汽車氣動噪聲特性的隨機聲學法分析

隨著汽車技術的發展,汽車其它噪聲（如發動機噪聲、傳動系噪聲等）均得到了有效控制，氣動噪聲逐漸成為汽車高速行駛時的主要噪聲源。汽車外形由各種曲率的曲面以及外凸的附件（如后視鏡）組成，氣流流經車身時，會在大曲率和拐角處發生氣流的分離與再附著，形成運動復雜的渦流，導致車身表面產生了不斷變化的脈動壓力^[1]。研究表明流場中無旋再附著區與渦核旋轉分離區的脈動壓力明顯高于其它區域^[2]。而車身表面的脈動壓力正是形成氣動噪聲的主要原因。王毅剛^[3]等人基于風洞試驗，對車輛后視鏡、側窗表面及附近流場進行了測試，并研究了車輛表面脈動壓力特性及產生原因。鄭拯宇^[4]等人從聲擬理論出發，在某轎車邊界元模型中導入脈動壓力邊界條件對氣動噪聲外輻射聲場進行了數值仿真。陳鑫^[5]等人采用大渦模擬（LES）法對車外后視鏡不同邊緣結構對車外流場及車身表面監測點氣動噪聲的影響進行了仿真研究。Ashish^[6]等人對裝有彈性尾翼的鈍頭體模型進行了實驗研究，重點關注彈性體流致振動引起的外部激勵對遠場的影響。以上研究多關注氣動噪聲的外輻射聲場。

本文首先對某款混合動力轎車車內氣動噪聲進行了數值仿真。采用分離渦模擬(DES)湍流模型對流場進行非定常計算，獲得了車身表面的脈動壓力，并將其視為隨機信號，采用隨機聲學的方法研究了脈動壓力對車內聲場的影響，并對該車進行了實車道路試驗，分析了車內氣動噪聲特性，驗證了隨機聲學法的可行性。

1氣動噪聲研究理論基礎

1.1流體動力學（CFD）軟件與專業聲學仿真軟件聯合仿真

CFD與專業聲學軟件進行聯合仿真的方法也稱混合法，首先在CFD軟件中對流場進行穩態計算，將穩態結果作為初值進行瞬態計算，將流場的瞬態計算結果輸出為壓力脈動或速度脈動的格式，在專業聲學仿真軟件中導入壓力或速度脈動，并將其轉化為相應的單極子聲源、偶極子聲源或四極子聲源。經過快速傅里葉變換，可將時域數據轉化到頻域進行聲學響應計算。混合法的優勢在于，可以充分考慮所有聲源、結構和流速對聲傳播的的影響。克服了傳統聲類比理論一般只對遠場噪聲進行模擬的缺點，更精確地模擬了氣動噪聲產生傳播的過程。

1.2 FW-H聲擬理論

1969年Ffows Williams和Hawkings在Lighthill方程的基礎上運用廣義函數理論推導出流體中運動物體所致聲場的 FW-H方程(式1)。從20世紀80年代開始，Farassat等人成功地運用FW-H方程求解了實際物體運動所致聲場。

     (1)

式中為流場壓力脈動量；為聲傳播速度；為

Lighthill張量；為作用在運動固壁表面附近的壓力；為狄拉克一Delta函數；是未受擾動的流體密度。方程右邊的第1項表示流體與流體相互作用的湍流應力聲源，是四極子聲源項；第2項表示由運動物體表面升力對當地流體作用引起的聲源，是偶極子聲源項；第3項表示由運動物體對其邊界上的流體產生壓縮膨脹作用所引起的聲源，是單極子聲源項。由于汽車表面可視為剛性，法向體積脈動量幾乎為零，故單極子聲源可忽略不計。又因為氣動噪聲中四極子聲源與偶極子聲源強度之比正比于馬赫數的平方，而汽車在法規限速內高速行駛時其馬赫數最大不超過0.1，仍屬于小馬赫數運動，偶極子的聲源強度遠大于四極子。故在對汽車進行氣動噪聲分析時只需考慮由車身表面脈動壓力引起的偶極子聲源。

1.3湍流模型

在以往的數值研究中多采用大渦模擬（LES）的方法對車外流場中的湍流進行模擬，該方法采用空間平均的方法，把湍流中的大渦與小渦分開處理，要求求解域的尺度至少包含大渦的尺度，同時要求離散網格的尺度要與小渦的尺度相同。對于大渦直接采用雷諾平均（RANS）法求解，對于小渦需要采取模型進行模擬，來修正大渦模擬場的運動。可見大渦模擬精度與網格尺度直接相關，對計算機運算性能也有較高要求。為了達到較高精度還需克服入口邊界、亞格子模型等方面的問題。

隨著計算算法的不斷發展，一種新型的湍流模型——分離渦模擬（DES）越來越多的被應用于車外流場模擬中^[7-10]。DES方法是一種混合求解方法，結合了RANS方法與LES方法各自的優勢，即用模型計算壁面邊界的邊界層流動，利用LES方法求解時間相關項和三維大尺度漩渦。

