某敞篷車座艙流場及人耳處噪聲特性分析

賴晨光,王玲霞,馮 帥,王思政

(重慶理工大學 車輛工程學院, 重慶 400054)

0 引言

行駛中的汽車噪聲可概括為傳動系統噪聲、胎噪、氣動噪聲(風噪)等,而在高速工況下(車速高于100 km/h),氣動噪聲占主導地位。開篷狀態下的敞篷車由于其不連續的車身結構,氣流在前風擋后緣和A柱等非連續性區域更易產生氣流分離和湍流脈動,同時其乘員和座艙都是完全裸露在外,流場特性更復雜。由于周圍噪音在傳播過程中的降噪能力較弱,長時間處于高聲壓環境中的人不僅會對耳部的一些器官造成損害,還會影響心理活動,比如思維遲緩、血壓上升等,對駕駛員來講,嚴重的話會影響駕駛安全。

在對敞篷車的流場環境研究中,國外學者Cogotti等[1]對軟頂敞篷車在開啟和關閉時的風阻系數、氣動噪聲等進行了仿真和實驗分析,發現車頂關閉情況下軟頂比硬頂的隔音效果更好;Mikulec等[2]和Michael等[3]研究了幾款敞篷車車型在車頂打開和關閉、車窗升起和降落的噪音水平,發現車頂打開后噪聲超過85 dB,平均增加12.4～14.6 dB;國內學者也做了一些研究,王東等[4]對某款敞篷車及其硬頂變形車在氣動阻力方面進行了流場分析,研究發現,敞篷車阻力較大的原因在于前風擋玻璃后緣氣流分離過早,且其座艙內產生低壓分離氣泡及其后背處的氣流回流,使得前后壓差阻力增大;王東等[5]研究發現,綜合改善前風擋傾角在33°左右、前風擋延長一定長度以及提升座艙后背高度,有良好的降阻效果,舒適性也得到了提高。夏冰[6]基于簡易的敞篷車模型對風阻風噪協同優化進行了研究,發現在座椅后部增加擋風板、改變后背原始造型可以改善較差的座艙環境。

在氣動噪聲的聲品質方面,宗軼琦[7]首次將聲品質客觀評價應用在了汽車側窗開啟時的風振噪聲的研究上,探究了風振噪聲的聲品質變化規律;隨后尹善斌[8]和高駿[9]將聲品質分別應用在天窗、側窗風振及考慮不同開度的側窗風振上研究上,進一步完善了風振噪聲特性;王亓良[10]提出了基于 DNC-WND-SEA方法的車內氣動噪聲響應計算方法,并基于乘員感知研究了不同汽車外形特征、不同車速、不同開窗工況對聲品質變化的影響。

綜上,國內外在敞篷車的空氣動力學方面研究較少,主要在穩態的流場分析和降阻上,在氣動噪聲的分析與評價上更少。同時,由于受人耳的生理構造及心理聲學的影響,乘客對相同總聲壓級的風噪聲源感受也許有很大不同,因此本文引入心理聲學參數對敞篷車人耳處噪聲進行客觀評價,多維度地分析氣動噪聲特性。

1 流場的數值模擬

1.1 氣動噪聲理論基礎

流體在運動中需要滿足一些物理守恒定律,即質量守恒、動量守恒、能量守恒[11]。

質量守恒是指:將運動中的流體當作一個微元團,同一時間段內微元團的流出量等于流入微元團的質量,即微元團流體質量保持不變,這也叫作流體運動的連續性,其方程也被稱為連續性方程,表達式為:

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式中:ρ為密度;t為時間;ui為速度矢量。

動量守恒方程也叫作運動方程,是指外界對流體微團施加的全部合力等于該流體微團動量在單位時間內的變化量(即動量隨時間的變化率)。其方程具體表達式為:

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式中:μ為動力黏度;p為壓力;Su、Sv、Sw為動量守恒的廣義源項。

能量守恒定律是熱力學第一定律的推導,實質上是指單位時間內微元團動能、內能的變化量等于外力對微元團所做功與流入微元團內熱流量之和。其方程表達式為:

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式中:T為溫度;k為傳熱系數;cp為比熱容;ST為黏性耗散項。

