谷正氣 ， 王 寧,2， 汪怡平， 張 勇 ， 劉龍貴

(1.湖南工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院， 湖南 株洲 412007;2.湖南鐵道職業(yè)技術(shù)學(xué)院鐵道牽引與動力學(xué)院， 湖南 株洲 412001； 3.武漢理工大學(xué)汽車工程學(xué)院， 湖北 武漢 430070)

引 言

駕駛員長期在車內(nèi)駕駛時，由于車內(nèi)環(huán)境較為封閉，空氣得不到更新，很容易使駕駛員感到疲倦，這時如果打開車窗就可以有效地改善車內(nèi)的空氣環(huán)境，緩解駕駛疲勞。但是打開車窗時很容易產(chǎn)生風(fēng)振噪聲，這是一種頻率很低但是強(qiáng)度很高的氣動噪聲[1]，雖然它不易被人耳聽到，但它產(chǎn)生的脈動壓力卻使駕駛員感到煩躁，進(jìn)而會影響駕車的安全性。因此，為了確保駕駛員的乘坐舒適性和駕駛安全性，在汽車設(shè)計階段考慮風(fēng)振噪聲的控制十分必要的。

對風(fēng)振噪聲的研究始于20世紀(jì)60年代，Bodger和Jones率先開展了客車后窗開啟時的風(fēng)振噪聲研究[2]。他們指出當(dāng)側(cè)窗開啟時，整個車廂形如Helmholtz共振腔，當(dāng)氣流流經(jīng)窗口時，產(chǎn)生渦的脫落，進(jìn)而產(chǎn)生共振，并從理論上提出了三種解決風(fēng)振噪聲的辦法；Karbon等人采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格和基于有限元法的商用CFD軟件對汽車模型進(jìn)行了仿真分析，獲得了與風(fēng)洞實驗結(jié)果較吻合的結(jié)果[3～5]；Sovani和Hendriana利用CFD軟件對某乘用車的側(cè)窗風(fēng)振噪聲進(jìn)行了研究，得到的仿真結(jié)果與實驗值差別很小[6]；An等利用CFD軟件對某SUV的側(cè)窗風(fēng)振噪聲進(jìn)行了仿真分析，分析了若干變量對風(fēng)振噪聲的影響，并采取了一些措施來降低后窗的風(fēng)振噪聲[7,8]；湖南大學(xué)汪怡平也對汽車風(fēng)振噪聲進(jìn)行了深入研究，推導(dǎo)出了弱可壓縮湍流模型，較為準(zhǔn)確地預(yù)測了車內(nèi)風(fēng)振噪聲[9,10]。

前人在研究風(fēng)振噪聲控制方法時，僅提出了一些能夠控制風(fēng)振噪聲的方案，沒有對方案的機(jī)理進(jìn)行分析，也未對其優(yōu)化。本文運(yùn)用CFD方法，針對文獻(xiàn)[9]中提到的一種在后窗附近加凹槽來控制風(fēng)振噪聲的方法，結(jié)合空腔理論著重闡述了凹槽控制噪聲的機(jī)理，并對其進(jìn)行了實車數(shù)值仿真計算[11]，結(jié)果表明，開式空腔形式的凹槽對風(fēng)振噪聲的控制最為明顯。

1 大渦模擬的控制方程

將Navier-Stokes 方程在物理空間進(jìn)行過濾得到流體LES控制方程[9]

(1)

(2)

為使控制方程封閉，當(dāng)前，采用較多的亞格子模型是渦旋黏性模型

(3)

2 空腔噪聲計算方法

2.1 空腔噪聲數(shù)值仿真

汽車側(cè)窗開啟時,形狀類似于一個開口空腔，為了節(jié)約計算資源，且能達(dá)到預(yù)測風(fēng)振噪聲計算方法的目的，本文選擇了一個抽象的簡易車廂模型進(jìn)行仿真分析，整個計算模型形如一個開口的空腔，類比于側(cè)窗開啟時的車內(nèi)乘員艙。如圖1所示，模型的長、寬、高尺寸為3.2 m×1.4 m×1 m，車窗開口位于車廂中央，尺寸為0.1 m×0.24 m×0.015 m，監(jiān)測點(diǎn)位于車廂底部正中央。并對其進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格總數(shù)約為320萬(圖2)，其中附面層第一層的厚度為0.1 mm，并以1.2的比例逐層生長。

