前言

车辆高速行驶下的动力总成噪声、轮胎/路面噪声得到一定控制之后，气动噪声已成为高速行驶车辆的主要噪声源，受到汽车企业和研究人员的重视。风洞试验、道路试验和数值计算是整车风噪研究的主要技术手段。路试经济易于实施，其缺点是无法避免引入发动机噪声、结构噪声、胎噪等干扰噪声。风洞试验更精确，认可度高，目前国内风洞资源紧张、费用高。

 

采用CFD/SEA方法进行整车风噪数值仿真技术近年来兴起，在国外得到广泛应用，某些车企用这种方法部分甚至全部替代风噪的风洞试验。图1为舱内噪声预测精确性做的互相关分析[9]，风洞试验和仿真预测的对比最大误差为0.8dB(A)，表明了这种方法噪声预测的准确性。

 

 

图1内部噪声数值预测与试验自相关分析

 

国内整车风噪研究起步晚，舱内噪声性能改进方面取得的成果有限。本文针对整车风噪性能提高，开展仿真、改型和试验的研究工作。

 

1气动噪声仿真方法

整车风噪仿真分为两步，第一步通过瞬态外流场计算，得到压力脉动作为气动噪声源；第二步噪声源输入进行声学计算，得到舱内噪声。

 

1.1瞬态外流场计算方法

瞬态外流场计算采用格子玻尔兹曼法软件PowerFLOW。与传统CFD的NS方程不

同，玻尔兹曼方程如下：

 

 

 

是粒子在时间t，速度时的概率分布方程，Θ是满足守恒定律的粒子碰撞算子。流体密度ρ和速度均通过瞬时总和来获得:

 

 

 

湍流方程采用VLES（VeryLargeEddySimulation）方法，得到如下方程：

 

 

 

1.2舱内噪声计算方法

图2为舱内噪声计算流程。声学计算模型采用统计能量法。整车风噪有两种输入功即压力脉动的两种声源：（1）近壁面湍流压力脉动作用在结构件壁面上，形成振动对舱内产生噪声；（2）空间声波以辐射的形式穿透结构件（如侧风窗玻璃），进入舱内。

 

 

图2SEA方法用于舱内声学示意图

 

1.2.1.湍流压力脉动声源

湍流压力脉动直接作用在结构壁面上，声场的脉动压力对整车面板的时平均输入功为。

 

 

 

对式（5）简化处理，输入功率可以转换为等效点力加载到侧窗玻璃上，表达如下[6]：

 

 

 

G是输入导纳的实部，与时间相关的节点力等效均方根值，重构结构表面的输入功率。输入导纳实部的表达式如下：

 

 

 

其中，面板面积；面板的模态密度；面板的面密度。

 

1.2.2.声学辐射声源

辐射声源进入车内的声能为：

 

 

 

其中，为声压的均方根；为声速；为面板辐射效率。

 

2仿真模型

2.1瞬态外流场计算

数值仿真车速为120km/h，全细节模型如图3，总网格量约为2.4亿，最小尺寸为0.5mm。

 

 

图3.原状态整车图

 

2.2舱内噪声计算

不考虑声泄露情况下，玻璃的隔声性能远低于金属车身部件，认为车外部声源仅经由侧窗玻璃和前风挡玻璃传递到舱内。需要求解输入功与玻璃的相互作用，以及输入功在玻璃中传播时的衰减，得到舱内测点位置的声压级。表1，2为侧窗玻璃参数，表3为混响时间。

 

表1SEA舱内噪声计算玻璃参数

 

 

3仿真结果和分析

图4为车舱内部1/3倍频A计权声压级曲线，包括总声压级曲线、以及经过侧窗和前风挡传递到舱内的声压级曲线。从图中可以看出，舱内噪声总声压级以左侧窗的贡献值为主。

 

 

图4.原状态仿真舱内声压级曲线图

 

图5为原车dB着色车外流场涡心图，从图中可知声源的位置和强度，主要声源包括后视镜尾涡、落水槽尾涡、雨刮尾涡和A柱脱落涡。

 

图6为这些声源在侧窗和前风挡上dB云图，侧窗湍流载荷源于后视镜三角台阶尾涡、后视镜支架尾涡和A柱尾涡（图6a）。侧窗辐射声波载荷源于后视镜三角台阶尾涡、后视镜支架尾涡(图6b)。雨刮和落水槽引起的湍流压力脉动作用在前风挡上（图6c），落水槽尾涡撞击在A柱上，在前风挡上产生辐射声波（图6d）。

 

 

图5原车dB着色车外流场涡心图

 

 

图6.侧窗和前风挡玻璃dB云图

 