對于氣動噪聲的理論研究方面,較早的是1952年萊特希爾[12]提出的聲類比理論——Lighthill聲學方程,首次揭示了氣流運動的發聲傳播問題。

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但Lighthill方程是基于高速噴流提出的,未考慮到固體壁面的情況,且其聲源主要為四極子聲源;而對于高速行駛的汽車,其主要聲源為偶極子聲源。Curle[13]在考慮了靜止固體壁面的情況下推廣Lighthill方程得到了Curle聲學方程:

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1.2 幾何模型

本次仿真所用模型為某款敞篷車開篷狀態下的1∶1全尺寸模型,如圖1所示。

圖1 敞篷車幾何模型及監測點位置

為了提高計算效率,簡化處理了對流場及氣動噪聲影響不大的局部特征,如門把手、雨刮及發動機等內部特征,并將底盤平整化處理,但保留了座艙和方向盤等內飾。

為了后續計算人耳處的噪聲,在座艙放置了2個簡易人體模型,該模型包含了人體大部分特征,在熱舒適性仿真計算中已經有所應用[14-15],為更好地模擬真實的座艙環境,駕駛員手扶方向盤,右側乘員手部自然下垂放于腿部,并在兩乘員左右耳設監測點監測其壓力脈動。監測點具體坐標如表1所示(靠近座艙中部簡稱內耳,靠近座艙外部簡稱外耳)。

表1 監測點坐標

1.3 計算域及網格劃分

為了盡可能真實模擬車輛在道路上高速行駛時周圍的流體運動情況,在仿真時需要建立一個包圍車身的計算域,并在計算域與車身外表面的空間內劃分體網格,用網格來模擬空氣的流動[16];計算域小了會影響車身周圍流場,計算域大了會浪費計算資源,本文在盡可能地完整捕捉車身周圍流場的情況下,將計算域控制在合適尺寸,如圖2所示。具體尺寸為11倍敞篷車車長(前車頭離速度入口3倍的車長,后車尾離壓力出口7倍的車長)、6倍車高、12倍車寬(模型居中)。計算域阻塞比為1.108%,滿足一般阻塞比要求(小于5%),故尺寸設置合理。

圖2 計算域

車身面網格和體網格的劃分會影響計算收斂性及計算結果的準確性,本文面網格采用最常用的“Trial+Quad”混合網格策略,如圖3所示,對局部面特征較小的后視鏡、A柱等劃分2 mm,其他劃分4～16 mm;體網格采用“切割體網格+邊界層棱柱體網格”,在整個車身表面拉伸2層棱柱體網格,第一層厚度為0.8 mm,增長率為1.5;為能準確捕捉后視鏡、A柱、前風擋渦脫及氣流分離,在其周圍設置2 mm的局部加密區,同時針對座艙復雜的流場環境設置4 mm的加密區,整個車身外圍從小到大設置3個整體加密區,通過網格無關性驗證,最終確定3個整體加密區網格尺寸大小分別為16、64、128 mm,體網格數量為3 521萬左右。

圖3 加密區網格策略

1.4 邊界條件及參數設置

計算域入口設為速度入口;計算域出口為壓力出口,相對壓力為0 Pa;其余壁面及車身、車輪均為無滑移壁面。

為了提高瞬態計算的收斂速度,減少計算時間,節約計算資源,先通過穩態計算并收斂得到定常流場,再以穩態結果作為瞬態的初始值進行后續計算。穩態計算通過求解不可壓縮流條件下的Navier-Stokes方程得到收斂解,物理模型選用Realiablek-ε湍流模型,并選取寬帶噪聲源模型來預測分析車身表面聲源大小分布情況,穩態計算設置如表2所示。

表2 穩態計算設置

為了驗證仿真方法的準確性,將前文仿真方案應用在標準MIRA模型仿真計算中,得到其cd值為0.328,并與已有的風洞實驗數據[17](cd值為0.320)對比,其cd值誤差為2.5%,在工程可接受范圍內,故本文所選仿真方案是可靠的。

