胡興軍 張揚(yáng)輝 郭鵬 孫興智 蘭巍 桑濤 王靖宇

(吉林大學(xué) 汽車仿真與控制國家重點(diǎn)實(shí)驗室，吉林 長春 130025)

隨著電池技術(shù)和智能網(wǎng)聯(lián)技術(shù)的發(fā)展，目前電動汽車已成為發(fā)展趨勢[1]，風(fēng)噪問題將變得更加突出。汽車以一定的速度行駛并且打開風(fēng)窗時，車內(nèi)會產(chǎn)生低頻(<20 Hz)、高強(qiáng)度(>100 dB)的風(fēng)振噪聲。雖然風(fēng)振噪聲的頻率小于人耳可聽閾范圍(20～20 000 Hz)，但是非常容易導(dǎo)致駕駛疲勞，危害車輛的行駛安全[2]。

前人研究結(jié)果表明，風(fēng)振噪聲的誘發(fā)機(jī)理可解釋為兩個方面[3- 5]：1)反饋機(jī)理：剪切層不穩(wěn)定性在空腔前緣誘發(fā)渦脫落，渦旋向下游運(yùn)動至空腔后緣撞擊破碎，產(chǎn)生壓力波并向上游傳播干擾前緣剪切層，誘發(fā)新一輪的渦脫落；2)共振機(jī)理：當(dāng)空腔固有頻率與開口處渦旋脫落頻率相近時，腔內(nèi)會發(fā)生Helmholtz共振，腔內(nèi)壓力脈動劇烈并產(chǎn)生強(qiáng)烈的風(fēng)振噪聲。

國外學(xué)者對風(fēng)振噪聲的研究開始較早。1966年，Aspinall[6]首次實(shí)現(xiàn)10Hz以下噪聲信號頻率的測量，使得在實(shí)驗中捕捉風(fēng)振噪聲成為可能。1981年，Nelson等[7]通過實(shí)驗從流體能量與動量交換的角度對空腔共振機(jī)理進(jìn)行了闡述。2004～2007年，An等[8- 11]對側(cè)窗和天窗風(fēng)振噪聲的影響因素進(jìn)行了詳細(xì)的研究，并通過在后窗添加被動控制裝置及在天窗添加立柱的方式取得了良好的降噪效果。

國內(nèi)對相關(guān)問題的探索開始較晚。2007年，谷正氣等[12]對風(fēng)振噪聲的產(chǎn)生機(jī)理及控制策略進(jìn)行過詳細(xì)的闡述與總結(jié)。2012年，汪怡平等[13]研究了某轎車車速、車內(nèi)體積、側(cè)窗開啟位置及數(shù)目對側(cè)窗風(fēng)振噪聲的影響規(guī)律。2016年，羅澤敏等[14]分析了不同側(cè)風(fēng)速度、角度對側(cè)窗風(fēng)振噪聲的影響。2018年，郭承奇[15]采用后窗主動射流技術(shù)降低后窗風(fēng)振噪聲。

汽車在不同工況下行駛時，側(cè)窗附近的流動狀態(tài)及風(fēng)振噪聲特性都會不盡相同。文中基于CFD軟件STAR-CCM+，采用大渦模擬(LES)方法，對汽車側(cè)窗風(fēng)振噪聲特性進(jìn)行研究，并探究在90 km/h下側(cè)窗不同組合開啟方式、側(cè)風(fēng)以及車內(nèi)乘員數(shù)量對側(cè)窗風(fēng)振噪聲特性的影響。

1 數(shù)值模擬方法

1.1 大渦模擬

大渦模擬可直接數(shù)值求解大尺度渦，而對小尺度的湍流脈動則建立亞格子尺度模型求解[5]，是介于直接數(shù)值模擬與雷諾平均之間的一種湍流數(shù)值模擬方法[16- 17]。風(fēng)振噪聲是一種瞬態(tài)的流動現(xiàn)象，同時包含由小尺度渦產(chǎn)生的寬頻噪聲與大尺度渦產(chǎn)生的低頻離散噪聲。在風(fēng)振噪聲的研究中主要關(guān)注低頻離散噪聲，因頻率低，聲壓級較高，因此流場中的大尺度渦只要能被準(zhǔn)確捕捉便能模擬出風(fēng)振現(xiàn)象[18]。文中采用大渦模擬方法進(jìn)行風(fēng)振噪聲的仿真研究。

