側窗開度連續變化時汽車風振噪聲的數值模擬*

宗軼琦，谷正氣,2，羅澤敏，江財茂，張啟東，楊振東

(1.湖南大學,汽車車身先進設計制造國家重點實驗室,長沙 410082； 2. 湖南文理學院,常德 415000;3. 廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣州 516434)

側窗開度連續變化時汽車風振噪聲的數值模擬*

宗軼琦1，谷正氣1,2，羅澤敏3，江財茂1，張啟東1，楊振東1

(1.湖南大學,汽車車身先進設計制造國家重點實驗室,長沙 410082； 2. 湖南文理學院,常德 415000;3. 廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣州 516434)

鑒于車輛實際運行中，車窗開啟過程是連續的，采用動網格計算方法，對某轎車車型進行連續開啟側窗的風振噪聲數值模擬。采用彈簧光順模型與局部重劃模型組合方法實現動網格瞬態仿真，并與傳統的固定開度方法和實車道路試驗進行對比，驗證了該模型與方法的正確性。根據實車道路試驗，分析了在不同車速下，駕駛員耳旁風振噪聲聲壓級和頻率隨側窗開度變化的規律。根據數值仿真結果，對汽車左后側窗的最大風振噪聲工況的氣流性狀進行了分析。結果表明，B柱渦的脫落和后視鏡產生的尾渦對風振噪聲有很大的影響，車廂內部產生的氣流分離與渦流導致噪聲增大。

風振噪聲；動網格；側窗；連續開度

前言

汽車風振噪聲被視為車內空氣對外部瞬態氣流作用的氣動聲學響應，是氣動噪聲中的重要組成部分[1]。它是側窗或天窗開啟時產生的一種頻率很低但是強度很高的氣動噪聲，雖然不易被人耳聽到，但產生的脈動壓力會使駕駛員感到煩躁和疲倦，進而會影響駕駛的安全性與舒適性。

目前，國內外一些學者對汽車風振噪聲進行了廣泛的研究。文獻[2]中對某SUV的側窗風振噪聲進行了仿真，并分析了網格尺寸與空氣可壓縮性對仿真結果的影響。文獻[3]中通過數值仿真揭示了天窗風振噪聲的產生機理，并提出了用安裝導流板的方法控制天窗風振噪聲。文獻[4]中對不同天窗形式下的某轎車模型的風振噪聲進行了仿真分析，得到了較合理的天窗尺寸及安裝位置。文獻[5]中通過對天窗風振特性的數值計算，分析了來流速度對共振頻率、腔內聲壓分布的影響。以上的研究主要基于數值仿真結果的探討，未經試驗驗證。文獻[6]中采用某實車的比例模型，對其天窗氣動噪聲進行了仿真，并利用低速靜音風洞進行了試驗，得到了天窗不同位置的速度剪切層變化情況及不同流速下的聲壓級變化情況。文獻[7]中采用有源導流系統對汽車天窗風振噪聲進行控制，并對該系統進行了風洞試驗測試，結果表明，該系統的穩定性不受風速與風偏角的影響。文獻[8]中對汽車天窗風振噪聲控制進行了分析，并重點探討了網狀擋風條的降噪原理，最終的試件在風洞試驗中取得了良好的降噪效果。文獻[9]中利用風洞試驗結果對風振噪聲的心理聲學特性進行了評估，并基于壓力脈動強度提出了新的聲學指標。以上研究方法均是對車窗或天窗在某些固定開度下的風振噪聲產生機理的研究。如果在汽車設計階段，對某款車型不同車速下的不同車窗開度產生的風振噪聲進行預估，進而針對性地降噪或避開噪聲大的車窗開度，將有重大的意義。

本文中正是基于上述現狀，采用大渦模擬，運用動網格方法，對側窗連續開啟的風振噪聲特性進行仿真分析，得到車窗各個開度的風振噪聲頻率和強度，并與傳統固定方法和實車道路試驗結果進行對比，驗證了該方法的可行性與正確性。

1 動網格方法及其實現

1.1 約束條件

在運用動網格進行流體數值計算時，除遵循靜態網格計算時的質量守恒、動量守恒和能量守恒等基本定律外，為避免由于網格運動產生的額外誤差，還應滿足幾何守恒定律(geomatric conservation law,GCL)。GCL概念最早由Thomas和Lombard提出[10-11]，在均勻流場中，須滿足幾何守恒積分方程：

(1)

式中：V為控制體的體積；Us為微元面積dS運動速度矢量；n為控制體邊界Ω處的微元面積dS的外法向單位向量。

幾何守恒方程的微分形式為

(2)

