汽车侧窗风振噪声特性研究

2021-01-05胡兴军张扬辉郭鹏孙兴智兰巍桑涛王靖宇

华南理工大学学报（自然科学版） 2020年11期

胡兴军张扬辉郭鹏孙兴智兰巍桑涛王靖宇

(吉林大学汽车仿真与控制国家重点实验室，吉林长春 130025)

随着电池技术和智能网联技术的发展，目前电动汽车已成为发展趋势[1]，风噪问题将变得更加突出。汽车以一定的速度行驶并且打开风窗时，车内会产生低频(<20 Hz)、高强度(>100 dB)的风振噪声。虽然风振噪声的频率小于人耳可听阈范围(20～20 000 Hz)，但是非常容易导致驾驶疲劳，危害车辆的行驶安全[2]。

前人研究结果表明，风振噪声的诱发机理可解释为两个方面[3- 5]：1)反馈机理：剪切层不稳定性在空腔前缘诱发涡脱落，涡旋向下游运动至空腔后缘撞击破碎，产生压力波并向上游传播干扰前缘剪切层，诱发新一轮的涡脱落；2)共振机理：当空腔固有频率与开口处涡旋脱落频率相近时，腔内会发生Helmholtz共振，腔内压力脉动剧烈并产生强烈的风振噪声。

国外学者对风振噪声的研究开始较早。1966年，Aspinall[6]首次实现10Hz以下噪声信号频率的测量，使得在实验中捕捉风振噪声成为可能。1981年，Nelson等[7]通过实验从流体能量与动量交换的角度对空腔共振机理进行了阐述。2004～2007年，An等[8- 11]对侧窗和天窗风振噪声的影响因素进行了详细的研究，并通过在后窗添加被动控制装置及在天窗添加立柱的方式取得了良好的降噪效果。

国内对相关问题的探索开始较晚。2007年，谷正气等[12]对风振噪声的产生机理及控制策略进行过详细的阐述与总结。2012年，汪怡平等[13]研究了某轿车车速、车内体积、侧窗开启位置及数目对侧窗风振噪声的影响规律。2016年，罗泽敏等[14]分析了不同侧风速度、角度对侧窗风振噪声的影响。2018年，郭承奇[15]采用后窗主动射流技术降低后窗风振噪声。

汽车在不同工况下行驶时，侧窗附近的流动状态及风振噪声特性都会不尽相同。文中基于CFD软件STAR-CCM+，采用大涡模拟(LES)方法，对汽车侧窗风振噪声特性进行研究，并探究在90 km/h下侧窗不同组合开启方式、侧风以及车内乘员数量对侧窗风振噪声特性的影响。

1 数值模拟方法

1.1 大涡模拟

大涡模拟可直接数值求解大尺度涡，而对小尺度的湍流脉动则建立亚格子尺度模型求解[5]，是介于直接数值模拟与雷诺平均之间的一种湍流数值模拟方法[16- 17]。风振噪声是一种瞬态的流动现象，同时包含由小尺度涡产生的宽频噪声与大尺度涡产生的低频离散噪声。在风振噪声的研究中主要关注低频离散噪声，因频率低，声压级较高，因此流场中的大尺度涡只要能被准确捕捉便能模拟出风振现象[18]。文中采用大涡模拟方法进行风振噪声的仿真研究。

目前应用比较广泛的亚格子尺度模型包括SLM(Smagorinsky-Lilly Model)，DSLM(Dynamic Smagorinsky-Lilly Model)，WALEM(Wall-Adapting Local Eddy-Viscosity Model)，RNGM(RNG-Based Subgrid-Scale Model)等。其中DSLM针对SLM的缺点加以改进，把到壁面的距离考虑在内，可获得Smagorinsky系数的动态解，使计算结果更符合真实流动情况[19]。因此文中采用DSLM亚格子尺度模型进行求解。