本文使用CFD軟件Fluent對簡易車廂模型進(jìn)行計算仿真，在進(jìn)行瞬態(tài)計算之前，通常先進(jìn)行穩(wěn)態(tài)計算，并以此穩(wěn)態(tài)計算得到的結(jié)果作為瞬態(tài)計算的初始值。在本文的計算中，穩(wěn)態(tài)計算選用realizablek-ε模型，邊界條件的具體設(shè)置如表1所示。

圖1 簡易車廂的幾何模型以及噪聲監(jiān)測點(diǎn)的位置

圖2 計算域的縱對稱面上的網(wǎng)格分布圖

表1 計算域邊界條件設(shè)置

穩(wěn)態(tài)求解器具體設(shè)置如表2所示。瞬態(tài)計算的湍流模型采用LES計算模型，具體設(shè)置見表3。

表2 穩(wěn)態(tài)計算求解參數(shù)設(shè)置

表3 瞬態(tài)計算求解參數(shù)設(shè)置

瞬態(tài)計算的時間步長設(shè)為0.002 s，計算總時長為1 s。由于瞬態(tài)計算時流場有一個逐步的過程，最后取用的是0.2～1 s的穩(wěn)定后數(shù)據(jù)。

2.2 空腔噪聲實驗

圖3 風(fēng)洞中的模型安裝示意圖

本文實驗是在美國普度大學(xué)的Herrick低噪聲風(fēng)洞中完成。實驗所用的噪聲測試設(shè)備為：比利時LMS公司Test.Lab系統(tǒng)。該系統(tǒng)集成了Test Lab 7A實驗分析軟件系統(tǒng)及16通道SCADAS便攜式數(shù)據(jù)采集前端；丹麥B&K公司的1/4英寸電容式4136型傳聲器與B&K2609型前置放大器。圖3為安裝在風(fēng)洞中的簡易車廂箱體。廂體由兩根橫梁托住，并保持其頂端開口的上表面與風(fēng)洞的下地板平齊，傳聲器固定于廂體的底部中心，且其頭部與廂體底面平齊。模型安裝完畢后，開啟風(fēng)機(jī)，風(fēng)速為25 m/s。

2.3 仿真數(shù)據(jù)和實驗數(shù)據(jù)對比分析

將仿真結(jié)果與實驗結(jié)果進(jìn)行了對比，如圖4和5所示。

由圖4，5所示，同一個監(jiān)測點(diǎn)處，實驗結(jié)果顯示共振點(diǎn)處頻率為103 Hz，聲壓級為123 dB；仿真結(jié)果顯示共振頻率在123 Hz，聲壓級達(dá)到了120 dB。實驗值的諧振很明顯，首先最高值出現(xiàn)在第一個峰值點(diǎn)，在0～500 Hz的頻段內(nèi)出現(xiàn)了4個峰值點(diǎn)，且呈現(xiàn)出依次減弱的態(tài)勢，而使用LES模型仿真所得到的頻譜圖諧振不是很明顯，LES模型在整個頻段上出現(xiàn)了4個峰值點(diǎn)，第三個峰值點(diǎn)處聲壓級最大。綜上，在整個頻率段內(nèi)仿真數(shù)據(jù)與實驗數(shù)據(jù)基本吻合，說明本文采用的網(wǎng)格方案及仿真方法的可靠性。造成誤差的原因主要有以下3方面：1.風(fēng)洞實驗和數(shù)值仿真在邊界條件設(shè)置時存在差異，如湍流模型等；2.本文將空氣類型看作是理想氣體，和真實的氣體狀態(tài)存在一定的差別；3.測量精度、溫度、壓強(qiáng)等環(huán)境因素的影響。