在運用有限體積法求解動網格問題時，須建立新的流體力學控制方程，即ALE控制方程[12]：

(3)

ALE控制方程的本質是通過坐標變換使得物理空間變形網格在計算空間保持不變，因此在有限體積法中應用變形動網格技術必須采用ALE控制方程。

1.2 動網格更新方法

動網格的更新采用3種模型：彈簧光順模型、動態層模型和局部重劃模型[13]。

彈簧光順模型的核心思想是，將網格的邊界理想化為節點間相互連接的彈簧。網格更新前相當于彈簧處于平衡狀態。根據胡克定律，基于網格節點的力為

(4)

式中：Δxi與Δxj為節點i與其相鄰節點j的位移；ni為連接節點的相鄰節點數量；kij為節點i與其相鄰節點j間的彈簧剛度，可表示為

(5)

為保持平衡，所有連接節點彈簧產生的凈力必須為零。這一條件在迭代方程中可寫成

(6)

當邊界位移已知時(邊界節點位置被更新)，式(6)在所有內部節點上使用雅克比卷積。當收斂時，位置被更新為

(7)

非結構四面體網格的更新一般采用彈簧光順模型，不過當運動邊界的位移遠遠超出網格尺寸時，會導致網格質量下降和網格畸變過大，導致計算不收斂，甚至出現負體積網格導致計算無法繼續進行，因此，彈簧光順模型不適合此種情況。而局部重劃模型則能很好地解決這個問題，其核心思想是將畸變率或尺寸變化過大的網格集中在一起進行局部網格的重新劃分，如果重新劃分后，網格滿足畸變率和尺寸要求，則用新的網格代替原來的網格，若仍無法滿足要求，則繼續重新劃分[14]。

動態層模型只適用于結構網格的更新，針對非結構四面體網格計算時，如果運動邊界的運動尺度很小，只須采用彈簧光順模型即可，但側窗開啟的運動尺度很大，因此本文中采用彈簧光順模型與局部重劃模型相結合的方法進行網格更新。

2 基于動網格方法的風振噪聲計算

2.1 側窗開啟方式定義與網格劃分

本文中采用的實車模型長為4 700mm，寬為1 740mm，高為1 470mm，側窗厚度為4mm。側窗開啟的開度以沿B柱開啟高度為準，如圖1所示。在汽車車身表面的敏感區域，其參數變化梯度較大，須對網格加密；在參數變化梯度小的非敏感處，可采用較稀網格。車身附近使用密度盒進行局部加密，生成局部精細網格，如圖2和圖3所示。在汽車表面，由于流體黏性的作用，存在一個厚度在幾毫米至幾十毫米之間的附面層。因此，在車身外表面生成三棱柱網格來分析附面層的影響(圖4)。

2.2 數值模擬求解器與動網格設置

對于瞬態問題，一般先進行穩態仿真，然后將穩態結果作為瞬態計算的初始條件。穩態數值模擬求解器參數設置如表1所示，計算域邊界條件設置可參見文獻[15]和文獻[16]，這里不再詳述。

待穩態殘差收斂后，再以該穩態求解的結果作為動網格瞬態仿真計算的初始值。在瞬態計算的同時，在Fluent軟件中激活Dynamic Mesh選項，模擬車窗開度的連續變化。動網格Smoothing(彈簧光順模型)和Re-meshing(局部重劃模型)兩種網格更新方法的參數設置如表2和表3所示。當穩態計算結果收斂，并設置完動網格邊界條件(見表4)后，即可進行瞬態數值模擬，瞬態計算求解參數設置見表5。

表1 穩態求解器參數設置

表2 Smoothing方法的參數設置

表3 Re-meshing方法的參數設置

表4 動網格邊界條件設置

表5 瞬態計算求解器參數設置

實車模型的左后側窗總開度為0.4m，考慮到下文實車道路試驗工況，在動網格仿真時，側窗開啟至4/5開度，即0.32m，為滿足聲學后處理的需要，滿足0.01m的開度內，至少有1 000個數據點的要求，設計瞬態迭代步數為40 000步，共得到40 000個脈動壓力信號，時間步長為0.000 2s，采樣時間為8s，即車窗開啟速度為0.04m/s。

