鄒 銳，張祥東，史晨路

（1.河北工業(yè)大學(xué)，天津 300401；2.中國汽車技術(shù)研究中心有限公司，天津 300399）

引言

隨著人們生活水平的不斷提高，人們對汽車產(chǎn)品舒適性要求進(jìn)一步提高，世界各國對汽車車內(nèi)噪聲限值要求更加嚴(yán)格。當(dāng)汽車處于中低速勻速行駛時，輪胎與路面摩擦所引起的滾動噪聲占主要成份，在中低速加速行駛時，發(fā)動機(jī)負(fù)載增加，發(fā)動機(jī)噪聲成為主要噪聲源，而高速行駛時，空氣與車身之間的摩擦形成的風(fēng)噪聲成了主要噪聲源[1-2]。隨著汽車技術(shù)不斷發(fā)展，汽車行駛速度不斷提高，降低風(fēng)噪聲對整車NVH性能的提升有著重要意義。

目前對于整車風(fēng)噪的研究主要分為風(fēng)洞（路試）試驗和仿真模擬。由于試驗成本高且周期長，仿真模擬為汽車風(fēng)噪研究提供了便捷手段，其主要是以計算流體力學(xué)（CFD）與氣動聲學(xué)結(jié)合的方式。而對于車內(nèi)風(fēng)噪的仿真計算方法大致分為有限元法（FEM）與統(tǒng)計能量法（SEA），由于方法理論的不同，統(tǒng)計能量法對風(fēng)噪的仿真計算主要在中高頻段，有限元法的主要研究范圍在中低頻段[3]。由于車內(nèi)風(fēng)噪聲壓級能量主要集中在中低頻段，因此應(yīng)用有限元法可以更針對性分析風(fēng)噪聲客觀測試值與仿真值的符合性。

對氣動噪聲向車內(nèi)傳播途徑的研究，是有效降低車內(nèi)氣流噪聲的方法之一。文獻(xiàn)[4-5]研究表明：汽車在高速運(yùn)行時，外部將產(chǎn)生巨大的脈動壓力，其作用于車身外表面，并在車內(nèi)產(chǎn)生較大的氣流噪聲，是形成車內(nèi)外氣流噪聲的根源。特別是車身上A柱后部的側(cè)窗附近存在著強(qiáng)烈渦流，是影響車內(nèi)氣流噪聲最主要的聲源[6]。而側(cè)窗玻璃也是汽車最薄弱的部分，大部分氣動噪聲都是通過側(cè)窗玻璃傳遞到車內(nèi)的。

本文運(yùn)用聲學(xué)有限元法對某車型進(jìn)行高速車內(nèi)風(fēng)噪聲仿真。首先，通過計算流體力學(xué)（CFD）軟件計算駕駛員側(cè)窗玻璃的力學(xué)響應(yīng)，得到側(cè)窗玻璃壓力信號，并以此為噪聲激勵源。在通過基于模態(tài)的聲振耦合響應(yīng)分析方法，計算駕駛員左耳處聲壓級大小。對比道路試驗數(shù)據(jù)，分析此仿真方法對于高速車內(nèi)風(fēng)噪聲預(yù)測的可行性與有效性，并在此基礎(chǔ)上研究側(cè)窗玻璃約束對仿真結(jié)果的影響。

1 數(shù)值模擬

1.1 外流場仿真

本文采用1:1某實車模型作為研究對象，整車尺寸大小為：4660 mm×1840 mm×1640 mm。對整車外表面進(jìn)行幾何處理，劃分外表面網(wǎng)格，全部采用三角形網(wǎng)格，網(wǎng)格大小不大于16 mm，特別是對風(fēng)噪影響明顯的地方進(jìn)行細(xì)劃，采用4 mm，比如后視鏡，A柱等。劃分好的整車外表面網(wǎng)格如圖1所示。

