沈 龍 張 軍 黃應(yīng)來 李 欣 宋 瓊

(1 浙江智馬達(dá)智能科技有限公司 寧波 315336)

(2 吉利汽車研究院寧波有限公司 寧波 315336)

0 引言

國家對新能源汽車發(fā)展的持續(xù)投入，刺激了新能源汽車行業(yè)的蓬勃發(fā)展，使中國在短短數(shù)年內(nèi)成為全球第一大新能源汽車市場。純電動(dòng)汽車有動(dòng)力強(qiáng)勁的特點(diǎn)，高速工況使用頻繁，且駕乘人員對純電動(dòng)汽車NVH 性能有著較高的心理預(yù)期，高速行駛工況下如果車內(nèi)存在低頻噪聲問題就容易被顧客投訴，將極大地降低駕乘人員的用車體驗(yàn)。這不僅對品牌形象造成負(fù)面影響，還會帶來高額的售后維護(hù)成本。因此，分析低頻噪聲產(chǎn)生機(jī)理，針對關(guān)鍵影響因素進(jìn)行前期規(guī)避，具有重要的工程意義。

20世紀(jì)50年代，因飛機(jī)起落架艙及彈藥艙在飛機(jī)起降時(shí)產(chǎn)生了強(qiáng)烈的嘯叫聲問題，推動(dòng)了空腔自激振蕩機(jī)理分析和振蕩壓力預(yù)測等研究的逐漸興起。國內(nèi)外學(xué)者對空腔自激振蕩的現(xiàn)象及機(jī)理進(jìn)行了深入的研究，Rossiter[1]根據(jù)渦的運(yùn)動(dòng)形式提出了一個(gè)聲音的反饋回路模型，對大量實(shí)驗(yàn)參數(shù)進(jìn)行研究，總結(jié)出了一個(gè)用于預(yù)估振蕩頻率的半經(jīng)驗(yàn)公式。Heller[2]在不同馬赫數(shù)來流下對不同長深比的空腔噪聲進(jìn)行研究，確定渦的回饋速度為當(dāng)?shù)芈曀?，并對半?jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行了修正。Michalke[3]通過對流體運(yùn)動(dòng)方程的求解，分析了空腔開口的基本參數(shù)和流場特性，為建立空腔共振頻率的預(yù)測方法提供了較為清晰的物理圖像。羅柏華等[4]的實(shí)驗(yàn)研究結(jié)果表明空腔深度對振蕩頻率影響不大，對模態(tài)的幅值有明顯影響，空腔越深，最大振蕩峰值越大。李偉等[5]研究了在汽車空調(diào)制冷系統(tǒng)中由制冷劑流動(dòng)引起的流激噪聲問題，并通過半經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行了頻率預(yù)測與避頻處理來解決問題。劉楊等[6]結(jié)合自激振蕩原理，解決了在發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣窄縫式消聲器中的空腔自激振蕩問題，并通過修正經(jīng)驗(yàn)公式來確認(rèn)了自激振蕩頻率。此外，也有較多文獻(xiàn)針對天窗風(fēng)振和側(cè)窗風(fēng)振[7-9]進(jìn)行了深入的研究。

本文介紹了高速工況下某電動(dòng)汽車車身泄壓閥引起車內(nèi)低頻噪聲問題的案例，通過對道路試驗(yàn)數(shù)據(jù)、風(fēng)洞試驗(yàn)數(shù)據(jù)、靜置試驗(yàn)數(shù)據(jù)、自激振蕩理論和共振理論的分析，找到了低頻噪聲的關(guān)鍵影響因素并提出了可行的工程化方案，有效解決了泄壓閥引起的車內(nèi)低頻噪聲問題。該案例問題的分析和經(jīng)驗(yàn)總結(jié)，有助于為后續(xù)電動(dòng)汽車高速工況NVH 設(shè)計(jì)提供借鑒和指導(dǎo)。

