汽车气动噪声特性的随机声学法分析

汽车气动噪声特性的随机声学法分析

随着汽车技术的发展,汽车其它噪声（如发动机噪声、传动系噪声等）均得到了有效控制，气动噪声逐渐成为汽车高速行驶时的主要噪声源。汽车外形由各种曲率的曲面以及外凸的附件（如后视镜）组成，气流流经车身时，会在大曲率和拐角处发生气流的分离与再附着，形成运动复杂的涡流，导致车身表面产生了不断变化的脉动压力^[1]。研究表明流场中无旋再附着区与涡核旋转分离区的脉动压力明显高于其它区域^[2]。而车身表面的脉动压力正是形成气动噪声的主要原因。王毅刚^[3]等人基于风洞试验，对车辆后视镜、侧窗表面及附近流场进行了测试，并研究了车辆表面脉动压力特性及产生原因。郑拯宇^[4]等人从声拟理论出发，在某轿车边界元模型中导入脉动压力边界条件对气动噪声外辐射声场进行了数值仿真。陈鑫^[5]等人采用大涡模拟（LES）法对车外后视镜不同边缘结构对车外流场及车身表面监测点气动噪声的影响进行了仿真研究。Ashish^[6]等人对装有弹性尾翼的钝头体模型进行了实验研究，重点关注弹性体流致振动引起的外部激励对远场的影响。以上研究多关注气动噪声的外辐射声场。

本文首先对某款混合动力轿车车内气动噪声进行了数值仿真。采用分离涡模拟(DES)湍流模型对流场进行非定常计算，获得了车身表面的脉动压力，并将其视为随机信号，采用随机声学的方法研究了脉动压力对车内声场的影响，并对该车进行了实车道路试验，分析了车内气动噪声特性，验证了随机声学法的可行性。

1气动噪声研究理论基础

1.1流体动力学（CFD）软件与专业声学仿真软件联合仿真

CFD与专业声学软件进行联合仿真的方法也称混合法，首先在CFD软件中对流场进行稳态计算，将稳态结果作为初值进行瞬态计算，将流场的瞬态计算结果输出为压力脉动或速度脉动的格式，在专业声学仿真软件中导入压力或速度脉动，并将其转化为相应的单极子声源、偶极子声源或四极子声源。经过快速傅里叶变换，可将时域数据转化到频域进行声学响应计算。混合法的优势在于，可以充分考虑所有声源、结构和流速对声传播的的影响。克服了传统声类比理论一般只对远场噪声进行模拟的缺点，更精确地模拟了气动噪声产生传播的过程。

1.2 FW-H声拟理论

1969年Ffows Williams和Hawkings在Lighthill方程的基础上运用广义函数理论推导出流体中运动物体所致声场的 FW-H方程(式1)。从20世纪80年代开始，Farassat等人成功地运用FW-H方程求解了实际物体运动所致声场。

     (1)

式中为流场压力脉动量；为声传播速度；为

Lighthill张量；为作用在运动固壁表面附近的压力；为狄拉克一Delta函数；是未受扰动的流体密度。方程右边的第1项表示流体与流体相互作用的湍流应力声源，是四极子声源项；第2项表示由运动物体表面升力对当地流体作用引起的声源，是偶极子声源项；第3项表示由运动物体对其边界上的流体产生压缩膨胀作用所引起的声源，是单极子声源项。由于汽车表面可视为刚性，法向体积脉动量几乎为零，故单极子声源可忽略不计。又因为气动噪声中四极子声源与偶极子声源强度之比正比于马赫数的平方，而汽车在法规限速内高速行驶时其马赫数最大不超过0.1，仍属于小马赫数运动，偶极子的声源强度远大于四极子。故在对汽车进行气动噪声分析时只需考虑由车身表面脉动压力引起的偶极子声源。

1.3湍流模型

在以往的数值研究中多采用大涡模拟（LES）的方法对车外流场中的湍流进行模拟，该方法采用空间平均的方法，把湍流中的大涡与小涡分开处理，要求求解域的尺度至少包含大涡的尺度，同时要求离散网格的尺度要与小涡的尺度相同。对于大涡直接采用雷诺平均（RANS）法求解，对于小涡需要采取模型进行模拟，来修正大涡模拟场的运动。可见大涡模拟精度与网格尺度直接相关，对计算机运算性能也有较高要求。为了达到较高精度还需克服入口边界、亚格子模型等方面的问题。