目前應(yīng)用比較廣泛的亞格子尺度模型包括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針對SLM的缺點(diǎn)加以改進(jìn)，把到壁面的距離考慮在內(nèi)，可獲得Smagorinsky系數(shù)的動態(tài)解，使計算結(jié)果更符合真實(shí)流動情況[19]。因此文中采用DSLM亞格子尺度模型進(jìn)行求解。

1.2 計算氣動聲學(xué)法

計算氣動聲學(xué)法可分為聲類比法和直接噪聲計算法。聲類比法可通過求解不可壓縮瞬態(tài)N-S方程獲得聲源信息，再利用聲類比方程計算聲場，適合于遠(yuǎn)場輻射噪聲計算，求解易收斂且監(jiān)測點(diǎn)可設(shè)置在計算域外部，但由于聲學(xué)模型的引入會造成一定誤差。直接噪聲計算法通過求解瞬態(tài)N-S方程計算出聲音的產(chǎn)生與傳播過程，噪聲源與接收器均在計算域內(nèi)，只需記錄監(jiān)測點(diǎn)的壓力脈動，就可以直接獲取噪聲數(shù)據(jù)，無需再引入其他的聲學(xué)模型，計算精度高，適合近場噪聲計算。文中運(yùn)用直接噪聲計算法準(zhǔn)確求解汽車風(fēng)振噪聲。

N-S方程表述如下：

(1)

式中：ρ為所取控制體的密度；u為x方向速度分量；t為時間；p為壓力；μ為流體動力粘度；S為i方向的動量廣義源項；λ表示導(dǎo)熱系數(shù)；cp表示比熱容；ST表示能量廣義源項；下標(biāo)i，j=1，2，3。

聲壓級可表示為

(2)

式中：p′為脈動壓力；p0為參考壓力值，取2×10-5Pa。

2 汽車側(cè)窗風(fēng)振特性研究

2.1 幾何模型建立

文中所采用的實(shí)車模型如圖1所示。為了準(zhǔn)確模擬汽車開側(cè)窗時的風(fēng)振噪聲，保留了儀表板、座椅、后視鏡等內(nèi)外飾的基本結(jié)構(gòu)，并在車內(nèi)放置4個假人模型。同時為減少網(wǎng)格數(shù)量、提升計算效率，將對仿真結(jié)果影響不大的部位，如前進(jìn)氣格柵、前大燈、雨刮器、車輪、門把手、底盤等進(jìn)行了簡化處理。對實(shí)車單開左后側(cè)窗的情況進(jìn)行模擬。實(shí)車模型長度L為4 425 mm，寬度W為1 640 mm，高度H為1 400 mm。

(a)視圖1

(b)視圖2

2.2 計算域建立與網(wǎng)格劃分

模型計算域長11L，寬7W，高5H。其中計算域入口距離模型前端3L，計算域出口距離汽車后端7L，如圖2所示。計算域的阻塞比為2.3%，滿足計算要求。

圖2 計算域模型

采用貼體性較好的三角形網(wǎng)格進(jìn)行模型表面網(wǎng)格劃分。汽車外表面基本網(wǎng)格尺寸為20 mm，假人及內(nèi)飾基本面網(wǎng)格尺寸為10 mm，A柱、后視鏡區(qū)域的面網(wǎng)格尺寸為2 mm，開口區(qū)域及側(cè)窗玻璃面網(wǎng)格尺寸為4 mm。對關(guān)鍵流動區(qū)域體網(wǎng)格進(jìn)行加密，加密區(qū)設(shè)置及尺寸如圖3所示。汽車表面拉伸三棱柱邊界層網(wǎng)格，首層邊界層高0.05 mm，共10層，邊界層總厚度1.3 mm。最終文中計算模型劃分的體網(wǎng)格總數(shù)為3.6×107左右。

圖3 網(wǎng)格加密區(qū)

2.3 邊界條件及求解設(shè)置

文中在瞬態(tài)仿真計算之前首先采用Realizableκ-ε湍流模型進(jìn)行穩(wěn)態(tài)計算，一方面為瞬態(tài)流場提供初始值，提高仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性，另一方面提高計算的收斂性。求解器設(shè)置如表1所示，邊界條件設(shè)置如表2所示。