4气动噪声优化方案

对原车风噪仿真结果分析，从声源和声传播两个方面进行改型，即（1）降低声源，减小压力脉动，提高流动贴体性；（2）使声源远离声传播的衰减较弱部件（如侧风窗玻璃）。提出了2个改型方案，改型一对后视镜做了优化，改型二在改型一基础上对雨刮做了隐藏，如图7。

 

 

图7.原状态与改型状态对比图

 

5改型仿真与试验对比分析

5.1改型仿真结果对比与分析

改型一对后视镜支架和本体做了贴体性设计，支架减薄下移等。结果如图8a和b，对比图6a和b可知，湍流载荷和声波载荷在强度上和分布区域上均有减小。改型二避免雨刮对来流的阻挡，使落水槽附近流动更平顺，减少落水槽分流对后视镜区域的作用，降低侧窗玻璃的声压级，如图8c和d。

 

 

图8改型车型仿真结果

 

5.2试验说明

采用路试的方式验证，测试仪器为西门子LMS数据采集系统，在驾驶员头部附近布置麦克风，如图9。

 

 

 

 

图9.路试测试相关图

 

5.3试验与仿真对比分析

图10为原车型和改型，驾驶员头部区域声压级曲线的路试和仿真对比。从图中可知：

（1）在整体趋势上，各数据结果是一致的，路试低频段出现起伏，是干扰噪声源的影响。

 

（2）从仿真声压级曲线可知，与原车对比改型一全频段都有改进，中高频段改进量大于1dB(A)，部分频段高达3~4dB(A)。改型二改进更大，部分频段达到5.6dB(A)。总声压级比较，改型一降噪值为1.5dB(A)，改型二降噪为1.8dB(A)，风噪性能改进明显。

 

（3）从路试结果可知，低频段声压级没有改进，这是因为路试时存在发动机噪声等干扰噪声，这些干扰噪声主要分布在中低频段，且其强度远高于风噪，测试设备记录声压级为干扰噪声源，风噪改型效果在中低频段无法体现。在高频段有较大的改善，部分高频段改型一相对于原状态有3.99dB(A)的改进，改型二有5.1dB(A)的改进。总声压级分别降低0.2dB(A)和0.7dB(A)。

 

（4）125~2500Hz频段，三种工况下试验得到的声压级明显高于数值模拟，偏差在8~14dB(A)之间，这个频段路试声压级主要来自于发动机噪声等干扰声源。

 

（5）2500~6300Hz频段干扰源较少，试验与模拟的偏差在5dB(A)以内。试验结果高于仿真结果，其可能的原因有（a）密封问题：数值仿真为完全密封下的结果，路试实车存在着密封不良导致的声泄露，提高舱内声压级；（b）工况不同：数值仿真是“车不动，空气流过”，路试时，外部风环境不稳定，无法精确定速巡航，车行颠簸等使压力脉动偏大，提高了声压级；（c）发动机噪声等干扰源在高频段还是有较小的影响；（d）路试侧窗玻璃厚度小于仿真的玻璃厚度所致。路试声压级曲线显示，其吻合频率在4600Hz左右，而数值模拟得到的声压级曲线显示，吻合频率在4000Hz左右，说明路试车侧风窗玻璃的厚度可能小于数值模拟的玻璃厚度，玻璃较薄，其隔音效果较差，引起声压级较高。

 

（6）对6300Hz以上频段，在工程上关注较少，不做过多讨论。

 

图10.仿真与路试测试声压级曲线对比图

 

6结论

采用数值模拟对原车进行风噪仿真，在分析流场和声场结果基础上，以降低舱内噪声为目标，从声源降低和传递路径控制两个方面出发，提出两个改型方案，并对改型方案进行数值研究和路试研究，可得到结论如下：

 

（1）仿真和试验结果基本一致，在高频段偏差较小，说明仿真结果是有效的。

 

（2）从仿真结果可知，改型一后视镜优化的总声压级降噪达到1.5dB(A)，改型二在改型一基础上隐藏雨刮，总声压级降噪达到1.8dB(A)。从路试看，中低频段干扰噪声源影响较大，改型一降噪0.2dB(A)，改型二降噪0.7dB(A)。总体上降噪明显，说明改型方案是可行的。

 

（4）数值结果显示，部分高频段降噪最大达到5.6dB(A)。路试结果显示高频段舱内降噪最大达到5.1dB(A)，有效减低了风噪。

 

（5）采用CFD/SEA进行整车风噪仿真技术手段是可行的，改型方案从风噪机理出发降低舱内噪声的方法是有效的。

 

资料来源：达索官方