瞬態計算選用SSTk-ΩDES湍流模型,時間步長設為10-4s,采樣總時長設為1.5 s,以讓流場充分穩定發展,瞬態其他參數設置如表3所示。

表3 瞬態計算參數設置

2 敞篷車轎車穩態流場分析

2.1 座艙流場分析

開式敞篷車由于不連續的車身結構,座艙流場會更加復雜。從圖4的Z=0.959截面上的湍動能云圖可知,座艙流場左右大致對稱,雖然后視鏡尾渦的能量較高,但未往座艙發展,A柱分離的氣流和前方來流沖撞座椅后方的防滾架并從座椅后方流進座艙,使整個座艙中部的湍動能能量相對座艙兩邊要大。

圖4 Z=0.959截面上的湍動能云圖

從圖5的Z=0.959截面上的速度矢量云圖可以看出,前方來流在A柱、后視鏡處速度加劇,這是因為氣流在此處的分離較為嚴重引起的。此外,座艙外的高速氣流向后發展到防滾架處發生沖擊碰撞,從座椅后方進入座艙內部,使得座艙中間位置處速度相對較高,并在座艙內部可以看到明顯的渦旋。小渦旋分布在兩乘員的頭部和座椅后方的擋板附近,大渦旋分別是圍繞2個乘員身體發展,且左右渦旋方向相反,但渦旋速度均比座艙中部氣流速度低;此外,車身兩側氣流在流向后背低處發生了逆向回流朝座艙方向發展。

圖5 Z=0.959截面上的速度矢量云圖

從圖6和圖7駕駛員和右側乘員頭部中截面的速度矢量云圖可以看出,駕駛員前臉及身體前方氣流速度明顯高于右側乘員,且駕駛員側氣流情況更為復雜,出現多處局部渦旋,這是因為駕駛員側含有方向盤和儀表盤等內飾,會影響座艙內氣流的發展。從圖8的Y=0中截面上的速度矢量云圖可以看出,其座艙內的氣流流向與兩側乘員位置處相反,且前風擋分離的氣流在向后發展的過程中在座艙上方形成了2個渦旋,這是由于兩側乘員位置處氣流主要來自于座艙兩側氣流從座椅后背卷入,而中截面位置還多了一股座艙兩側的氣流流至座艙后背低處氣流的逆向回流。

圖6 Y=-0.434截面上的速度矢量云圖(駕駛員頭部中截面)

圖7 Y=0.434截面上的速度矢量云圖(右側乘員頭部中截面)

圖8 Y=0中截面上的速度矢量云圖

2.2 不同速度工況流場分析

從圖9不同速度工況下Z=0.959截面的壓力云圖可知,隨著速度的增大座艙內負壓愈加明顯,而艙內負壓會對艙外的高氣壓區氣流形成卷吸效應,使得座艙兩側高速氣流卷入座艙內部;此外,人體頭部附近也逐漸出現壓力梯度等值線,表面壓力脈動越來越明顯,這對乘員頭部的舒適性是非常不利的,且在A柱、后視鏡、座椅后方的防滾架處壓力梯度線越來越密集,表明在這些地方壓力變化劇烈,而壓力脈動又是產生氣動噪聲的主要原因之一。

圖10為不同速度工況下Z=0.959截面的速度云圖。可知,隨著速度的增加,座艙內的氣流速度也隨之增加。車身兩側氣流從座椅后方卷入座艙,使得座艙中部速度明顯高于左右乘員附近速度。當車速為80 km/h時,左右乘員位置附近流速還較低;當車速達到100 km/h及以上時,A柱和后視鏡分離氣流速度越來越大,受到座艙負壓的卷吸作用,使得左右乘員位置附近流速也有大幅提升。

圖10 不同車速下Z=0.959截面的速度云圖

3 噪聲特性分析

3.1 聲源預測分析

穩態計算時激活了寬帶噪聲源模型,Curle噪聲源模型主要用來預測車身表面偶極子聲源,Proudman等的噪聲源模型主要用來預測車身表面四極子噪聲源[18]。圖11和圖12分別為Curle表面聲功率云圖、Proundman表面聲功率云圖。從圖11可以看出偶極子聲源遍布整個車身表面,且離乘員人耳處較近的A柱、后視鏡、前風擋后沿、防滾架幾處的聲能量值較大,達到了85～95 dB左右;對比來看,圖12的 Proundman表面聲功率云圖顯示,車身表面的四極子聲源較弱,在A柱、后視鏡、前風擋后沿、防滾架幾處聲能量大致在60～75 dB左右,車身其他表面聲能量均較低,在40 dB左右:由此可見,敞篷車表面氣動噪聲源主要為偶極子聲源。