圖1 整車外表面網(wǎng)格

運(yùn)用流體仿真軟件STAR_CCM+對整車模型進(jìn)行外流場仿真，模擬風(fēng)洞試驗，設(shè)置三個不同的加密區(qū)，由于多面體網(wǎng)格具有數(shù)量少、精度高、適用性好等特點，可以節(jié)省計算資源，所以體網(wǎng)格采用多面體網(wǎng)格進(jìn)行劃分，最終生成如圖2所示體網(wǎng)格。運(yùn)用大渦模擬數(shù)值模擬方法，風(fēng)速設(shè)置為120 kph，進(jìn)行1.5 s瞬態(tài)計算，時間步長為1.5E-4 s，在1.2 s～1.5 s時間段，每隔一個時間步長提取一個駕駛員側(cè)窗玻璃的壓力信號，最終得到2000個側(cè)窗玻璃上聲源信息。

圖2 車身附近體網(wǎng)格示意圖

1.2 車內(nèi)風(fēng)噪聲仿真

在進(jìn)行車內(nèi)噪聲仿真時，首先需要準(zhǔn)備整車的聲腔網(wǎng)格，本文預(yù)計算20～3000 Hz頻段數(shù)據(jù)，由于網(wǎng)格尺寸和網(wǎng)格截斷頻率的關(guān)系，聲腔網(wǎng)格的最大尺寸為16 mm。還需準(zhǔn)備側(cè)窗玻璃的結(jié)構(gòu)網(wǎng)格與結(jié)構(gòu)模態(tài)，運(yùn)用單向彈簧單元對側(cè)窗玻璃四周進(jìn)行約束，彈簧單元的單向剛度k值設(shè)為40 N/mm，并計算側(cè)窗玻璃前3000 Hz的結(jié)構(gòu)模態(tài)。最終得到的聲腔網(wǎng)格和側(cè)窗玻璃結(jié)構(gòu)模態(tài)如圖3所示。

圖3 聲腔網(wǎng)格與結(jié)構(gòu)模態(tài)

采用聲學(xué)有限元法對整車高速風(fēng)噪聲進(jìn)行仿真。將外流場仿真得到的聲源信息導(dǎo)入聲學(xué)求解器，在依次導(dǎo)入側(cè)窗玻璃結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，結(jié)構(gòu)模態(tài)和整車聲腔網(wǎng)格。首先進(jìn)行數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)移，將側(cè)窗玻璃上的脈動壓力信息映射到側(cè)窗玻璃結(jié)構(gòu)網(wǎng)格上，期間進(jìn)行傅里葉變換，把時域的脈動壓力信號轉(zhuǎn)換成頻域信號。

駕駛員左右耳相距較近，在聲壓上變化不大，但由于駕駛員左耳比右耳更接近車外，所以比較駕駛員左耳聲壓更能反映車內(nèi)的聲壓級大小。在聲腔網(wǎng)格駕駛員左耳旁建立場點網(wǎng)格，用以拾取駕駛員左耳處聲壓大小。由于真實車輛車內(nèi)有許多吸聲材料，對車內(nèi)噪聲有顯著改善，在汽車主要吸聲部位，頂棚、地板和座椅上賦予吸聲材料屬性，用以模擬實際的吸聲效果。此計算方法主要運(yùn)用吸聲材料的聲阻抗屬性，主要通過阻抗管試驗測得，最終得到隨頻率變化的帶有實部虛部的聲阻抗參數(shù)。最后，在聲腔模型側(cè)窗玻璃處建立一個側(cè)窗玻璃大小的組，以這個組作為聲振耦合邊界，聲音將從此處傳入車內(nèi)。運(yùn)用基于模態(tài)的聲振耦合響應(yīng)分析方法，計算20～3000 Hz的車內(nèi)聲壓級大小，仿真過程如圖4所示。

圖4 基于模態(tài)的聲振耦合響應(yīng)分析

2 道路試驗與仿真結(jié)果對比分析

2.1 道路試驗

進(jìn)行道路試驗，如圖5所示，在駕駛員左右耳處粘貼上聲傳感器，開始試驗，關(guān)閉所有車門車窗，使車輛加速到120 km/h，并保持勻速，此時開始測量，測量頻率范圍為20Hz～3000 Hz，且頻率分辨率為1 Hz，測量多組數(shù)據(jù)，測試時間為10 s左右，選擇頻譜曲線較為接近的三組數(shù)據(jù)，且此三組數(shù)據(jù)的總聲壓級的誤差范圍在0.2 dB以內(nèi)，最后將三組數(shù)據(jù)求取平均值，得到精確的高速車內(nèi)風(fēng)噪聲數(shù)據(jù)。