表1 求解器設(shè)置

表2 邊界條件設(shè)置

文中選取實(shí)車模型計算時間步長Δt=0.002 s，總求解時間T=3 s，并取后2 s作為采樣時間。

2.4 數(shù)值方法驗證

將不同速度下左后乘員左耳監(jiān)測點(diǎn)處仿真所得聲壓級和頻率與本課題合作企業(yè)提供風(fēng)洞實(shí)驗數(shù)據(jù)進(jìn)行對比，如表3所示，仿真與實(shí)驗值誤差控制在5%左右，驗證了仿真方法的準(zhǔn)確性。

表3 實(shí)驗值與仿真值對比

2.5 仿真結(jié)果分析

2.5.1 風(fēng)振噪聲頻譜分析

由圖4可知，隨著速度增加，車內(nèi)風(fēng)振噪聲聲壓級逐漸升高，乘員艙內(nèi)壓力脈動越大，氣體壓縮與膨脹越劇烈，風(fēng)振噪聲水平越高。同時，隨著速度增加，風(fēng)振頻率上升的幅度越來越小，即對速度越來越不敏感。

圖4 不同速度左后乘員左耳監(jiān)測點(diǎn)聲壓級與頻率

2.5.2 流場特性分析

由圖5可得，當(dāng)t=0時刻，運(yùn)動至C柱前緣的低壓漩渦破碎，B柱后緣剛剛生成新的漩渦，此時車內(nèi)壓力最低。在t=T/5至t=2T/5時刻，后窗前緣新生成的漩渦向下游運(yùn)動，撞擊后緣的漩渦逐漸耗散，車外高壓逐漸侵入車內(nèi)，車內(nèi)壓力升高。t=3T/5時，車內(nèi)壓力達(dá)到最高。在t=4T/5時刻，漩渦開始接觸到C柱，撞擊后的低壓渦開始破碎，低壓侵入到車內(nèi)使車內(nèi)壓力降低。直到t=T時刻車內(nèi)壓力達(dá)到最低，C柱處的漩渦完全破碎耗散。至此一個周期結(jié)束，新的周期開始。

圖5 90 km/h時一個周期的壓力云圖

結(jié)合圖6與圖7可知，空腔開口處存在明顯的漩渦產(chǎn)生、脫落、發(fā)展、破碎的過程，且漩渦的運(yùn)動受剪切層的振蕩影響。剪切層前1/3部分振蕩比較平緩，而后2/3部分振蕩非常劇烈，伴隨著強(qiáng)烈的氣流溢出、侵入車內(nèi)的現(xiàn)象。由整車速度矢量圖可以看出，正是由于開口后緣處剪切層沒有封閉，因此車內(nèi)的氣流方向是經(jīng)后窗后緣進(jìn)入車內(nèi)，分別經(jīng)過后排乘員后方、車內(nèi)右后窗、前排駕駛員，然后繞至開口前緣附近，形成一個氣流循環(huán)。

圖6 90 km/h時t=0時刻速度矢量圖

圖7 90 km/h時一個周期速度矢量圖

3 不同工況下側(cè)窗風(fēng)振噪聲特性

3.1 側(cè)窗不同開度

定義側(cè)窗開度為沿B柱開啟距離占B柱總高度的比例，如圖8所示。文中選取的單開左后側(cè)窗的開度為1/5、2/5、3/5、4/5、全開，如圖9所示。

圖8 側(cè)窗開度

(a)開度1/5 (b)開度2/5 (c)開度3/5

(d)開度4/5

(e)全開

由圖10可知，當(dāng)側(cè)窗開度為1/5時，風(fēng)振噪聲聲壓級最低。當(dāng)側(cè)窗開度為2/5至全開時，風(fēng)振噪聲聲壓級均比較高。側(cè)窗開度對風(fēng)振噪聲頻率影響不大，5種開度下風(fēng)振頻率為15 Hz或16 Hz。

如圖11所示，當(dāng)側(cè)窗開度較小時，開口處自由剪切層的振蕩比較平緩，腔內(nèi)外沒有出現(xiàn)強(qiáng)烈的氣體交換過程，車外氣流對車內(nèi)流場影響比較小，車內(nèi)流場比較穩(wěn)定。而隨著側(cè)窗開度增大，開口處自由剪切層的振蕩比較劇烈，漩渦具有較大的能量，側(cè)窗開口后緣處存在明顯的氣流交換現(xiàn)象，車外氣流對車內(nèi)流場產(chǎn)生嚴(yán)重干擾，車內(nèi)產(chǎn)生強(qiáng)烈的壓力脈動，從而提升風(fēng)振噪聲水平。