2.3 仿真計算與試驗驗證

試驗場地要求周圍50m范圍內不能有其它噪聲源的干擾，試驗路面要求平直、平整、干燥且有足夠長度，天氣要求晴朗，無風或微風，背景噪聲(A聲級)應比被測車輛噪聲至少低10dB。為減少環境噪聲的干擾，試驗路段為行車稀少時段且路面相對平直的某高速公路。傳聲器的布置嚴格依據GB/T 25982—2010，即傳聲器的垂直坐標是無人座椅的表面與靠背表面的交線以上(0.70±0.05)m處，水平坐標應在座椅的中心面(或對稱面)右邊(0.20±0.02)m處，傳聲器的參考軸線保持水平并指向汽車行駛方向，傳聲器的布置情況如圖5所示。本文中采用沿B柱開啟的距離標識側窗開度的方法，試驗車輛車窗沿B柱高度為400mm，間隔80mm取一個開度工況，左前側窗取5個開度工況，后側窗僅能開啟4/5，故取4個開度工況。如圖6所示，在車窗上貼上標識刻度，方便在行車過程中快速將側窗調整到對應的開度工況。測試儀器選擇合適通道分別測試駕駛員左耳、右耳、后排乘客左、右處的聲壓級和A聲級，最高測試頻率設置為5 000Hz，頻率間隔取1.25Hz，以得到更精確的試驗數據。

試驗分別對70，80，90，100和110km/h 5個速度工況，前側窗5個開度工況，后側窗4個開度工況，合計90個工況進行實車道路試驗。每個工況對駕駛員左右耳處的噪聲采集一組試驗數據，每組數據采集5次，取平均值。

為驗證動網格計算方法運用在實車模型上的準確性，將左后窗1/5，2/5，3/5和4/5 4個開度的試驗數據提取出來，與固定開度仿真結果、實車道路試驗結果進行對比分析，結果如圖7所示。

由圖7可見，無論是動網格計算結果還是固定開度計算結果在整個頻率段均與實車道路試驗結果有一點差異，這是由于在實車道路試驗中，不能完全避免其它噪聲的干擾，而且數值仿真邊界條件設置不能完全模擬實際情況，所以導致以上差異。但整條頻譜曲線的走勢基本一致，而且在風振噪聲第一個峰值處吻合較好，風振噪聲特征點的聲壓級和頻率相差不大，證明了仿真方法的準確性。動網格計算結果和固定開度計算結果在低頻段吻合較好，尤其是風振噪聲特征點誤差很小，但是在中高頻部分有較大差異。隨著車窗開度增加至3/5時，高頻的連續開度仿真值與試驗值偏差更為明顯，這是因為開度的增加會引起風振頻率的增加，當風振頻率接近聲腔的固有頻率時，引起聲共振[17]，使壓力脈動的準諧振效應更為顯著，進而使高頻聲壓值的誤差被放大。當車窗開度增加至4/5時，風振頻率已越過聲腔的固有頻率，使高頻聲壓值的誤差有所降低。

根據試驗數據，將各側窗開啟不同工況下的風振頻率試驗結果擬合為連續數據，如圖8所示。4個側窗的風振頻率隨車速升高有微弱的上升趨勢，但幅度不大，如開度為2/5左前窗，車速為70 km/h時，風振頻率為12.5Hz，當車速提高到110 km/h時，風振頻率為13.75Hz，僅升高1.25Hz；其它側窗和其它開度均可觀察到此現象，可見車速并非風振頻率的決定性因素。觀察風振頻率和側窗開度之間的關系，4個側窗整體表現出階梯型的遞增趨勢，如車速為90km/h時，隨著左后窗開度增加，風振頻率升高，4/5開度比1/5開度風振頻率高出3.25Hz。同時,將不同工況下的駕駛員左耳聲壓級試驗結果擬合為連續數據，如圖9所示。聲壓級隨車速增加呈明顯遞增趨勢，同一側窗開度下，車速從70km/h提高到110km/h，聲壓級增幅在8dB左右，最大甚至達到10.25dB，但聲壓級并不是隨著車速的升高而一直升高，如左后窗開度為3/5，車速為110km/h時的聲壓級為115.19dB，低于車速為100km/h時的116.24dB，這并不是左后窗獨有的現象，其它側窗同樣可以觀察到；聲壓級隨側窗開度的增加呈現升高趨勢，如車速為110km/h，左后窗開度為1/5時，聲壓級為103.95dB，開度為4/5時，聲壓級為114.41dB。當開度增加到一定時，聲壓級的升高趨勢趨于放緩，甚至當開度繼續增加時，聲壓級有所下降，如左后窗車速在100km/h以上時，3/5開度的聲壓級均大于4/5開度的聲壓級。

3 左后側窗最大風振噪聲工況氣流性狀分析

完成了對汽車左后側窗的動網格連續仿真之后，須進一步找出最大風振噪聲對應的側窗開度。因此將左后窗全部開度320mm，以16mm開度為間隔，采用近似開度等效替代法提取出20組風振噪聲特征點的聲壓級，結果如圖10(a)所示。由圖可見，隨著開度的增加，聲壓級曲線出現3個峰值點，分別是48mm處的109.56dB、144mm處的115.34dB和272mm處的121.65dB。建議駕駛員在行車過程中，如須開啟左后窗，應盡量避開這3個開度，以達到較舒適的開車環境。

