余部分采用四面體網格，最終網格總數約為99萬。

圖4 HSM模型內部聲場局部網格

參考風洞試驗，分別在模型側窗表面和內部建立監測點，如圖5所示。

圖5 側窗表面與模型內部監測點位置

2.2 仿真結果分析

側窗表面監測點仿真與試驗壓力脈動對比如圖6 所示。圖中試驗值為壓力波動經幅頻轉換而得。由圖可見，在0-1000 Hz的頻率范圍內，兩者數值存在一定差異，但趨勢基本一致，說明了本文中采用的CFD計算方法能夠為內聲場的計算提供較為準確的激勵源數據。

圖6 側窗表面點仿真與試驗壓力脈動對比

將瞬態計算所導出的流場數據作為激勵源，基于FEM 方法求解獲得HSM 模型內部監測點的聲壓級頻譜曲線。駕駛員左右耳處監測點的1/3 倍頻程聲壓級頻譜仿真與試驗結果對比如圖7和圖8所示。由圖可見，仿真結果與試驗結果頻譜曲線總體吻合良好，但兩者數值上仍有一定的差別。這是由于在風洞試驗中，模型與地面固連為一個整體，其固有頻率實際為風洞與模型整體的固有頻率，而在聲學仿真中，是單獨對模型進行激勵，其固有頻率為模型的固有頻率，因而風洞試驗模型與仿真模型的固有頻率存在一定差異。

圖7 110 km/h駕駛員左耳處仿真與試驗聲壓級曲線

圖8 110 km/h駕駛員右耳處仿真與試驗聲壓級曲線

表2 為監測點仿真與試驗總聲壓級結果對比。由表可見，左、右監測點誤差分別為1.7%、1. 5%。雖然CFD/FEM 數值計算方法具有較好的精度，但計算成本高昂。

表2 監測點仿真與試驗總聲壓級結果比較

2.3 MATV計算

基于上述CFD/FEM 方法的計算結果，可獲得車速為110 km/h 時，外部激勵與內部監測點之間的傳遞函數，即模態聲傳遞向量。

MATV計算包含以下兩個步驟：

（1）提取車窗表面薄膜空氣層的聲學模態；

（2）對于每個計算頻率，使用薄膜空氣層的聲學模態向量重構車窗表面的壓力激勵，并計算從該激勵到車內噪聲的傳遞函數。

為平衡計算精度與計算效率，提取最高頻率為5000 Hz 的薄膜聲模態，并以此建立傳遞函數。傳遞函數圖如圖9所示，橫軸為模態頻率，縱軸為計算頻率。

圖9 傳遞函數圖

2.4 基于MATV方法的車內噪聲計算

為驗證MATV 方法計算車內噪聲的可行性，將車速調整為130 km/h，獲得不同的外流場激勵，采用MATV 方法計算內部監測點噪聲，并與試驗結果對比。如圖10 所示，采用MATV 方法所獲得的內部監測點噪聲的頻譜曲線與試驗結果總體吻合良好，驗證了MATV方法計算車內噪聲的可行性。

圖10 130 km/h駕駛員左耳處仿真與試驗聲壓級曲線

監測點仿真與試驗總聲壓級結果比較如表3 所示。由表可見，在相同計算配置下（Intel（R）Xeon（R）Gold 6140 高性能CPU，20 核），對于單次計算，MATV 方法的內聲場計算效率提升了96%。因此，在僅有外場激勵改變且改變次數較多的車內氣動噪聲計算中，模態聲傳遞向量法可在保證計算精度的前提下，提升計算效率。

表3 聲場求解核時對比

3 實車模型仿真分析

3.1 實車模型及邊界條件

圖11為計算采用的實車模型，車長=5012 mm，寬=2040 mm，高=1460 mm，對模型進行了簡化和密封處理，選取底板作為底部激勵的加載區域。

圖11 實車三維模型

圖12為外流場仿真的計算域。計算域長為9，寬為7，高為5，計算域入口距車頭2，計算域出口距車尾6。為準確獲取車身的外流場激勵，采用不同尺寸的網格對模型附近進行加密，最終網格數量約為2900萬。圖13為計算域部分網格示意圖。