1 問題特征識別

某四驅(qū)純電動(dòng)SUV 開發(fā)過程中，出現(xiàn)高速行駛時(shí)車內(nèi)低頻轟鳴噪聲問題。經(jīng)過主觀評價(jià)，問題現(xiàn)象如下：(1) 空調(diào)置于外循環(huán)狀態(tài)，在光滑平直路面上行駛，當(dāng)車速上升至130 km/h 時(shí)，在車輛后排位置能夠聽到明顯的低頻噪聲；(2) 隨著車速繼續(xù)上升，后排低頻噪聲幅值明顯增加，當(dāng)車速為140 km/h 時(shí)噪聲達(dá)到最大；(3) 空調(diào)置于內(nèi)循環(huán)狀態(tài)，各車速均無明顯的低頻噪聲。隨著高速公路里程總和的不斷增長和純電動(dòng)汽車動(dòng)力的不斷提升，高速工況使用愈發(fā)頻繁，這大大增加了低頻噪聲問題發(fā)生的概率，降低了乘坐舒適性，可能會引起市場抱怨。

該車前后搭載了兩臺永磁同步電機(jī)，前后電機(jī)下方均設(shè)計(jì)了平整的下護(hù)板。前電機(jī)下護(hù)板與前保險(xiǎn)杠和動(dòng)力電池前端平齊連通，后電機(jī)下護(hù)板與動(dòng)力電池后端和后保險(xiǎn)杠平齊連通。因避讓后懸架運(yùn)動(dòng)包絡(luò)，后底護(hù)板與后保險(xiǎn)杠之間存在較大的缺口。泄壓閥左右對稱布置于車身末端兩側(cè)，開口朝向車輛正后方。這種車輛底部平順的結(jié)構(gòu)帶來了較好的風(fēng)阻表現(xiàn)，但也為氣流順利進(jìn)入后保險(xiǎn)杠并流經(jīng)泄壓閥表面創(chuàng)造了條件。

1.1 道路試驗(yàn)測試分析

結(jié)合主觀評價(jià)結(jié)果，為了進(jìn)一步分析此問題的特征，如圖1 所示，分別在駕駛員左耳、副駕駛員右耳、左后乘客左耳、右后乘客右耳布置傳聲器，汽車在光滑平直路面上，空調(diào)置于外循環(huán)狀態(tài)，以140 km/h 車速勻速行駛，測試車內(nèi)各位置噪聲數(shù)據(jù)。

圖1 傳聲器布置示意圖Fig.1 Microphone layout diagram

車內(nèi)噪聲測試結(jié)果如圖2 所示。通過對各位置噪聲的頻域特征分析及聲頻回放和濾波回放的對比辨識，可以得出：(1) 車內(nèi)低頻噪聲存在明顯的位置特征，前排不明顯而后排明顯。車內(nèi)后排左右位置位置噪聲特征一致，均存在55 Hz 低頻噪聲峰值特征。前排左右位置噪聲特征一致，均無低頻噪聲峰值特征。(2) 車內(nèi)后排噪聲頻譜呈現(xiàn)出以18 Hz 為基頻，37 Hz、55 Hz、73 Hz 為倍頻的諧階次特征。(3) 車內(nèi)后排噪聲峰值以55 Hz為中心頻率，幅值達(dá)57 dB(A)，此為整車抱怨問題的客觀測試特征。

圖2 140 km/h 車內(nèi)各位置噪聲頻譜圖Fig.2 Noise spectrum of each position at 140 km/h

車輛高速行駛時(shí)受到的激勵(lì)主要來自于三個(gè)方面：第一是動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)的旋轉(zhuǎn)激勵(lì)；第二是路面激勵(lì)；第三是高速氣流激勵(lì)。問題發(fā)生與空調(diào)外循環(huán)狀態(tài)強(qiáng)相關(guān)，高速行駛空調(diào)置于外循環(huán)狀態(tài)時(shí)泄壓閥處于開啟狀態(tài)，存在高速氣流激勵(lì)泄壓閥引起低頻噪聲問題的可能性。

1.2 風(fēng)洞試驗(yàn)測試分析

為了鎖定高速低頻噪聲問題的激勵(lì)源，在聲學(xué)風(fēng)洞中進(jìn)行激勵(lì)源分離試驗(yàn)驗(yàn)證。分別在駕駛員、副駕駛員、左后乘客、右后乘客位置布置人工頭，測試0°偏航角，來流速度140 km/h，空調(diào)置于外循環(huán)狀態(tài)下的車內(nèi)噪聲數(shù)據(jù)。