圖4 仿真得到的監(jiān)測點(diǎn)處聲壓頻譜圖

圖5 實驗得到的監(jiān)測點(diǎn)的聲壓頻譜圖

3 控制方案及其機(jī)理研究

在對空腔噪聲計算方法研究的基礎(chǔ)之上，本文使用簡單的空腔模型，通過單個空腔和串聯(lián)空腔對比的方法，對串聯(lián)空腔的降噪機(jī)理進(jìn)行了研究。由文獻(xiàn)[10]可知空腔噪聲是反饋機(jī)制和聲共振共同作用的結(jié)果，而空腔噪聲的產(chǎn)生又和氣流的流動有著密切的關(guān)系，不同的氣流流態(tài)所引起的風(fēng)振噪聲大小也各不相同。下圖所示為單個空腔和串聯(lián)空腔的流線圖、湍動能云圖和同一接收點(diǎn)處聲壓級對比圖。

由圖6所示單個空腔的流線圖可知，氣流流經(jīng)上邊緣時產(chǎn)生氣流分離，一部分氣流形成渦旋，并未生長完成就沖擊到了底面和上邊緣的壁面，另一部分氣流直接沖擊到空腔的下邊緣。由圖8的湍動能云圖可知，氣流回旋處和下游氣流直接沖擊處的湍動能比較大；當(dāng)加入串聯(lián)空腔之后(圖7)，空氣在前腔體中形成渦旋，將氣流向上導(dǎo)出，使氣流在流經(jīng)后面空腔的時候，大部分的氣流回旋在腔體中，且渦旋得到了充分的成長，只有小部分的氣流直接撞擊后邊緣，在整個過程中也使進(jìn)入后空腔的能量減少了很多(圖9)。由圖10所示的聲壓級對比圖可知串聯(lián)空腔的聲壓級要比單個空腔低5 dB左右。

圖6 單個空腔縱對稱面上流線圖

圖7 串聯(lián)空腔縱對稱面上流線圖

圖8 單個空腔縱對稱面上的湍動能云圖

圖9 串聯(lián)空腔縱對稱面上的湍動能云圖

圖10 接受點(diǎn)處聲壓級

由上述分析可知，串聯(lián)空腔的加入，一方面將一部分向后流動的氣流從后空腔中導(dǎo)出，另一方面減少了引起空腔共鳴的能量。這樣做不但減弱了氣流的反饋?zhàn)饔?，而且也減少空腔產(chǎn)生共振能量，從而起到了有效地控制風(fēng)振噪聲的作用。

4 控制方案實車數(shù)值模擬

4.1 計算域和網(wǎng)格化分

在前述對串聯(lián)空腔研究的基礎(chǔ)之上，將其應(yīng)用到實車之上，即在B柱上加一個凹槽，使凹槽和開后窗后的車內(nèi)空間形成一個串聯(lián)空腔。本文所用的轎車模型見圖11，在不影響計算精度的情況下，對車身進(jìn)行了簡化處理，省略了車燈、門把手、天線等，并將轎車底部簡化為平面，模型長L=4 700 mm，寬W=1 740 mm，高H=1 470 mm。圖11為凹槽的形狀和位置，圖12為其局部放大圖，凹槽的形狀尺寸為L/D=5開始空腔，L=100 mm，D=20 mm。

圖11 凹槽的形狀及其位置

圖12 凹槽橫截面的局部放大圖(單位：mm)

計算域為包圍汽車模型的長方體(圖13)長11L，寬5W，高約4H。圖14為車身表面網(wǎng)格分布圖，車身處使用密度盒進(jìn)行局部加密，生成局部精細(xì)的網(wǎng)格。本文采用四面體網(wǎng)格，網(wǎng)格數(shù)量7×106萬左右，為了模擬附面層效應(yīng)，在車身表面，生成了三層精細(xì)的棱柱網(wǎng)格。

