汽车侧窗风振噪声分析与改进

2018-08-23袁侠义汤柱良陈志夫王超逸

客车技术与研究 2018年4期

文琪，袁侠义，汤柱良，陈志夫，王超逸，陈林

(广州汽车集团股份有限公司汽车工程研究院，广州 511434)

高速下侧窗开启产生的低频高强度风振噪声，会严重影响乘客的乘坐舒适性，同时过大的车厢内部噪声极易分散驾驶员注意力，极易发生交通事故。因此在汽车研发设计阶段，考虑汽车侧窗风振噪声的影响具有重要意义［1］。

目前，国内外学者对风振噪声的仿真方法以及抑制措施进行了大量的研究［2－12］，而对侧窗不同开启方式对风振特性影响的研究比较匮乏。因此，本文结合实车道路试验与仿真分析，讨论不同侧窗开启组合对驾驶员耳旁声压级的不同影响以及风振噪声产生机理，并提出降低风振噪声的方法。

1 实车道路试验

1.1 试验设备及方案

为了探究汽车在不同侧窗开启组合下的风振噪声特性，在自然风很小的情况下对某三厢乘用车进行道路试验。试验设备为:Test．Lab测试系统(比利时LMS公司)，1/4英寸4136型电容式传声器(丹麦B＆K公司)与前置B＆K2609型放大器。在驾驶员左耳和右耳各布置一个传声器，最高测试频率为1 024 Hz，采集频率间隔0.4 Hz。如图1所示。

图1 数据采集前端和传声器布置

侧窗全开的情况下有15种不同组合方式，考虑侧窗组合的对称性，最终确定了最为典型的9种组合作为本文的研究工况，并进行如下的编号:工况1为开左前窗;工况2为开左后窗;工况3为开左前窗、右前窗;工况4为开左前窗、左后窗;工况5为开右前窗、左后窗;工况6为开左后窗、右后窗;工况7为4窗全开;工况8为开左、右前窗及右后窗;工况9为开左前窗及左、右后窗。

测试车速为90～120 km/h，间隔10 km/h为一测试车速。为了减小试验误差，每个工况采集5组数据，取平均值。本文选取车速100 km/h的工况进行研究，所有工况的噪声采用不计权方式来衡量。

1.2 试验结果分析

从表1可以看出，在驾驶员左耳旁处，工况2的风振噪声最大，工况4的最小，两者相差24.4 dB。单开后窗比单开前窗大约高出14 dB，2个侧窗组合开启时，工况6比其他3个工况风振噪声都要高，可见多侧窗开启较侧窗单开风振噪声有较大改善，后窗单开风振最为明显，合理的开窗组合，也是驾驶员行车过程中降低风振噪声时需要考虑的重要因素。

表1 实车试验测试结果

2 计算模型及方法

2.1 大涡模拟控制方程

通过对Navier－Stokes方程进行物理空间过滤，最终确定了流体大涡控制方程［9］:

控制方程采用涡旋黏性亚格子模型［9］:

式中:μt为亚格子湍流黏性系数;δij为克罗内克系数是求解尺度下的应力变化张量分量。

2.2 计算域及网格划分

图2为车辆的几何与内饰网格模型，几何模型长约4 700 mm，宽约1 740 mm，高约1 470 mm，在保证仿真精度的条件下，省略了如门把手等较小附件。由于考虑的是侧窗开启的情况，因此保留了内饰模型及驾驶员和乘客模型。

图2 车辆的几何模型和内饰网格模型

计算域为长约11倍车长，宽约5倍车宽，高约4倍车高，入口距车头3倍车长，出口距车尾7倍车长。计算域选用四面体网格，考虑流体运动产生的附面层效应，在车身外表面生成质量精细的棱柱网格。最终体网格如图3所示。

图3 计算域网格纵向截面图

2.3 数值仿真设置

数值仿真计算采用ANSYS Fluent软件。计算所用的边界条件如下:

入口:速度入口100 km/h;出口:压力出口一个标准大气压;侧面及顶部:滑移壁面;地板:Moving Wall 100 km/h;车身:无滑移壁面。

本文采用k－ε湍流模型进行稳态计算求解，迭代1 000次。瞬态计算选择大涡模拟，选取驾驶员耳旁作为监测点。为了跟试验对比，本次分析噪声最高频率为2 500 Hz，采样时间为0.2 s，计算的最高频率决定计算的时间步长，因而时间步长取0.000 2 s，计算1 000步，每时间步迭代20次。为了计算结果更准确，计算0.1 s流场稳定后开始进行测点采样。