測試結(jié)果如圖3 所示。因風(fēng)洞只有穩(wěn)定來流激勵(lì)，相比于道路試驗(yàn)低頻成分激勵(lì)偏少，如再使用A 計(jì)權(quán)將低頻部分的幅值降低，會導(dǎo)致對低頻數(shù)據(jù)分析的失真，故對風(fēng)洞數(shù)據(jù)采取不計(jì)權(quán)分析。通過噪聲回放辨識及各位置噪聲頻域特征分析可得到以下結(jié)論：(1) 風(fēng)洞試驗(yàn)結(jié)果與道路試驗(yàn)結(jié)果一致，后排左右位置噪聲頻譜一致，存在明顯的18 Hz、55 Hz 倍頻特征。前排左右位置噪聲頻譜一致，沒有低頻噪聲特征。(2) 風(fēng)洞試驗(yàn)中，高速氣流單獨(dú)激勵(lì)可以復(fù)現(xiàn)低頻噪聲問題，說明該問題產(chǎn)生與路面激勵(lì)和動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)旋轉(zhuǎn)激勵(lì)無關(guān)，屬于氣動(dòng)噪聲類型。

圖3 140 km/h 風(fēng)洞試驗(yàn)車內(nèi)各位置噪聲頻譜圖Fig.3 Noise spectrum of each position at 140 km/h at wind tunnel

2 潛在機(jī)理分析

2.1 激勵(lì)源特征分析

為了分析高速低頻噪聲問題發(fā)生的潛在原因和影響因素，結(jié)合道路試驗(yàn)、風(fēng)洞試驗(yàn)分析結(jié)論，設(shè)計(jì)底護(hù)板間隙封閉、左側(cè)泄壓閥封閉、右側(cè)泄壓閥封閉、兩個(gè)泄壓閥封閉的4個(gè)驗(yàn)證方案，進(jìn)行排查對比工作。泄壓閥封閉狀態(tài)如圖4所示，并在兩個(gè)泄壓閥近場布置傳聲器，以分析泄壓閥位置的聲源特征。

圖4 泄壓閥封閉示意圖Fig.4 Decompression air vent closed schematic diagram

整車以140 km/h 車速勻速行駛時(shí)，分別測試各方案車內(nèi)右后乘客右耳噪聲，并進(jìn)行主觀評價(jià)。測試結(jié)果如圖5 所示。主要排查工作的結(jié)論如下：(1) 兩個(gè)泄壓閥封閉后，主觀評價(jià)問題消失，客觀測試后排噪聲18 Hz峰值降低12 dB(A)，55 Hz峰值降低了12 dB(A)，確認(rèn)問題由泄壓閥引起，18 Hz峰值與55 Hz峰值呈現(xiàn)出正相關(guān)性；(2) 只進(jìn)行左側(cè)或右側(cè)泄壓閥封閉，后排噪聲55 Hz 峰值下降8 dB(A)，只封閉一個(gè)泄壓閥問題峰值有所下降，但問題特征仍然存在，即每個(gè)泄壓閥均單獨(dú)對低頻噪聲問題產(chǎn)生貢獻(xiàn)；(3) 封閉底護(hù)板與后保險(xiǎn)杠縫隙，問題頻率峰值下降5 dB(A)，由于縫隙不能完全封閉，故問題不能完全消失。

圖5 各驗(yàn)證方案車內(nèi)噪聲頻譜圖Fig.5 Interior noise spectrum of each verification scheme

泄壓閥近場噪聲測試結(jié)果如圖6 所示，左右泄壓閥近場噪聲均出現(xiàn)了明顯的18 Hz 峰值特征，并伴隨有37 Hz、55 Hz 為倍頻的諧階次峰值特征，此為泄壓閥處因氣流產(chǎn)生的激勵(lì)源特征。

圖6 泄壓閥近場噪聲頻譜圖Fig.6 Near-field noise spectrum of decompression air vent

根據(jù)以上道路試驗(yàn)方案排查結(jié)果，初步推測低頻噪聲產(chǎn)生機(jī)理為氣流流經(jīng)泄壓閥產(chǎn)生18 Hz 激勵(lì)源，該激勵(lì)源諧階次與車內(nèi)某頻率為55 Hz 的模態(tài)耦合放大，形成了車內(nèi)55 Hz低頻噪聲問題。