随着计算算法的不断发展，一种新型的湍流模型——分离涡模拟（DES）越来越多的被应用于车外流场模拟中^[7-10]。DES方法是一种混合求解方法，结合了RANS方法与LES方法各自的优势，即用模型计算壁面边界的边界层流动，利用LES方法求解时间相关项和三维大尺度漩涡。

Spalart提出了基于S-A模型的DES方法，该方法选择了RANS模型中的一方程S-A模型，用修改后的代替S-A模型中节点到最近壁面的距离d，其中,其中是常数，是求解域中最大单元边长。在靠近壁面区，取d，采用RANS模型求解；在远离壁面区，取，此时采用LES方法求解。这使得在壁面区可以采用较大的网格，缩短了计算时间；在远场区采用LES方法又可以较好地模拟湍流的运动。

2车外流场分析

2.1计算域生成与网格划分

首先对某款混合动力汽车外流场进行CFD分析，已知汽车外形参数为：车长4485mm，车宽1745mm，车高1510mm，轮距1525mm，轴距2700mm。建立了与实车比例为1:1的CAD模型，为了提高仿真效率，对车身形状进行了一些简化：由于轮胎噪声机理较为复杂，不在本课题研究范围之内，故省略了轮胎模型。同时省略了进气栅格、门把手、天线等附件，并对车身底板做了平直化处理，其余部分与实车造型一致。由于车身左右对称，故采用半车身进行分析。

将车身模型放置在一模拟风洞计算域中，参照风洞实验为使阻塞率小于5%^[11]，车头距风洞入口4倍车长，车尾距风洞出口8倍车长，车顶距风洞顶面5倍车高，车底距风洞底面距离按真实状况设置。车身对称面放置在风洞左侧面上，车身右侧距风洞右侧面4倍车宽。同时将

风洞左侧面、右侧面和顶面设为对称面，车身表面与风洞底面设为无滑移壁面，风洞前后表面分别设置为入口和出口（图1）。

对计算域的网格划分采用混合网格形式，将计算域划分为靠近车身的内域和远离车身的外域两部分。由于车身表面较为复杂，内域采用适应性好的四面体网格，外域全采用结构化六面体网格。这样既保证了网格质量，又节约了计算资源。内域和外域的交界面设置成Interface界面，使内外域联通。总网格单元数约为230万个。

2.2 参数设置

由于马赫数小于0.1，不考虑空气的压缩性，设置空气密度为1.225kg/。入口边界条件设为速度入口，v=30m/s(108km/h)。出口边界条件设为压力出口，压力设为标准大气压。稳态求解参数设置与瞬态求解参数设置分别见表1和表2。

表 1稳态求解参数设置

设置项目	设置值
湍流模型	Realizable k-
压力-速度耦合方式	SIMPLEC
压力空间离散方式	二阶迎风
湍流离散率	二阶迎风

 

表 2瞬态求解参数设置

设置项目	设置值
湍流模型	Spalart-Allmaras   DES
压力-速度耦合方式	PISO
步长方式	固定
步长 步数	0.0001s 2500

由表2可知采样时间为0.25s，故频率分辨率为4Hz。采样频率为10000Hz，由那奎斯特采样定理可知最高分析频率为5000Hz。

2.3仿真结果

图2和图3分别为车身表面和车身纵向对称面的静压云图，从图中可以看出从无穷远处来的气流由于受到汽车前脸和外后视镜的阻碍，形成了两个梯度均匀的正压区。其次，发动机罩、前挡风玻璃和车尾均为正压区，而车顶及车底由于空气流速较快，形成了两个负压区。

图4和图5分别为车身纵向对称面和车身表面流矢图，从图中可以看出在汽车前脸与侧围交界处、前挡风玻璃与车顶交界处和A柱附近由于曲率变化较大气流发生了分离，流速明显加快。由于发动机罩与前挡风玻璃处存在较大交角，气流在此处形成漩涡区。在汽车尾部，车顶上方的气流与车底部的气流在此发生交汇，形成了复杂的漩涡区，并向后方延伸。