1.2 计算气动声学法

计算气动声学法可分为声类比法和直接噪声计算法。声类比法可通过求解不可压缩瞬态N-S方程获得声源信息，再利用声类比方程计算声场，适合于远场辐射噪声计算，求解易收敛且监测点可设置在计算域外部，但由于声学模型的引入会造成一定误差。直接噪声计算法通过求解瞬态N-S方程计算出声音的产生与传播过程，噪声源与接收器均在计算域内，只需记录监测点的压力脉动，就可以直接获取噪声数据，无需再引入其他的声学模型，计算精度高，适合近场噪声计算。文中运用直接噪声计算法准确求解汽车风振噪声。

N-S方程表述如下：

(1)

式中：ρ为所取控制体的密度；u为x方向速度分量；t为时间；p为压力；μ为流体动力粘度；S为i方向的动量广义源项；λ表示导热系数；cp表示比热容；ST表示能量广义源项；下标i，j=1，2，3。

声压级可表示为

(2)

式中：p′为脉动压力；p0为参考压力值，取2×10-5Pa。

2 汽车侧窗风振特性研究

2.1 几何模型建立

文中所采用的实车模型如图1所示。为了准确模拟汽车开侧窗时的风振噪声，保留了仪表板、座椅、后视镜等内外饰的基本结构，并在车内放置4个假人模型。同时为减少网格数量、提升计算效率，将对仿真结果影响不大的部位，如前进气格栅、前大灯、雨刮器、车轮、门把手、底盘等进行了简化处理。对实车单开左后侧窗的情况进行模拟。实车模型长度L为4 425 mm，宽度W为1 640 mm，高度H为1 400 mm。

(a)视图1

(b)视图2

2.2 计算域建立与网格划分

模型计算域长11L，宽7W，高5H。其中计算域入口距离模型前端3L，计算域出口距离汽车后端7L，如图2所示。计算域的阻塞比为2.3%，满足计算要求。

图2 计算域模型

采用贴体性较好的三角形网格进行模型表面网格划分。汽车外表面基本网格尺寸为20 mm，假人及内饰基本面网格尺寸为10 mm，A柱、后视镜区域的面网格尺寸为2 mm，开口区域及侧窗玻璃面网格尺寸为4 mm。对关键流动区域体网格进行加密，加密区设置及尺寸如图3所示。汽车表面拉伸三棱柱边界层网格，首层边界层高0.05 mm，共10层，边界层总厚度1.3 mm。最终文中计算模型划分的体网格总数为3.6×107左右。

图3 网格加密区

2.3 边界条件及求解设置

文中在瞬态仿真计算之前首先采用Realizableκ-ε湍流模型进行稳态计算，一方面为瞬态流场提供初始值，提高仿真结果的准确性，另一方面提高计算的收敛性。求解器设置如表1所示，边界条件设置如表2所示。

表1 求解器设置

表2 边界条件设置

文中选取实车模型计算时间步长Δt=0.002 s，总求解时间T=3 s，并取后2 s作为采样时间。

2.4 数值方法验证

将不同速度下左后乘员左耳监测点处仿真所得声压级和频率与本课题合作企业提供风洞实验数据进行对比，如表3所示，仿真与实验值误差控制在5%左右，验证了仿真方法的准确性。

表3 实验值与仿真值对比

2.5 仿真结果分析

2.5.1 风振噪声频谱分析

由图4可知，随着速度增加，车内风振噪声声压级逐渐升高，乘员舱内压力脉动越大，气体压缩与膨胀越剧烈，风振噪声水平越高。同时，随着速度增加，风振频率上升的幅度越来越小，即对速度越来越不敏感。

图4 不同速度左后乘员左耳监测点声压级与频率

2.5.2 流场特性分析

由图5可得，当t=0时刻，运动至C柱前缘的低压漩涡破碎，B柱后缘刚刚生成新的漩涡，此时车内压力最低。在t=T/5至t=2T/5时刻，后窗前缘新生成的漩涡向下游运动，撞击后缘的漩涡逐渐耗散，车外高压逐渐侵入车内，车内压力升高。t=3T/5时，车内压力达到最高。在t=4T/5时刻，漩涡开始接触到C柱，撞击后的低压涡开始破碎，低压侵入到车内使车内压力降低。直到t=T时刻车内压力达到最低，C柱处的漩涡完全破碎耗散。至此一个周期结束，新的周期开始。