圖12 計算域示意圖

圖13 計算域部分網格示意圖

圖14 為內聲場計算的簡化模型，主要包含駕駛員、座椅、轉向盤和儀表盤等，并于駕駛員左耳處設立監測點。

圖14 內聲場計算簡化模型

邊界條件設置如表4 所示。計算域入口速度為120 km/h，偏航角為0°。由于底部氣流對車內噪聲的影響主要集中于中低頻段，仿真計算的最高頻率為500 Hz，時間步長為10s。

表4 邊界條件設置

乘員艙底板作為車底氣動噪聲傳遞至車內的主要路徑，材料屬性如表5所示。

表5 材料屬性

由于實車模型內部材料較多，難以對材料屬性逐一定義，因此采用混響時間方法定義車內聲學邊界。混響時間通常記為（reverberation time 60 dB），表示在封閉環境內，聲場達到穩態后，聲源停止發聲，聲壓級衰減60 dB 所需要的時間，從而將車內所有聲學材料的影響轉化為車內的空氣阻尼來考慮。空氣阻尼采用聲速的虛部值來表示：

式中：為聲速；為計算頻率。本文中所采用的如表6所示。

表6 混響時間

3.2 仿真結果分析

圖15 為內部監測點的聲壓級頻譜圖。由圖可知：車底高速氣流引起的車內噪聲隨頻率先增大后減小，主要集中于100至300 Hz的中低頻段，存在多個波峰；當頻率低于70 Hz 時，無明顯峰值，當頻率高于350 Hz時，車內噪聲明顯減小。

圖15 駕駛員左耳處監測點聲壓級頻譜

3.3 MATV計算

實車模型的MATV 計算與簡易模型計算相似，首先提取底板表面的薄膜聲模態，最高頻率為5000 Hz，再以此建立傳遞函數，如圖16所示。

圖16 實車模型傳遞函數圖

圖中：斜率為1 的實線上方代表聲壓部分，傳遞效率較高；而斜率為0.098（來流馬赫數）的虛線下方代表湍流壓力部分，傳遞效率較低。隨著頻率升高，實車模型的傳遞函數值先增大后減小，最大值出現在300 Hz附近。這與監測點的聲壓級仿真結果相符。

3.4 基于MATV方法的車內噪聲控制

汽車車底靠近發動機的部位由于結構復雜，氣流分離嚴重，是車內氣動噪聲的主要來源。因此，為控制車底高速氣流引起的車內氣動噪聲，常通過添加發動機底護板和氣壩，使底部氣流平順，減少氣流分離。如圖17和圖18所示，分別為添加發動機底護板和氣壩后的車內氣動噪聲計算模型。采用與前述內容相同的方法進行外流場計算。

圖17 添加發動機底護板后的實車三維模型

圖18 添加氣壩后的實車三維模型

由于添加發動機底護板和氣壩僅影響外流場激勵，乘員艙內部結構未發生改變，可采用MATV 方法計算車內監測點噪聲。計算結果如圖19 所示。圖中case0、case1 和case2 分別表示原始模型、添加發動機底護板和添加氣壩后的模型。由圖可見，添加發動機底護板后，內部監測點噪聲在100-300 Hz 之間明顯降低，且在300 Hz 附近的波峰完全消除，總聲壓級降低了2.8 dB。而添加氣壩后，總聲壓級降低了1 dB。

圖19 車內監測點聲壓級頻譜對比

4 結論

在汽車底部氣動噪聲對車內噪聲貢獻量日益增加的背景下，采用FEM 方法和MATV 方法對車底高速氣流引起的車內噪聲的特性和控制進行研究，主要結論如下。

（1）基于簡易模型，驗證了MATV 方法計算車內噪聲的可行性，同時，相比傳統FEM 方法，內聲場計算效率提升了96%。

（2）車底高速氣流引起的車內噪聲隨頻率先增大后減小，主要集中于100至300 Hz的中低頻段。

（3）基于MATV 方法，對添加發動機底護板和氣壩后的車內氣動噪聲進行計算，總聲壓級分別降低2.8和1 dB。