本文使用前述經(jīng)實驗驗證過的計算方法對實車模型進(jìn)行了數(shù)值仿真，風(fēng)速為30 m/s，監(jiān)測點(diǎn)選擇在駕駛員的左、右耳旁，其具體坐標(biāo)為：(1.586 m，-0.463 m，0.804 m)、(1.586 m，-0.281 m，0.804 m)。采樣時間設(shè)為2 s，由于流場從開始計算到穩(wěn)定需要一個過程，因此只記錄1～2 s的時域信號；時間步長決定了能計算的最高頻率，風(fēng)振噪聲主要集中在低頻[10]，所以本次計算的最高頻率設(shè)定在250 Hz，為了便于觀察，圖形最高頻率只顯示到100 Hz(圖22，23)，時間步長為0.002 s，因此總步數(shù)為1 000步，每時間步迭代20次。

圖13 計算域模型

圖14 車身縱對稱面上的網(wǎng)格分布圖

4.2 計算結(jié)果分析

4.2.1 車內(nèi)空腔速度場和湍動能分析

由前述空腔控制機(jī)理可知，串聯(lián)空腔控制氣動噪聲是氣流的導(dǎo)出效應(yīng)和能量耗散效應(yīng)的結(jié)合。

圖15，16為原車和加凹槽車z=0.804 m截面位置穩(wěn)態(tài)的流線圖和速度云圖。圖15中由于氣流直接從后窗進(jìn)入車內(nèi)，后排座附近氣流流速較高，且形成很多較大的渦旋，當(dāng)氣流在車內(nèi)回旋流向前排時，氣流流態(tài)非常復(fù)雜，駕駛員和副駕駛周圍存在較多的渦旋，氣流在此處的流速和流量也都比較大；由圖16可知，加入凹槽后，由于凹槽對氣流的干擾作用，氣流從后窗流入車內(nèi)的路徑被改變，氣流直接流向了乘員艙后部，再回旋至前排，云圖顯示進(jìn)入車內(nèi)氣流的流速明顯減小，且渦旋大小和數(shù)量都比原車有所減少。氣流流量和流速的減小必然導(dǎo)致駕駛員耳旁聲壓級的降低。

圖15 原車橫截面上速度云圖

圖16 加凹槽后橫截面的速度云圖

圖17，18為原車和開槽后車橫截面上的湍動能云圖。研究表明，氣流流經(jīng)車體表面時，由于A柱的阻擋，在其后部形成強(qiáng)烈的湍流后再次附著在側(cè)窗表面形成層流[9]。由圖17可知，由于后窗附近為層流附面層，因此進(jìn)入車內(nèi)的能量較多。由圖18可知，加入凹槽后，使后窗附近的層流邊界層轉(zhuǎn)化為湍流邊界層，一部分能量在這個過程中耗散，使得進(jìn)入到乘員室內(nèi)的湍動能的強(qiáng)度和面積與原車相比都有所減少，進(jìn)而引起空腔共振的能量也減少了很多，風(fēng)振噪聲得到了有效地抑制。這和文獻(xiàn)[10]中提到的湍流邊界層引起空腔噪聲的聲場強(qiáng)度比層流弱的原理相吻合。

圖17 原車橫截面上湍動能云圖

圖18 加凹槽后橫截面的湍動能云圖

4.2.2 車內(nèi)空腔壓力場分析

汽車在開啟后窗時，乘員艙相當(dāng)于一個有一定體積的空腔，不能完全等同于一個開口空腔。外部氣體的運(yùn)動能量通過側(cè)窗開口處的空氣傳入車內(nèi)空腔，車內(nèi)的空氣如同“彈簧”一樣被壓縮、膨脹，氣流速度越高、車內(nèi)壓力范圍波動越大，氣體的壓縮與膨脹過程就越劇烈，引起的風(fēng)振噪聲相應(yīng)地也會更高。

如圖19，20所示原車開啟左后窗時和加凹槽車開啟左后窗時z=0.75 m截面位置穩(wěn)態(tài)壓強(qiáng)云圖對比。由圖19可知，車身兩側(cè)都為負(fù)壓區(qū)，一部分氣流直接撞擊到C柱前緣，在局部形成一個高壓區(qū)；另一部分氣流則從左側(cè)后窗進(jìn)入車內(nèi)，使車內(nèi)壓力波動較大。由圖20可知，B柱加入凹槽后，使得壓強(qiáng)在后窗附近形成高低交替的狀態(tài)，車外負(fù)壓區(qū)域有所減少，車內(nèi)壓力波動的范圍也有明顯的減小。圖21為原車與加凹槽后駕駛員左耳處脈動壓力對比，監(jiān)測點(diǎn)處脈動壓力最大降低了150 Pa。