2.2 靜置試驗(yàn)分析

為驗(yàn)證道路試驗(yàn)排查推測，設(shè)計(jì)如圖7 所示的靜置試驗(yàn)裝置，使用體積聲源模擬泄壓閥處激勵(lì)，同步測試車內(nèi)噪聲響應(yīng)，研究泄壓閥處激勵(lì)頻率與車內(nèi)噪聲響應(yīng)頻率的關(guān)系。

圖7 靜置試驗(yàn)示意圖Fig.7 Diagram of standing test

靜置試驗(yàn)裝置由消聲室、整車、體積聲源、車內(nèi)傳聲器和數(shù)采設(shè)備構(gòu)成。試驗(yàn)時(shí)將整車靜置于消聲室，泄壓閥閥片開啟，體積聲源布置在泄壓閥開口處進(jìn)行聲載荷激勵(lì)，并分別在車內(nèi)駕駛員左耳、副駕駛員右耳、左后乘客左耳、右后乘客右耳布置傳聲器，通過數(shù)采設(shè)備記錄數(shù)據(jù)，同步進(jìn)行主觀評價(jià)。

首先使用體積聲源進(jìn)行慢速掃頻激勵(lì)，在車內(nèi)進(jìn)行主觀評價(jià)，當(dāng)掃頻激勵(lì)在18 Hz 附近時(shí)車內(nèi)出現(xiàn)了明顯的低頻噪聲。然后使用體積聲源進(jìn)行18 Hz為基頻的定頻激勵(lì)，并同步測試車內(nèi)噪聲，計(jì)算聲聲傳遞函數(shù)，測試結(jié)果如圖8 所示，聲聲傳遞函數(shù)曲線出現(xiàn)了明顯的18 Hz 和55 Hz 峰值。確認(rèn)泄壓閥處18 Hz 聲載荷激勵(lì)能夠引起車內(nèi)18 Hz 和55 Hz的噪聲響應(yīng)。

圖8 靜置試驗(yàn)車內(nèi)聲聲傳函Fig.8 Acoustic transfer function in static test

2.3 車內(nèi)空腔模態(tài)分析

將車內(nèi)空腔簡化，建立實(shí)體模型，進(jìn)行二維網(wǎng)格劃分，然后生成三維網(wǎng)格進(jìn)行車內(nèi)空腔模態(tài)的有限元仿真分析。車內(nèi)聲腔縱向一階模態(tài)頻率及振型仿真結(jié)果如圖9 所示。車內(nèi)低頻噪聲存在前排無后排有的位置特征，與車內(nèi)空腔縱向模態(tài)節(jié)線位于前排人耳位置吻合。

圖9 車內(nèi)聲腔縱向一階模態(tài)Fig.9 Longitudinal first-order mode of vehicle interior acoustic cavity

仿真分析模態(tài)值58 Hz 與實(shí)車問題頻率存在3 Hz 差異，仿真差異主要來源是幾何建模的簡化不夠精準(zhǔn)、材料屬性定義不夠準(zhǔn)確、邊界條件定義存在差異等?？紤]實(shí)車問題是以55 Hz為中心頻率，故仿真結(jié)果可以參考。

通過道路試驗(yàn)排查確認(rèn)泄壓閥導(dǎo)致了高速低頻噪聲問題，并確定泄壓閥處存在18 Hz 激勵(lì)；通過靜置試驗(yàn)確認(rèn)了泄壓閥處18 Hz 激勵(lì)引起了車內(nèi)55 Hz 低頻噪聲響應(yīng)；通過仿真分析確認(rèn)了車內(nèi)空腔縱向一階模態(tài)頻率與問題噪聲頻率接近。

以上分析可以進(jìn)一步推測高速低頻噪聲問題潛在機(jī)理為：氣流流經(jīng)泄壓閥空腔引起渦的脫落，脫落渦的頻率與下游渦爆破聲波耦合，產(chǎn)生頻率為18 Hz 的自激振蕩現(xiàn)象，泄壓閥內(nèi)腔為深腔，導(dǎo)致自激振蕩頻率出現(xiàn)多個(gè)諧階次特征，其三階與車內(nèi)縱向一階聲腔模態(tài)耦合共振，導(dǎo)致車內(nèi)存在明顯的55 Hz低頻噪聲。