图5 90 km/h时一个周期的压力云图

结合图6与图7可知，空腔开口处存在明显的漩涡产生、脱落、发展、破碎的过程，且漩涡的运动受剪切层的振荡影响。剪切层前1/3部分振荡比较平缓，而后2/3部分振荡非常剧烈，伴随着强烈的气流溢出、侵入车内的现象。由整车速度矢量图可以看出，正是由于开口后缘处剪切层没有封闭，因此车内的气流方向是经后窗后缘进入车内，分别经过后排乘员后方、车内右后窗、前排驾驶员，然后绕至开口前缘附近，形成一个气流循环。

图6 90 km/h时t=0时刻速度矢量图

图7 90 km/h时一个周期速度矢量图

3 不同工况下侧窗风振噪声特性

3.1 侧窗不同开度

定义侧窗开度为沿B柱开启距离占B柱总高度的比例，如图8所示。文中选取的单开左后侧窗的开度为1/5、2/5、3/5、4/5、全开，如图9所示。

图8 侧窗开度

(a)开度1/5 (b)开度2/5 (c)开度3/5

(d)开度4/5

(e)全开

由图10可知，当侧窗开度为1/5时，风振噪声声压级最低。当侧窗开度为2/5至全开时，风振噪声声压级均比较高。侧窗开度对风振噪声频率影响不大，5种开度下风振频率为15 Hz或16 Hz。

如图11所示，当侧窗开度较小时，开口处自由剪切层的振荡比较平缓，腔内外没有出现强烈的气体交换过程，车外气流对车内流场影响比较小，车内流场比较稳定。而随着侧窗开度增大，开口处自由剪切层的振荡比较剧烈，漩涡具有较大的能量，侧窗开口后缘处存在明显的气流交换现象，车外气流对车内流场产生严重干扰，车内产生强烈的压力脉动，从而提升风振噪声水平。

(a)开1/5 (b)开2/5 (c)开3/5

(d)开4/5 (e)全开

图11 不同侧窗开度下t=0时刻速度矢量图

湍动能表示流场中湍流脉动能量的大小及分布，可在一定程度上表示流场中声源的分布及强弱。由图12可知，侧窗开度为1/5比其他开度下开口的湍动能值小，说明该工况下侧窗开口处的噪声源强度均小于其他开度，且分布范围较小。

(a)开1/5 (b)开2/5 (c)开3/5

(d)开4/5 (e)全开

图12 不同侧窗开度下的湍动能云图

3.2 侧窗组合开启方式

在实际行驶过程中，侧窗会有不同的开启方式。因此，本节研究侧窗组合开启工况下的汽车风振噪声特性，考虑到模型的对称性，将相同的工况省略，对5种侧窗组合开启方式进行仿真计算，如表4所示。

由图13可知，在不同侧窗组合开启情况下，风振频率虽有不同，但数值相差不大，均在17～19 Hz之间。风振声压级相差较大，在不同侧窗组合开启的工况中，同时开启左后与右后侧窗时风振

表4 侧窗不同组合开启方式

噪声水平最高，为128.4 dB。当有左前侧窗开启时，风振噪声声压级相比只开后侧窗时下降幅度较大，可达15 dB以上，同时开启左前与右前侧窗时已无周期性压力脉动。当同时开启3个侧窗时，车内风振噪声水平最低。