Spalart提出了基于S-A模型的DES方法，該方法選擇了RANS模型中的一方程S-A模型，用修改后的代替S-A模型中節點到最近壁面的距離d，其中,其中是常數，是求解域中最大單元邊長。在靠近壁面區，取d，采用RANS模型求解；在遠離壁面區，取，此時采用LES方法求解。這使得在壁面區可以采用較大的網格，縮短了計算時間；在遠場區采用LES方法又可以較好地模擬湍流的運動。

2車外流場分析

2.1計算域生成與網格劃分

首先對某款混合動力汽車外流場進行CFD分析，已知汽車外形參數為：車長4485mm，車寬1745mm，車高1510mm，輪距1525mm，軸距2700mm。建立了與實車比例為1:1的CAD模型，為了提高仿真效率，對車身形狀進行了一些簡化：由于輪胎噪聲機理較為復雜，不在本課題研究范圍之內，故省略了輪胎模型。同時省略了進氣柵格、門把手、天線等附件，并對車身底板做了平直化處理，其余部分與實車造型一致。由于車身左右對稱，故采用半車身進行分析。

將車身模型放置在一模擬風洞計算域中，參照風洞實驗為使阻塞率小于5%^[11]，車頭距風洞入口4倍車長，車尾距風洞出口8倍車長，車頂距風洞頂面5倍車高，車底距風洞底面距離按真實狀況設置。車身對稱面放置在風洞左側面上，車身右側距風洞右側面4倍車寬。同時將

風洞左側面、右側面和頂面設為對稱面，車身表面與風洞底面設為無滑移壁面，風洞前后表面分別設置為入口和出口（圖1）。

對計算域的網格劃分采用混合網格形式，將計算域劃分為靠近車身的內域和遠離車身的外域兩部分。由于車身表面較為復雜，內域采用適應性好的四面體網格，外域全采用結構化六面體網格。這樣既保證了網格質量，又節約了計算資源。內域和外域的交界面設置成Interface界面，使內外域聯通。總網格單元數約為230萬個。

2.2 參數設置

由于馬赫數小于0.1，不考慮空氣的壓縮性，設置空氣密度為1.225kg/。入口邊界條件設為速度入口，v=30m/s(108km/h)。出口邊界條件設為壓力出口，壓力設為標準大氣壓。穩態求解參數設置與瞬態求解參數設置分別見表1和表2。

表 1穩態求解參數設置

設置項目	設置值
湍流模型	Realizable k-
壓力-速度耦合方式	SIMPLEC
壓力空間離散方式	二階迎風
湍流離散率	二階迎風

 

表 2瞬態求解參數設置

設置項目	設置值
湍流模型	Spalart-Allmaras   DES
壓力-速度耦合方式	PISO
步長方式	固定
步長 步數	0.0001s 2500

由表2可知采樣時間為0.25s，故頻率分辨率為4Hz。采樣頻率為10000Hz，由那奎斯特采樣定理可知最高分析頻率為5000Hz。

2.3仿真結果

圖2和圖3分別為車身表面和車身縱向對稱面的靜壓云圖，從圖中可以看出從無窮遠處來的氣流由于受到汽車前臉和外后視鏡的阻礙，形成了兩個梯度均勻的正壓區。其次，發動機罩、前擋風玻璃和車尾均為正壓區，而車頂及車底由于空氣流速較快，形成了兩個負壓區。

圖4和圖5分別為車身縱向對稱面和車身表面流矢圖，從圖中可以看出在汽車前臉與側圍交界處、前擋風玻璃與車頂交界處和A柱附近由于曲率變化較大氣流發生了分離，流速明顯加快。由于發動機罩與前擋風玻璃處存在較大交角，氣流在此處形成漩渦區。在汽車尾部，車頂上方的氣流與車底部的氣流在此發生交匯，形成了復雜的漩渦區，并向后方延伸。

由于氣流分離區與渦流區均會產生較強的壓力脈動，所以發動機罩與前擋風玻璃交界處、A柱附近、汽車尾部等區域均可能是氣動噪聲主要的源。

3氣動噪聲分析

3.1隨機聲學理論

由前文可知，高速行駛的汽車對氣流形成阻礙，表面形成湍流邊界層，產生強大的脈動壓力場，其所誘發的氣動噪聲場可以看做是在空間上不均勻分布，在時間上隨機分布的聲場。采用隨機聲學的方法對確定性線性系統進行聲學響應分析^[12]，更加符合氣動噪聲的產生及傳播特性。而隨機激勵只有在以功率譜密度（PSD）定義時才被認為是可知的。系統響應的功率譜密度可以寫成以下形式

        （2）

式中為激勵的功率譜密度，為響應的功率譜密度，為系統傳遞函數矩陣，但（2）式中需要計算成千上萬個節點間的傳遞函數，工程中并不實用。因此發展了一種主分量分解的方法，它基于以下矩陣分解：

      (3)

式中為主分量矩陣，為對角陣，稱為虛功率譜密度，將(3)式帶入(2)式可得功率譜密度載荷下聲學響應：

                                  (4)

又主分量矩陣載荷下得到的響應為：

                (5)