(a)開1/5 (b)開2/5 (c)開3/5

(d)開4/5 (e)全開

圖11 不同側(cè)窗開度下t=0時刻速度矢量圖

湍動能表示流場中湍流脈動能量的大小及分布，可在一定程度上表示流場中聲源的分布及強(qiáng)弱。由圖12可知，側(cè)窗開度為1/5比其他開度下開口的湍動能值小，說明該工況下側(cè)窗開口處的噪聲源強(qiáng)度均小于其他開度，且分布范圍較小。

(a)開1/5 (b)開2/5 (c)開3/5

(d)開4/5 (e)全開

圖12 不同側(cè)窗開度下的湍動能云圖

3.2 側(cè)窗組合開啟方式

在實(shí)際行駛過程中，側(cè)窗會有不同的開啟方式。因此，本節(jié)研究側(cè)窗組合開啟工況下的汽車風(fēng)振噪聲特性，考慮到模型的對稱性，將相同的工況省略，對5種側(cè)窗組合開啟方式進(jìn)行仿真計算，如表4所示。

由圖13可知，在不同側(cè)窗組合開啟情況下，風(fēng)振頻率雖有不同，但數(shù)值相差不大，均在17～19 Hz之間。風(fēng)振聲壓級相差較大，在不同側(cè)窗組合開啟的工況中，同時開啟左后與右后側(cè)窗時風(fēng)振

表4 側(cè)窗不同組合開啟方式

噪聲水平最高，為128.4 dB。當(dāng)有左前側(cè)窗開啟時，風(fēng)振噪聲聲壓級相比只開后側(cè)窗時下降幅度較大，可達(dá)15 dB以上，同時開啟左前與右前側(cè)窗時已無周期性壓力脈動。當(dāng)同時開啟3個側(cè)窗時，車內(nèi)風(fēng)振噪聲水平最低。

圖13 不同開啟工況左后乘員左耳監(jiān)測點(diǎn)聲壓級與頻率

由圖14可知，當(dāng)同時開啟左后與右后側(cè)窗時，開口剪切層振蕩劇烈，側(cè)窗后緣區(qū)域伴隨有周期性的氣流內(nèi)外交換現(xiàn)象，車外的氣流經(jīng)側(cè)窗后緣流入乘員艙后部，在后排兩位乘客之間形成一個很大的回流區(qū)，前排乘員附近氣流流動較為平緩。當(dāng)有前側(cè)窗與后側(cè)窗同時開啟時，前側(cè)窗剪切層伴隨著強(qiáng)烈的氣流溢出現(xiàn)象，由于氣流的導(dǎo)出效應(yīng)會降低車內(nèi)風(fēng)振噪聲水平。當(dāng)同時開啟左前與右前側(cè)窗時，前方來流經(jīng)兩側(cè)開啟的前車窗流入車內(nèi)，匯聚在前排乘員中后方。

3.3 側(cè)風(fēng)對風(fēng)振噪聲的影響

文中采用的模擬側(cè)風(fēng)的方法為橫擺模型法，通過將仿真模型旋轉(zhuǎn)從而與來流方向形成一定的角度，實(shí)現(xiàn)模型橫擺角大小的變化，橫擺模型法示意圖如圖15所示，其中β即為模型橫擺角。規(guī)定整車模型逆時針旋轉(zhuǎn)為正，文中選取汽車橫擺角度為-10°、-5°、+5°、+10°且單開左后側(cè)窗時進(jìn)行仿真分析。當(dāng)橫擺角為負(fù)值時，開窗一側(cè)為迎風(fēng)側(cè)，當(dāng)橫擺角為正值時，開窗一側(cè)為背風(fēng)側(cè)。

(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

圖14 不同開啟工況t=0時刻速度矢量圖

圖15 橫擺模型法示意圖

由圖16可知，當(dāng)橫擺角從-10°到0°時，監(jiān)測點(diǎn)處風(fēng)振噪聲聲壓級逐漸增加。當(dāng)橫擺角從0°到10°時，監(jiān)測點(diǎn)處風(fēng)振噪聲聲壓級逐漸減小，而風(fēng)振頻率都保持不變。