圖19 原車橫截面上壓力云圖

圖20加凹槽后橫截面的壓力云圖

圖21 原車與加凹槽后駕駛員左耳處脈動壓力對比

圖22 原車與加凹槽之后駕駛員左耳處聲壓級對比

將原車與加凹槽后車的聲壓級計算結(jié)果進(jìn)行對比，如圖22所示。原車在開啟后窗時的風(fēng)振噪聲峰值在129 dB，加凹槽之后的風(fēng)振噪聲峰值在117 dB，風(fēng)振噪聲降低了12 dB，可見凹槽的加入對汽車側(cè)窗的風(fēng)振噪聲起到了抑制作用。

由上述分析可知，凹槽的加入減小了車內(nèi)壓力波動范圍，同時也降低了車內(nèi)氣體的流速和湍動能。對汽車后窗風(fēng)振噪聲起到了很好的抑制作用。

5 控制方案優(yōu)化

空腔流動類型主要受其長深比(L/D)決定，依據(jù)不同L/D下腔內(nèi)的靜態(tài)壓力分布將空腔分為三種類型，即閉式空腔 (L/D>13)、過渡式空腔(10≤L/D≤13)和開式空腔(L/D<10)[11]。

本文前述所使用的凹槽L/D=5，屬于開式空腔，為了更好研究凹槽對車內(nèi)起到噪聲的影響，需要對其他兩種形式的空腔也進(jìn)行數(shù)值模擬計算。本文在此選取了L/D=12的過渡時空腔和L/D=14的閉式空腔。如圖23為三種空腔形式的駕駛員左耳旁聲壓級頻譜圖。

圖23 三種不同形式凹槽的聲壓級頻譜圖

由圖23可知，三種不同形式下的風(fēng)振噪聲最大值頻率都在17 Hz，而L/D=12時的風(fēng)振噪聲最大，達(dá)到了121 dB；L/D=5時最小，只有117 dB； 當(dāng)L/D=14時為119 dB?？梢姰?dāng)凹槽形狀為開式空腔時降噪效果最明顯。

開式空腔的的范圍是L/D<10，為了找出凹槽控制車內(nèi)風(fēng)振噪聲的最優(yōu)化方案。本文選取不同尺寸下的凹槽進(jìn)行數(shù)值模擬，計算結(jié)果如表3所示。

表3 不同尺寸下風(fēng)振噪聲聲壓級對比

由表3可知，當(dāng)L/D=1時風(fēng)振噪聲達(dá)到121dB，并隨著L/D的增加而逐漸減??；當(dāng)L/D=4時，聲壓級最小，為115dB，這時聲壓級開始隨著L/D在增加而增大；到L/D=10時，聲壓級增加到122dB。由此可見L/D=4的長深比對控制風(fēng)振噪聲最為有利。

6 結(jié) 論

通過對凹槽控制車內(nèi)風(fēng)振噪聲的機(jī)理研究，并對不同形式的凹槽進(jìn)行的對比分析，可得出以下結(jié)論：

(1)原車的側(cè)窗風(fēng)振噪聲峰值處于一個較高的水平，噪聲壓級達(dá)到129dB(14Hz)。

(2)凹槽對實車風(fēng)振噪聲的控制主要是通過降低進(jìn)入車內(nèi)氣流的流速和湍動能，減小乘員艙內(nèi)部的壓力脈動來實現(xiàn)的。

(3)通過在B柱上加一個凹槽的方法可以有效地控制汽車側(cè)窗的風(fēng)振噪聲。對不同尺寸的凹槽的進(jìn)行對比分析后發(fā)現(xiàn)，L/D=4的開式空腔對風(fēng)振噪聲的抑制明顯，最大降幅14dB。

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