因此（4）式可以寫成：

         (6)

由(6)式可知，只要求得對應主分量的聲學響應與虛功率譜密度，即可求得系統的響應。

3.2汽車內聲場仿真與試驗驗證

將由Fluent軟件瞬態計算后的時域計算結果導入聲學仿真軟件Virtual.Lab中并進行FFT變換，可得到車身表面的脈動壓力云圖。在車身表面選取6個典型監測點（圖6），其中1點為車前臉與發動機罩交界處一點；2點為發動機罩與前擋風玻璃交界處一點；3點為后視鏡附近A柱后方側窗玻璃上一點；4點為車身凸起輪廓線上一點；5點為車后保險杠上一點；6點為車頂面上一點。可以分別得到幾點的脈動壓力級頻譜圖（圖7）。

從圖7可以看出，脈動壓力級1點最大值84.33dB，最小值-37.62dB；2點最大值102.58dB，最小值-25.21dB；3點最大值84.17dB，最小值-19.5dB；4點最大值91.41dB，最小值-24.36dB；5點最大值96.25dB，最小值-15.32dB；6點最大值86.01dB，最小值-30.13dB。各點的脈動壓力級的頻譜圖特征基本相似，且各點脈動壓力主要能量都集中在0-2500Hz，且呈指數形式衰減，2500Hz之后脈動壓力級在零值附近上下波動。但各點脈動壓力級數值有所不同。1點最大值較小且很快趨于零值；2點最大值明顯高于其他點，因為其處于渦流區；3點波動較劇烈，大的尖峰較多，且在2500Hz后仍保持一定的

能量，因為其處在A柱與后視鏡所形成的疊加湍流場中。4點波動范圍較大,可能是由側圍車身輪廓較為突出所致。5點和3點類似，最大值較高，在2500Hz后仍保持一定能量，因為其處于尾部的渦流場中。6點最大值較小且下降幅度較快，因為車頂處較為光滑，氣流不受阻礙。

得到足夠長的時域計算結果后，對脈動壓力進行互譜計算，進一步將互譜分解為主分量，利用有限元方法可以得到每一個主分量下車內的聲學響應，最后對各個主分量響應結果進行合成，得到總的聲學響應。

圖8為100-5000Hz隨頻率變化的車身表面氣動噪聲聲壓級云圖，可以發現隨著頻率的提高，云圖分布更加密集，但總聲壓級有所下降。2500Hz以后聲壓分布、大小基本不變，這與監測點脈動級變化情況基本一致。

為驗證仿真結果的準確性，參照GB/T 18697-2002《汽車車內噪聲測量方法》對被研究車輛進行了實車道路試驗，試驗道路選取光滑干燥開闊的硬路面。汽車加速至108km/h后關閉發動機使車輛滑行測量車內氣動噪聲。本次試驗儀器由HEAD Acoustic 便攜式數采 1369 SQuadriga、雙耳麥克風和傳聲器組成。駕駛員佩戴雙耳麥克風采集耳旁聲壓信號，傳聲器布置在后排座椅乘客人耳處，麥克風與傳聲器與數采相連（如圖9所示）。

將采集到的聲壓信號在HEAD ArtemiS 12.0中后處理可以得到車內A計權氣動噪聲頻譜圖，并與仿真結果進行對比（圖10）。

從圖10可以看出氣動噪聲頻譜為寬頻譜，主要能量集中在中低頻段(2500Hz以下)，且沒有明顯主頻率。隨著頻率升高，聲壓級呈指數形式下降。試驗曲線與仿真曲線基本吻合，產生誤差的原因可能是：（1）試驗時未能完全消除輪胎噪聲的影響，而輪胎輻射噪聲主要集中在600Hz以下^[13],這產生了低頻段的誤差。（2）仿真分析時只考慮穿透聲未考慮泄露聲，忽略了進氣柵格、門把手、天線的影響，使得高頻段的噪聲偏小。（3）模擬風洞與現實環境的差異及網格劃分精度、計算精度受限等原因。

4 結語

基于隨機聲學理論，采用混合法對車外流場及氣動噪聲進行了數值仿真并進行了試驗驗證，主要關注脈動壓力對車內聲場的影響，得到以下結論：

（1）采用DES法可以較好地對車外流場進行仿真，并準確地捕捉到發動機罩與前擋風玻璃交界處、A柱與外后視鏡處和汽車尾部復雜的湍流和渦流場。

（2）車內氣動噪聲聲壓級頻譜為寬頻譜，但主要能量集中在2500Hz以下，并無顯著主頻，顯示出其隨機特性。

（3）車身各處監測點的脈動壓力隨頻率變化情況基本一致，但處于湍流和渦流場中的監測點脈動壓力在2500Hz后仍保持一定能量。

（4）隨機聲學理論較好地模擬了脈動壓力能量向車內的傳播過程，且捕捉了湍流場相互疊加所致的聲壓級波動。為汽車氣動噪聲研究提供了一種新的方法。

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作者簡介：朱遠征（1990-），男，碩士；研究方向：汽車振動與噪聲控制