3 仿真验证与结果分析

3.1 仿真方法验证

为了验证仿真方法的准确性，选取工况1驾驶员左耳处的试验结果和仿真结果进行对比。

从图4可以看出，试验与仿真的频谱曲线在低频段走势基本一致，2条曲线第一个波峰分别对应的实车试验的风振频率为15.6 Hz、声压级为127.81 dB，仿真计算的风振频率为16.72 Hz、声压级为123.5 dB。可以认为，仿真结果和试验数据吻合较好，仿真计算方法是可信的。图4中不同波峰代表不同阶次模态，第一个峰值能量很大，是风振的主要贡献量。

图4 监测点声压频谱对比

造成误差的原因主要是:数值仿真与道路试验的真实情况存在差异，湍流模型等不能百分之百贴近实际情况;实车试验过程中存在干扰噪声，比如发动机、轮胎等的机械噪声，使试验结果较仿真结果偏大。

车速为100 km/h时的9个工况的仿真结果见表2，侧窗开启的方式不同，风振噪声的峰值也不同。

表2 风振噪声共振频率及声压级

由表2可知，在驾驶员左右耳旁处，仿真结果的分布趋势与道路试验结果基本吻合，再次证明了仿真方法的准确性。

3.2 侧窗风振噪声形成机理

风振是一种和姆赫兹共振现象。当侧窗气流流经侧窗后边沿产生周期性的涡旋与车身声腔周期相接近时会产生共振，从而引起风振。选取工况2的一段时间的静压云图变化来解释侧窗风振噪声的机理。图5为风振噪声一个周期T中4个时刻的压力云图。

图5 驾驶员耳旁Z横截面不同时刻的静压云图

在T/8时刻，汽车B柱后缘位置产生了一个中心低压的涡旋，2T/8时刻涡旋开始裂变为2个涡旋，并开始向前运动，车厢内部压力升高;3T/8时刻涡旋持续向前运动，此刻车厢内部持续升高达到顶峰，4T/8时前移的涡旋开始脱落，车厢内部压力开始出现下降，5T/8时后部涡旋由于碰撞C柱，一分为二，形成两个涡核，6T/8时涡旋再次脱落，车厢内部压力达到最低谷，7T/8时刻在B柱位置再次出现新的涡旋，车厢内涡旋持续脱落;T时全部涡旋耗散完全，流场重新进入下一个周期的开始状态，下一个周期再次形成。

3.3 最大风振噪声特性分析

研究表明，后窗开启是风振噪声的主要来源，本文的研究结果也表明，单开后窗有最大风振噪声。

通过对比工况1和工况2来分析最大风振噪声特性。图6分别为工况1和工况2的监测点位置Z截面的压力云图。对比两图可以发现:左前窗开启的涡旋较左后窗开启时涡旋更为复杂，开启左前窗时涡旋尺度小并且数量较大;开启左后窗时，后窗部位的涡旋主要是数量较少的大尺度的涡旋。由表2可知，工况2的风振噪声声压级比工况1高了14.2 dB。

为了更清楚地观察左窗位置的气流运动强弱情况，用图7分别反映工况1和工况2气流湍流运动强弱。不难发现:前窗开启时，侧窗区域的湍化程度出现了外强内弱的情况;相反，后窗开启时，侧窗区域湍化程度则是外弱内强。

图6 左窗区域瞬态压力云图

由文献［13］可知:湍流运动中小尺度涡旋通常是在涡团运动中转化为内能耗散，影响涡团能量等物理量输送的主要是大尺度涡旋。所以，后侧窗开启时，所产生数量较少的大尺度涡旋在涡团运动过程中侵入车厢内部，引起车厢内部较大的压力波动，从而风振噪声更为突出。

图7 监测截面湍流动能云图

3.4 风振“通风效应”

由表2可知，工况4的风振噪声声压级比工况1低了10 dB，说明开双侧窗比开单侧窗的车内风振现象有明显改善。

根据声腔声共振理论，外部流体能量经由空气媒介传入车厢内部，产生有规律的压力脉动。在这种“弹簧”现象中，开口区域是决定空气压缩膨胀程度的关键。将图7中工况1与图8对比可以发现:工况4外侧气流湍流更加复杂，湍化程度更加明显。一侧同时开两窗时，后窗进入的气流从前窗导出，有效地降低了“弹簧”作用，加剧了开窗区域的湍化程度，形成了更多的小尺度涡旋，大部分能量通过这些小涡旋耗散为内能，进而减弱涡团运动侵入车厢内部引起的压力脉动，最终大大改善车内风振噪声。