圖12 Proundman表面聲功率云圖

3.2 人耳處噪聲分析

渦流的生成與耗散也伴隨著能量的擴散與耗散[19],所以分析截面不同時刻的速度流態可以揭示其渦流的發展方向,進一步闡釋氣動噪聲的生成機理。取瞬態計算中1.2～1.5 s中間的6個時刻進行分析。從圖13不同時刻Z=0.959橫截面速度云圖可以看出,t1—t3時刻,從座椅后方卷入座艙的氣流開始形成速度較高的內核渦流朝座艙中部發展,并分別向左右乘員頭部沖擊;t4—t6時刻,內核渦流朝前風擋方向發展,發展過程中內核渦流速度逐漸減小,發展至A柱水平位置開始向兩邊擴散,擴散的渦流一部分朝乘員前臉發展,一部分隨著A柱分離的氣流一起再次從座椅后方卷入座艙,進行下一輪的渦流發展與耗散。

圖13 不同時刻Z=0.959橫截面速度云圖

從上文可知,Y=0截面的后背處存在逆向回流。圖14為不同時刻Y=0橫截面速度云圖。T1時刻,從前風擋分離的氣流和來自后方的回流在座艙上方發生碰撞造成渦脫落,脫落的渦速度比座艙中氣流速度高;T2—T3時刻,從座艙兩側卷入座艙內部的氣流和T1時刻脫落的渦一起朝前風擋方向發展,大渦流逐漸破碎成小渦流,速度逐漸增大;T4—T5時刻,向前發展的渦核速度逐漸減小,且繼續破碎成更多的低速小渦流,發展至前風擋后緣下方處開始消散;T6時刻后方脫落渦開始生成,進行下一輪的發展與耗散。

圖14 不同時刻Y=0中截面速度云圖

由此可見,座艙內存在復雜的渦流情況,有從座艙兩側卷入的,有從前風擋脫落的,也有從后背逆向回流的,這些來自不同方向的氣流發展使得乘員頭部周圍不同時刻產生壓力脈動,從而產生氣動噪聲。

以車速100 km/h為例對乘員耳部噪聲進行分析。通過監測非定常流場中乘員耳部壓力脈動隨時間的變化情況,并采用FFT將時域下的脈動壓力轉化為頻域下的聲壓級頻譜曲線圖,來對人耳處的噪聲進行對比分析。由于0.2 s以前流場還未穩定,取0.2 s以后的數據作為有效數據。

圖15為人耳監測點的聲壓級頻譜圖,整個頻段內沒有明顯峰值,說明敞篷車乘員人耳處的噪聲為寬頻噪聲,且左右乘員內外耳的頻譜曲線趨勢大致相同,只是數值大小不同。可以看出,靠近車外的兩乘員外耳聲壓級大于靠近座艙中部的兩乘員內耳,這是因為靠近車外的兩耳離A柱、后視鏡分離的高速氣流更近。在中低頻0～2 500 Hz,兩乘員左右耳聲壓級曲線相差較小,在中高頻2 500～5 000 Hz,左右耳聲壓級曲線差別更為明顯。表4為人耳監測點的總聲壓級,兩乘員對稱的內外耳噪聲大小相近。此外,兩乘員外耳比內耳均大5 dBA左右。

表4 監測點A計權聲壓級

圖15 人耳處聲壓級頻譜圖

3.3 不同工況下人耳噪聲分析與客觀評價

圖16為不同車速下乘員耳部A計權聲壓級曲線。在不同車速下,左右耳對應噪聲大小仍然相近,說明座艙左右流場在不同車速下仍然是大致對稱的,且靠近車外的外耳與靠近座艙中部的內耳噪聲大小在不同車速下差值仍在5 dBA左右;此外,人耳處噪聲與車速呈線性關系,隨車速的增加而增加,每增加20 km/h,A計權聲壓級大致增加5 dBA。