3 渦聲耦合與共振理論分析

結(jié)合道路試驗(yàn)排查、靜置試驗(yàn)、仿真分析得出的高速低頻噪聲問題潛在機(jī)理，將整車外循環(huán)狀態(tài)下的車內(nèi)空腔和泄壓閥系統(tǒng)簡化成開口空腔模型。高速行駛時(shí)，氣流流經(jīng)該模型并產(chǎn)生自激振蕩現(xiàn)象，自激振蕩頻率或其諧階次頻率與車內(nèi)聲腔模態(tài)耦合共振引起低頻噪聲問題。

3.1 渦聲耦合的自激振蕩

如圖10 所示的長為L、深為H、寬為B的空腔，Rossiter 從渦運(yùn)動(dòng)的角度提出了一個(gè)聲反饋模型，空腔口流動(dòng)的剪切層是由空腔前邊緣周期性脫落的渦組成，并向下游流動(dòng)，脫落的渦流動(dòng)到空腔后緣并與之發(fā)生碰撞相互作用后，產(chǎn)生的壓力波反向向上游傳播，當(dāng)壓力波傳遞到空腔前緣時(shí)會激發(fā)新的渦脫落。當(dāng)空腔前緣脫落渦與反饋聲波組成的回路滿足一定相位關(guān)系，空腔前緣的渦就會不斷被激勵(lì)發(fā)生周期性脫落，從而導(dǎo)致出現(xiàn)渦聲耦合的自激振蕩現(xiàn)象。

圖10 渦聲耦合自激振蕩回路Fig.10 Vortex-acoustic coupling self-excited oscillation circuit

振蕩的周期為渦從空腔前緣脫落到運(yùn)動(dòng)至空腔后緣發(fā)生碰撞與碰撞后壓力波傳遞至前緣的時(shí)間之和。朱幼君[10]通過實(shí)驗(yàn)將預(yù)測自激振蕩頻率的半經(jīng)驗(yàn)公式修正為

式(1)中，Uc是自由來流速度，Mac是來流馬赫數(shù)，1/k是由實(shí)驗(yàn)確定的常數(shù)，n為正整數(shù)，L為空腔長度。

本文選擇高精度的便攜式單點(diǎn)熱敏風(fēng)速儀，對公共道路上高速行駛車輛的泄壓閥位置進(jìn)行了局部氣流速度的測量。熱敏式風(fēng)速儀的工作原理是將一根通過電流加熱的金屬絲置于被測量氣流之中，由于金屬絲散熱量與氣流流速直接相關(guān)，就可以將金屬絲溫度變化量轉(zhuǎn)換成可測的電信號，從而精準(zhǔn)地測量出氣流流速。經(jīng)過實(shí)車測量的數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)，泄壓閥附近的氣流流速在6.3～6.9 m/s之間，屬于超低馬赫數(shù)范圍，可適用于半經(jīng)驗(yàn)公式(1)。實(shí)車流速測量偏差的原因與熱敏式風(fēng)速儀測點(diǎn)的位置、角度和行車穩(wěn)定性等因素相關(guān)。根據(jù)文獻(xiàn)[10]，常數(shù)1/k為1.75，由于泄壓閥長度L為0.18 m，可推算出自激振蕩頻率在15.9～17.4 Hz 之間，這比實(shí)車測試的車內(nèi)噪聲峰值頻率偏小了0.6～2.1 Hz。

3.2 渦聲耦合與共振

渦聲耦合共振屬于空腔駐波模態(tài)控制的振蕩現(xiàn)象，特別是深腔結(jié)構(gòu)特別容易引起這種現(xiàn)象，高馬赫數(shù)下的淺腔也會出現(xiàn)該現(xiàn)象。關(guān)于矩形空腔內(nèi)的聲學(xué)模態(tài)可以通過剛性壁質(zhì)點(diǎn)的速度為零這一邊界條件得出空腔內(nèi)聲波的圓頻率為[11]

由式(2)可以看出，空腔內(nèi)的聲學(xué)模態(tài)特征只與空腔的結(jié)構(gòu)尺寸相關(guān)。因此，只要渦聲耦合自激振蕩頻率或其諧階次頻率與空腔聲學(xué)模態(tài)頻率接近或相等時(shí)，就可能會發(fā)生車內(nèi)的低頻渦聲耦合共振現(xiàn)象，并在車內(nèi)空腔模態(tài)頻率上引起聲壓響應(yīng)峰值。