圖16 不同側(cè)風(fēng)角度左后乘員左耳監(jiān)測點(diǎn)聲壓級與頻率

由圖17可知，當(dāng)橫擺角為負(fù)值及無橫擺角時，剪切層振蕩伴隨著側(cè)窗后緣氣流內(nèi)外交換，導(dǎo)致剪切層時而開放、時而封閉。當(dāng)橫擺角為正值時，漩渦在向下游運(yùn)動的過程中偏離側(cè)窗區(qū)域，不能直接撞擊到側(cè)窗后緣，有利于減弱腔內(nèi)的聲反饋機(jī)制。

(a)-10° (b)-5° (c)0°

(d)+5° (e)+10°

圖17 不同側(cè)風(fēng)角度下t=0時刻速度矢量圖

由圖18可知，當(dāng)模型橫擺角從-5°增加到+5°時，起源于A柱并沿車輛向后移動的旋渦尺度越來越大，在0°橫擺角時側(cè)窗開口處有較大尺度旋渦運(yùn)動，-5°時漩渦尺寸有所減小，在+5°時渦結(jié)構(gòu)尺寸與數(shù)量均明顯降低。由上文計算結(jié)果可知，模型在正橫擺角下具有更低的風(fēng)振噪聲聲壓級，這是由于在該種情況下，更大尺度的車頂螺旋渦結(jié)構(gòu)導(dǎo)致對汽車側(cè)面中部分離再附著流動區(qū)域更大的干擾，減小了有效開口面積，抑制了側(cè)窗開口區(qū)域漩渦的運(yùn)動與發(fā)展，從而使得車內(nèi)風(fēng)振噪聲水平降低。

(a)+5° (b)-5°

(c)0°

圖18 后側(cè)窗Lambda 2等值面云圖

3.4 乘員數(shù)量對風(fēng)振噪聲的影響

空腔體積大小及形狀會影響風(fēng)振噪聲特性，因此文中通過改變乘員艙內(nèi)乘客數(shù)量來改變艙內(nèi)空腔體積及形狀，進(jìn)而研究對艙內(nèi)流場及風(fēng)振噪聲水平的影響。選取的乘員數(shù)量為1、2、3、4，分布如圖19所示。整車模型單獨(dú)開啟左后側(cè)窗。

圖19 乘員艙乘客分布

由圖20可知，隨著乘員數(shù)量不斷增加，風(fēng)振頻率均為16 Hz，即頻率對乘員數(shù)量不敏感，但風(fēng)振聲壓級先是呈現(xiàn)減小的趨勢，而在乘員數(shù)量為4時聲壓級上升，此時車內(nèi)聲壓級達(dá)到最大。在乘員數(shù)量為1～4的情況下，車內(nèi)最高風(fēng)振聲壓級與最低值相差僅為1.33 dB，所以乘員數(shù)量對于整車風(fēng)振噪聲水平的影響有限。

圖20 不同乘員數(shù)量駕駛員左耳處聲壓級與頻率

由圖21可以看出，兩種情況下側(cè)窗開口區(qū)域的剪切層振蕩均非常劇烈，中后部區(qū)域出現(xiàn)了腔內(nèi)外氣流交換現(xiàn)象。由于乘員為1人，比4人時的乘員數(shù)量減少，乘員對車內(nèi)氣流流動的阻礙也會減小，因此相對于乘員數(shù)量為4人的情況，1人時車內(nèi)的氣流流動停滯區(qū)會較小一些，由此造成的負(fù)壓區(qū)域也會減少，有利于降低車內(nèi)壓力脈動幅值。

(a)乘員數(shù)量為1 (b)乘員數(shù)量為4

圖21 乘員數(shù)量為1或4的t=0時刻速度矢量圖

4 結(jié)論

文中主要針對側(cè)窗不同開度、側(cè)窗組合開啟方式、側(cè)風(fēng)以及乘員數(shù)量4個因素對汽車側(cè)窗風(fēng)振噪聲特性的影響進(jìn)行研究，得出以下結(jié)論：

(1)隨車速增加，風(fēng)振噪聲聲壓級與頻率均呈上升趨勢；

(2)側(cè)窗在小開度時具有較低的風(fēng)振噪聲，大開度時車內(nèi)風(fēng)振噪聲水平較高；

(3)側(cè)風(fēng)工況下，由于開口剪切層處氣流缺口以及更大尺度的A柱渦結(jié)構(gòu)，在正橫擺角下的整車風(fēng)振噪聲低于負(fù)橫擺角時；

(4)乘員數(shù)量對整車風(fēng)振噪聲水平的影響程度有限。