由于气流分离区与涡流区均会产生较强的压力脉动，所以发动机罩与前挡风玻璃交界处、A柱附近、汽车尾部等区域均可能是气动噪声主要的源。

3气动噪声分析

3.1随机声学理论

由前文可知，高速行驶的汽车对气流形成阻碍，表面形成湍流边界层，产生强大的脉动压力场，其所诱发的气动噪声场可以看做是在空间上不均匀分布，在时间上随机分布的声场。采用随机声学的方法对确定性线性系统进行声学响应分析^[12]，更加符合气动噪声的产生及传播特性。而随机激励只有在以功率谱密度（PSD）定义时才被认为是可知的。系统响应的功率谱密度可以写成以下形式

        （2）

式中为激励的功率谱密度，为响应的功率谱密度，为系统传递函数矩阵，但（2）式中需要计算成千上万个节点间的传递函数，工程中并不实用。因此发展了一种主分量分解的方法，它基于以下矩阵分解：

      (3)

式中为主分量矩阵，为对角阵，称为虚功率谱密度，将(3)式带入(2)式可得功率谱密度载荷下声学响应：

                                  (4)

又主分量矩阵载荷下得到的响应为：

                (5)

因此（4）式可以写成：

         (6)

由(6)式可知，只要求得对应主分量的声学响应与虚功率谱密度，即可求得系统的响应。

3.2汽车内声场仿真与试验验证

将由Fluent软件瞬态计算后的时域计算结果导入声学仿真软件Virtual.Lab中并进行FFT变换，可得到车身表面的脉动压力云图。在车身表面选取6个典型监测点（图6），其中1点为车前脸与发动机罩交界处一点；2点为发动机罩与前挡风玻璃交界处一点；3点为后视镜附近A柱后方侧窗玻璃上一点；4点为车身凸起轮廓线上一点；5点为车后保险杠上一点；6点为车顶面上一点。可以分别得到几点的脉动压力级频谱图（图7）。

从图7可以看出，脉动压力级1点最大值84.33dB，最小值-37.62dB；2点最大值102.58dB，最小值-25.21dB；3点最大值84.17dB，最小值-19.5dB；4点最大值91.41dB，最小值-24.36dB；5点最大值96.25dB，最小值-15.32dB；6点最大值86.01dB，最小值-30.13dB。各点的脉动压力级的频谱图特征基本相似，且各点脉动压力主要能量都集中在0-2500Hz，且呈指数形式衰减，2500Hz之后脉动压力级在零值附近上下波动。但各点脉动压力级数值有所不同。1点最大值较小且很快趋于零值；2点最大值明显高于其他点，因为其处于涡流区；3点波动较剧烈，大的尖峰较多，且在2500Hz后仍保持一定的

能量，因为其处在A柱与后视镜所形成的叠加湍流场中。4点波动范围较大,可能是由侧围车身轮廓较为突出所致。5点和3点类似，最大值较高，在2500Hz后仍保持一定能量，因为其处于尾部的涡流场中。6点最大值较小且下降幅度较快，因为车顶处较为光滑，气流不受阻碍。

得到足够长的时域计算结果后，对脉动压力进行互谱计算，进一步将互谱分解为主分量，利用有限元方法可以得到每一个主分量下车内的声学响应，最后对各个主分量响应结果进行合成，得到总的声学响应。

图8为100-5000Hz随频率变化的车身表面气动噪声声压级云图，可以发现随着频率的提高，云图分布更加密集，但总声压级有所下降。2500Hz以后声压分布、大小基本不变，这与监测点脉动级变化情况基本一致。

为验证仿真结果的准确性，参照GB/T 18697-2002《汽车车内噪声测量方法》对被研究车辆进行了实车道路试验，试验道路选取光滑干燥开阔的硬路面。汽车加速至108km/h后关闭发动机使车辆滑行测量车内气动噪声。本次试验仪器由HEAD Acoustic 便携式数采 1369 SQuadriga、双耳麦克风和传声器组成。驾驶员佩戴双耳麦克风采集耳旁声压信号，传声器布置在后排座椅乘客人耳处，麦克风与传声器与数采相连（如图9所示）。