4 工程化改進(jìn)措施及驗(yàn)證

對于部分純電動(dòng)汽車而言，往往在較為短小的車身尺寸上追求大軸距，自然會出現(xiàn)前后懸尺寸變短的考慮，導(dǎo)致布置在車輛兩側(cè)的泄壓閥只能布置到車輛正后方，增加了低頻渦聲耦合的發(fā)生概率。如果調(diào)整泄壓閥位置，需要進(jìn)行大量開發(fā)驗(yàn)證工作，周期長，成本高。所以考慮泄壓閥本身結(jié)構(gòu)優(yōu)化，探討能否快速解決該車型低頻噪聲問題就有較大的工程意義。

結(jié)合道路試驗(yàn)排查分析結(jié)果，將工程化方案設(shè)計(jì)為接近泄壓閥封閉狀態(tài)即可解決高速低頻噪聲問題，但泄壓閥又必須保證泄壓功能。設(shè)計(jì)如圖11所示的泄壓閥罩來解決高速低頻聲問題。泄壓閥罩總體呈現(xiàn)出U型槽結(jié)構(gòu)，壁厚2 mm，采用注塑工藝一體成型。其內(nèi)輪廓長度和寬度與泄壓閥外輪廓長度和寬度相同，其內(nèi)輪廓深度比泄壓閥閥片展開運(yùn)動(dòng)包絡(luò)面深5 mm。泄壓閥罩通過卡接方式安裝在泄壓閥外側(cè)，泄壓閥罩左右對稱分布4 對卡扣提供主要卡接力及X向與Y向定位，上方一個(gè)卡扣與下方兩根筋配合進(jìn)行Z向定位。在其上下部及正面局部設(shè)計(jì)排氣孔，以滿足開關(guān)門力、開關(guān)門聲品質(zhì)和空調(diào)對通風(fēng)的要求，正面大部分為封閉結(jié)構(gòu)，用來阻擋氣流流經(jīng)泄壓閥，從而達(dá)到破壞渦聲耦合的形成條件。

圖11 泄壓閥罩工程化方案示意圖Fig.11 Decompression air vent cover engineering scheme diagram

工程化方案實(shí)施后，主觀評價(jià)結(jié)果為：高速工況下車內(nèi)低頻噪聲消失。客觀測試結(jié)果如圖12 所示，18 Hz渦聲耦合自激振蕩峰值降低11 dB(A)，與車內(nèi)空腔55 Hz 縱向一階模態(tài)共振頻率峰值降低13 dB(A)。主觀評價(jià)與客觀測試結(jié)果均顯示泄壓閥罩工程化方案可以有效解決高速工況下泄壓閥引起的低頻噪聲問題。

圖12 工程化方案道路試驗(yàn)效果Fig.12 Road test effect of engineering scheme

5 結(jié)論

隨著純電動(dòng)汽車從低速化向高速化的趨勢發(fā)展，市場用戶將越來越關(guān)注和重視車輛高速行駛工況的NVH 問題，對于車身泄壓閥引起的車內(nèi)低頻噪聲問題，行業(yè)內(nèi)還缺少廣泛深入的分析研究。本文以某純電動(dòng)SUV車型在130 km/h以上車速行駛工況的后排低頻轟鳴聲問題為案例背景，系統(tǒng)性地進(jìn)行了整車道路測試與風(fēng)洞試驗(yàn)的診斷識別分析，闡述了基于渦聲耦合理論的潛在機(jī)理假設(shè)，提出可工程實(shí)施的泄壓閥設(shè)計(jì)優(yōu)化方案，并通過實(shí)車道路試驗(yàn)驗(yàn)證了該措施方案的有效性，這對純電動(dòng)汽車的氣動(dòng)噪聲性能開發(fā)有一定的借鑒參考價(jià)值。

此外，由于車身泄壓閥處于車內(nèi)外的交匯接口位置，其附近空間的流場特性比較復(fù)雜，需要從渦聲耦合自激振蕩的理論方法、高置信度的計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)仿真分析和風(fēng)洞道路試驗(yàn)等方面，開展進(jìn)一步的理論試驗(yàn)研究，并在車型項(xiàng)目開發(fā)前期合理地優(yōu)化設(shè)計(jì)泄壓閥的位置和結(jié)構(gòu)等參數(shù)，避免高速行駛下車內(nèi)的低頻氣動(dòng)噪聲問題。