图13 不同开启工况左后乘员左耳监测点声压级与频率

由图14可知，当同时开启左后与右后侧窗时，开口剪切层振荡剧烈，侧窗后缘区域伴随有周期性的气流内外交换现象，车外的气流经侧窗后缘流入乘员舱后部，在后排两位乘客之间形成一个很大的回流区，前排乘员附近气流流动较为平缓。当有前侧窗与后侧窗同时开启时，前侧窗剪切层伴随着强烈的气流溢出现象，由于气流的导出效应会降低车内风振噪声水平。当同时开启左前与右前侧窗时，前方来流经两侧开启的前车窗流入车内，汇聚在前排乘员中后方。

3.3 侧风对风振噪声的影响

文中采用的模拟侧风的方法为橫摆模型法，通过将仿真模型旋转从而与来流方向形成一定的角度，实现模型橫摆角大小的变化，橫摆模型法示意图如图15所示，其中β即为模型橫摆角。规定整车模型逆时针旋转为正，文中选取汽车橫摆角度为-10°、-5°、+5°、+10°且单开左后侧窗时进行仿真分析。当橫摆角为负值时，开窗一侧为迎风侧，当橫摆角为正值时，开窗一侧为背风侧。

(a)左后右后 (b)左前右后

(c)左前右前 (d)左前左后

(e)左前左后右后

图14 不同开启工况t=0时刻速度矢量图

图15 橫摆模型法示意图

由图16可知，当橫摆角从-10°到0°时，监测点处风振噪声声压级逐渐增加。当橫摆角从0°到10°时，监测点处风振噪声声压级逐渐减小，而风振频率都保持不变。

图16 不同侧风角度左后乘员左耳监测点声压级与频率

由图17可知，当橫摆角为负值及无橫摆角时，剪切层振荡伴随着侧窗后缘气流内外交换，导致剪切层时而开放、时而封闭。当橫摆角为正值时，漩涡在向下游运动的过程中偏离侧窗区域，不能直接撞击到侧窗后缘，有利于减弱腔内的声反馈机制。

(a)-10° (b)-5° (c)0°

(d)+5° (e)+10°

图17 不同侧风角度下t=0时刻速度矢量图

由图18可知，当模型橫摆角从-5°增加到+5°时，起源于A柱并沿车辆向后移动的旋涡尺度越来越大，在0°橫摆角时侧窗开口处有较大尺度旋涡运动，-5°时漩涡尺寸有所减小，在+5°时涡结构尺寸与数量均明显降低。由上文计算结果可知，模型在正橫摆角下具有更低的风振噪声声压级，这是由于在该种情况下，更大尺度的车顶螺旋涡结构导致对汽车侧面中部分离再附着流动区域更大的干扰，减小了有效开口面积，抑制了侧窗开口区域漩涡的运动与发展，从而使得车内风振噪声水平降低。

(a)+5° (b)-5°

图18 后侧窗Lambda 2等值面云图

3.4 乘员数量对风振噪声的影响

空腔体积大小及形状会影响风振噪声特性，因此文中通过改变乘员舱内乘客数量来改变舱内空腔体积及形状，进而研究对舱内流场及风振噪声水平的影响。选取的乘员数量为1、2、3、4，分布如图19所示。整车模型单独开启左后侧窗。

图19 乘员舱乘客分布

由图20可知，随着乘员数量不断增加，风振频率均为16 Hz，即频率对乘员数量不敏感，但风振声压级先是呈现减小的趋势，而在乘员数量为4时声压级上升，此时车内声压级达到最大。在乘员数量为1～4的情况下，车内最高风振声压级与最低值相差仅为1.33 dB，所以乘员数量对于整车风振噪声水平的影响有限。

图20 不同乘员数量驾驶员左耳处声压级与频率

由图21可以看出，两种情况下侧窗开口区域的剪切层振荡均非常剧烈，中后部区域出现了腔内外气流交换现象。由于乘员为1人，比4人时的乘员数量减少，乘员对车内气流流动的阻碍也会减小，因此相对于乘员数量为4人的情况，1人时车内的气流流动停滞区会较小一些，由此造成的负压区域也会减少，有利于降低车内压力脉动幅值。