圖5 高速擋分動箱與車架支承處的動反力

圖5 傳感器布置形式

2.2 仿真結(jié)果對比分析

仿真計算了車速在120 km/h時20 Hz～3000 Hz頻段駕駛員左耳處聲壓級大小，圖6為駕駛員左耳處仿真結(jié)果與道路試驗結(jié)果的對比圖，圖7為仿真值與試驗值的趨勢線對比圖，由圖可以看出仿真值與試驗值趨勢具有較好的一致性，且兩者趨勢線也較為吻合，證明此仿真方法對高速車內(nèi)風(fēng)噪聲預(yù)測具有可行性和有效性，能夠滿足研究需求。

圖6 試驗值與仿真值聲壓級對比

圖7 試驗值與仿真值趨勢線對比

由趨勢線圖可以看出，低頻時，試驗值明顯高于仿真值，且試驗值總的聲壓級高于仿真值。這是由于道路試驗時，不僅只有風(fēng)噪聲，還會有發(fā)動機(jī)噪聲、滾動噪聲等其他噪聲的參與，且側(cè)窗玻璃結(jié)構(gòu)約束也有一定影響。而高頻時，仿真值高于試驗值，這是因為車內(nèi)吸聲材料的種類和布置不可能完全符合實際，且網(wǎng)格質(zhì)量和大小對其也有一定影響。

3 側(cè)窗玻璃約束對結(jié)果的影響

3.1 側(cè)窗玻璃固定約束

側(cè)窗玻璃約束影響了玻璃的結(jié)構(gòu)模態(tài)，進(jìn)而影響了車內(nèi)聲壓計算。當(dāng)側(cè)窗玻璃四周固定約束時，得到的駕駛員左耳聲壓級曲線與試驗值對比如圖8所示?？梢钥闯?，在前1000 Hz聲壓級明顯與試驗值不同，而在1000 Hz以后，聲壓級曲線逐漸與試驗值相符。這是由于固定約束對玻璃低階頻率的結(jié)構(gòu)模態(tài)影響巨大，而隨著模態(tài)階數(shù)的提高，約束力對結(jié)構(gòu)模態(tài)的影響逐漸減小。

圖8 試驗值與固定約束聲壓級對比

3.2 側(cè)窗玻璃單向彈簧約束

由于實際車輛的側(cè)窗玻璃并不是剛性連接的，所以仿真值與試驗值相差甚遠(yuǎn)。實際車輛的側(cè)窗玻璃是由玻璃水切和玻璃呢槽約束住的，它可以自由地上下升降。為了模擬這種約束，采用了單向彈簧單元對側(cè)窗玻璃四周進(jìn)行約束，一端連接側(cè)窗玻璃，另一端用固定約束固定，如圖9所示。單向彈簧單元可以調(diào)整彈簧剛度k值的大小來調(diào)整約束力的大小，進(jìn)而影響玻璃結(jié)構(gòu)模態(tài)，如圖6就采用了單向彈簧約束，從圖中可以看出，采用單向彈簧約束能夠很好地模擬側(cè)窗玻璃約束，仿真精度大大提高，滿足了仿真研究要求。

圖9 單向彈簧約束

3.3 彈簧單元約束k值影響

由于汽車行駛過程中，側(cè)窗玻璃約束力大小是變化的，為了得到較為有效的k值大小，設(shè)置不同的剛度系數(shù)k，比較不同k值對仿真結(jié)果的影響。剛度系數(shù)k分別設(shè)置了20 N/mm、40 N/mm、60 N/mm、100 N/mm、200 N/mm、400 N/mm、800 N/mm。由圖10可知，不同k值對側(cè)窗玻璃結(jié)構(gòu)模態(tài)影響的頻率范圍不同，隨著k值的增大，影響的頻率范圍也越大，但都是從低頻開始影響，逐漸向高頻擴(kuò)大。隨著k值的增長，影響頻段范圍也逐漸增長緩慢，且影響頻段之外的頻段仿真結(jié)果一致。