圖16 乘員耳部A計權聲壓級隨車速變化曲線

傳統單一的聲壓級評價標準有一定局限性,因為受人耳的生理構造及心理聲學的影響,乘客對相同總聲壓級的風噪聲源感受也許有很大不同,所以本文在聲壓級的基礎上引入常用的心理聲學參數響度、響度級、尖銳度、粗糙度對人耳處噪聲進行評價分析。其響度是用來描述人對聲音強度大小的直觀感受;響度級是響度的相對值,考慮了頻率和聲壓的影響;尖銳度是用來衡量聲音尖銳與低沉程度的客觀參量;粗糙度是用來表征人耳對聲音頻率瞬時變化的感受[7-10]。

圖17為不同車速下人耳聲品質參數評價曲線。可以看出,響度、響度級和粗糙度與車速呈線性關系,隨車速的增大而增大。

圖17 不同車速下人耳聲品質參數評價

從圖17(a)、(b)可以看出,響度和響度級的變化趨勢與聲壓級變化趨勢(圖16)相似,且對于聲壓級較大的兩乘員外耳響度和響度級也較之另外兩耳大,說明響度和響度級與聲壓級有線性相關性,且響度級與聲壓級變化趨勢一致性更接近。由人耳響度感知特性[20]可以得出:響度值小于25 sone時主觀感受適中;超過50 sone時,主觀感受很吵;如果長時間待在超過50 sone的環境下人耳聽力系統容易造成不同程度的損傷。由圖17(a)可知,車速為80 km/h時,只有靠近座艙中部的兩乘員內耳響度值低于25 sone;車速為100 km/h時,靠近座艙外側的兩乘員外耳響度值開始大于50 sone;車速達到120 km/h時,靠近座艙中部的兩乘員內耳響度值開始大于50 sone。由此可見,敞篷車人耳處噪聲響度值在車速達到120 km/h時,其值已達到了對人耳聽力造成損傷的范圍。

從圖17(c)可知,兩乘員外耳尖銳度隨車速的增加呈現下降趨勢,而位于座艙中部的兩乘員內耳除了在120 km/h時尖銳度有所上升,整體上仍是呈下降趨勢,這是因為尖銳度主要反映的是高頻變化量,而從圖15人耳聲壓級頻譜曲線可知,在中高頻2 500～5 000 Hz,曲線趨于平穩,聲壓級變化幅度較小,而隨著車速的提升,聲壓級增加量的貢獻主要體現在中低頻。

從圖17(d)可知,粗糙度隨速度的增大而增大,表明隨車速的增加人耳處的聲音瞬時變化越明顯;兩乘員的內外耳粗糙度在同一車速工況下數值大小接近,說明同一車速下,兩乘員對聲音粗糙感知程度和厭惡程度是差不多的。

4 結論

1) 座艙兩側氣流會從座椅后方卷入座艙中部,在座艙內形成多處渦旋;小渦旋分布在兩乘員的頭部和座椅后方的擋板附近,大渦旋分別圍繞2個乘員身體發展,且左右渦旋方向相反。

2) 座艙后背中截面處存在逆向回流,導致座艙內中截面上的氣流流向與兩側乘員頭部中截面速度流向相反,影響乘員乘坐舒適性。

3) 靠近座艙外側的兩乘員外耳A計權聲壓級高于靠近座艙中部的乘員內耳5 dBA左右;車速每增加20 km/h,A計權聲壓級大致增加5 dBA。

4) 敞篷車人耳處聲品質較差,響度、響度級和粗糙度隨車速的增加而增加,尖銳度隨車速的增加而減小;僅速度為80 km/h時乘員內耳響度在適中范圍(小于25 sone),綜合來看,敞篷車氣動噪聲具有響度較大,尖銳度較小(“粗獷”)的聲源特性。

綜上,后續在對敞篷車進行降噪改進時,可以從車身外造型中的A柱、前風擋、防滾架和后背造型入手,改善座艙流場以降低人耳處噪聲。