将采集到的声压信号在HEAD ArtemiS 12.0中后处理可以得到车内A计权气动噪声频谱图，并与仿真结果进行对比（图10）。

从图10可以看出气动噪声频谱为宽频谱，主要能量集中在中低频段(2500Hz以下)，且没有明显主频率。随着频率升高，声压级呈指数形式下降。试验曲线与仿真曲线基本吻合，产生误差的原因可能是：（1）试验时未能完全消除轮胎噪声的影响，而轮胎辐射噪声主要集中在600Hz以下^[13],这产生了低频段的误差。（2）仿真分析时只考虑穿透声未考虑泄露声，忽略了进气栅格、门把手、天线的影响，使得高频段的噪声偏小。（3）模拟风洞与现实环境的差异及网格划分精度、计算精度受限等原因。

4 结语

基于随机声学理论，采用混合法对车外流场及气动噪声进行了数值仿真并进行了试验验证，主要关注脉动压力对车内声场的影响，得到以下结论：

（1）采用DES法可以较好地对车外流场进行仿真，并准确地捕捉到发动机罩与前挡风玻璃交界处、A柱与外后视镜处和汽车尾部复杂的湍流和涡流场。

（2）车内气动噪声声压级频谱为宽频谱，但主要能量集中在2500Hz以下，并无显著主频，显示出其随机特性。

（3）车身各处监测点的脉动压力随频率变化情况基本一致，但处于湍流和涡流场中的监测点脉动压力在2500Hz后仍保持一定能量。

（4）随机声学理论较好地模拟了脉动压力能量向车内的传播过程，且捕捉了湍流场相互叠加所致的声压级波动。为汽车气动噪声研究提供了一种新的方法。

参考文献

[1]杨坤.某车型外表面气动噪声的数值分析[D].上海:上海交通大学,2012.

[2]Murad N, Naser J, Alam F, et al. Computational fluid dynamics study of vehicle A-pillar aero-acoustics[J]. Applied Acoustics.2013,74:882-896.

[3]王毅刚,杨超,杨志刚等.汽车外表面气动噪声特性分析[J].声学技术.2014,33(1):50-55.

[4]郑拯宇,李人宪.汽车气动噪声外辐射声场的数值仿真[J]. 汽车工程.2013,35(1):88-92.

[5]陈鑫,王怀玉,高长凤等.后视镜罩边缘结构对流场和气动噪声的影响[J].航空动力学报.2014,29(5):1099-1104.

[6] Ashish P, Ashish K. A study on aerodynamic sound from an externally excited flexible structure  in flow[J]. Computers & Fluids.2014,103:100-115.

[7]李雪松,奉凡,顾春伟.静动干涉流动的分离涡模拟研究[J].工程热物理学报.2009,30(6):953-956.

[8]杨小龙,林铁平.汽车外流场DES/RANS模拟研究[J].湖南大学学报.2011,38(1):29-34.

[9]苗秀娟，高广军.基于DES的车辆横风气动性能模拟[J].中南大学学报.2012,43(7):2855-2860.

[10]Suad J, Lukas K, Branislav B, et al. Computational Study of  the Aerodynamics of a Realistic Car Model by Means of  RANS and Hybrid RANS/LES Approaches[J].SAE International Journal of Passenger Cars- Mechaniacl Systems.2014,7(2):559-574.

[11]张英朝，李杰，张喆等.汽车风洞试验段尺寸参数对试验的影响[J].吉林大学学报.2010,40（2）:346-350.

[12]Grigoriu M,Field Jr R V.A method for analysis of linear dynamic systems driven by stationary non-Gaussian noise with applications to turbulence-induced random vibration[J].Applied  Mathematical Modelling.2014,38:336-354.

[13]Ruhala R J.A study of tire/pavement interaction noise using near-field acoustical holography[D].The Pennsylvania State  University,2000.

作者简介：朱远征（1990-），男，硕士；研究方向：汽车振动与噪声控制