圖10 不同k值影響頻段

由于k值不同，影響的頻率范圍不同，本文將以1/3倍頻程方式對比不同k值對不同頻段的影響。如圖11設(shè)置了20 N/mm、40 N/mm、60 N/mm、100 N/mm不同的k值，分別記作k20、k40、k60、k100（下同）。由圖可知，以50 Hz、125 Hz、400 Hz為中心頻率的頻段內(nèi)變化十分明顯，最大差距有18 dB左右，而其它頻段幾乎沒有變化；且50 Hz、125 Hz為中心頻率頻段的聲壓級則隨著k值的增大而減小；而400 Hz頻段內(nèi)聲壓級隨著k值增大而增大。對比試驗值，低頻時不同k值下，試驗值普遍高于仿真值，這是由于道路試驗不單單只有風(fēng)噪，還有其它噪聲的影響，比如路噪、發(fā)動機(jī)噪聲等，同時剛度系數(shù)k也有一定影響；到中高頻段，試驗值與仿真值基本相符。

圖11 k20～k100對應(yīng)1/3倍頻程

由圖12可知，隨著剛度系數(shù)k值的進(jìn)一步增大，受影響的頻段也進(jìn)一步增多，尤其是在中心頻率為315 Hz和400 Hz頻段。315Hz頻段隨著k值增大，聲壓級迅速增大，且變化十分明顯；而400 Hz頻段則隨著k值增大，聲壓級迅速減小。從總體來看，試驗值隨著頻率的增加，聲壓級基本成平緩的下降趨勢。所以聲壓級突然的升高或降低將引起劇烈的峰值波動。從圖中可以看出，仿真聲壓級隨著k值的增大，聲壓級峰值波動愈加劇烈，影響仿真精度。對比圖11，k值越小，受影響頻率范圍越小，但低頻段的聲壓級峰值波動越劇烈。綜上所述，k40剛好處于適中位置，可以有效模擬側(cè)窗玻璃結(jié)構(gòu)約束，仿真結(jié)果如圖6所示。

圖12 k100～k400對應(yīng)1/3倍頻程

如圖13所示，當(dāng)k值加大到800 N/mm時，250 Hz、800 Hz頻段聲壓級明顯升高，且峰值波動劇烈。隨著k值繼續(xù)增大，側(cè)窗玻璃結(jié)構(gòu)模態(tài)受影響頻率范圍增加減緩，且側(cè)窗玻璃結(jié)構(gòu)約束對高階模態(tài)影響逐漸減弱，k值對1000 Hz以后的高頻段聲壓級影響逐漸減弱，基本與試驗值相符。而k值再進(jìn)一步增大，已不符合實際，且仿真精度也得不到提高。綜上所述，k值對仿真精度的影響主要集中在中低頻段。

圖13 k400～k800對應(yīng)1/3倍頻程

4 結(jié)束語

本文主要運(yùn)用計算流體力學(xué)（CFD）與聲學(xué)有限元（FEM）結(jié)合的方法對高速車內(nèi)風(fēng)噪聲進(jìn)行仿真研究。運(yùn)用基于模態(tài)的聲振耦合響應(yīng)分析方法計算駕駛員左耳處聲壓級大小，對比道路試驗結(jié)果，證明此仿真方法具有可行性與有效性。運(yùn)用單向彈簧單元對側(cè)窗玻璃進(jìn)行約束，以達(dá)到模擬實際車窗約束效果，對比不同彈簧剛度k對仿真結(jié)果的影響，發(fā)現(xiàn)不同k值對不同頻段的影響也不同，主要集中在中低頻段。k值越大，影響頻率范圍越大，影響頻段越多，聲壓級峰值波動劇烈；k值越小，低頻峰值波動劇烈。對比分析，發(fā)現(xiàn)k值為40 N/mm左右時，仿真精度較好，達(dá)到了預(yù)期研究效果。