根據以上分析初步確定，開度為272mm時，聲壓級達到最大值。為更精確地找出最大聲壓級對應的開度，將圖10(a)中聲壓級最大的256～288mm開度區間細化，以4mm為間隔再次分析，結果如圖10(b)所示。在開度為276mm時，聲壓級出現最大值121.84dB。

依據上文分析，當來流速度達到30.56m/s，左后側窗開度為276mm時，風振噪聲聲壓級達到最大值，因此對該工況下的氣流性狀進行分析，結果如圖11和圖12所示。由圖11可見，整個車身周圍壓力分布情況，在后視鏡和開啟的左后側窗處均有渦的形成和脫落，可觀察到B柱后剪切層的變化。為更詳細地觀察左后側窗開啟后的壓力變化，將觀測的壓力范圍調整到-200～100Pa。由圖12可見，在B柱后緣區形成了一個負壓渦旋，渦旋向后移動，內核壓力升高，之后碰撞C柱前緣，使渦旋破碎分離，涌入車內，渦旋的脫落和破碎使車內壓力產生周期性的脈動。

為詳細了解側窗區域剪切層與后視鏡尾渦的相互作用，選取側窗附近的幾個截面進行分析，結果如圖13所示。一個平面橫切左后窗打開的區域并采用“填充”格式顯示壓力云圖。與此同時，建立了另一個垂直于長方形平板的截面穿過后視鏡，并采用“透明”格式來顯示壓力云圖。其中“填充”格式壓力云圖顯示了B柱后剪切層發展的情況，而“透明”格式壓力云圖則主要表征后視鏡的尾渦。從“填充”格式壓力云圖中可觀察出高低壓的交替，說明B柱上剪切層渦脫落后撞擊到C柱上，產生噪聲并傳入到車內。從“透明”格式的壓力云圖中可以看出，后視鏡尾渦的產生與發展，在左后窗開口的后緣，B柱后渦流與后視鏡的尾渦相遇并相互作用。通過對該云圖的分析可以推測B柱渦的脫落和后視鏡產生的尾渦對左后側窗開啟時的風振噪聲有較大影響。

圖14和圖15分別為Z=0.804m截面上的流線圖和速度云圖。由于車內全為負壓區，且車內結構比較復雜，氣流流入車內產生了非常復雜的渦流。由圖14可見，氣流從左后側窗流入車廂內部，產生明顯的氣流分離現象，在車廂中后部、駕駛員耳旁均存在較大的渦流，同時在車廂前部形成較多小的渦旋，導致噪聲偏大。由圖15可見，車廂后部和前部氣流速度差明顯，氣流分布不均，從而引起嚴重的湍流現象。

4 結論

(1)通過對網格的劃分處理和動網格計算方法，實現了對開度連續變化的側窗的風振噪聲仿真。連續開度仿真結果與實車道路試驗和固定開度仿真結果在風振噪聲特征點吻合良好，驗證了運用連續開度仿真方法計算實車模型風振噪聲的準確性，為汽車設計階段，對某款車型不同車速下的不同車窗開度產生的風振噪聲進行預估提供了實際應用模型。

(2)根據各側窗開啟不同工況下的風振頻率試驗結果，得到了風振頻率隨車速與側窗開度的變化規律。根據各側窗開啟不同工況下的聲壓級試驗結果，得到了聲壓級隨車速與側窗開度的變化規律，進而為針對性降噪或避開噪聲大的車窗開度提供新的研究思路與重要依據。

(3)根據動網格連續仿真結果與試驗結果，得到左后窗最大風振噪聲對應的開度與來流速度，并對該工況進行了系統的分析，B柱渦的脫落和后視鏡產生的尾渦對風振噪聲有很大的影響，同時車廂內部產生的氣流分離與渦流會導致噪聲增大，為更好地進行汽車側窗風振的降噪提供了分析依據。

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Numerical Simulation on Vehicle Buffeting Noise withContinuous Change of Side-window Opening

Zong Yiqi1, Gu Zhengqi1,2, Luo Zemin3, Jiang Caimao1， Zhang Qidong1& Yang Zhendong1

1.HunanUniversity,StateKeyLaboratoryofAdvancedDesignandManufactuingforVehicleBody,Changsha410082;2.HunanUniversityofArtsandScience,Changde415000；3.GuangzhouAutomobileGroupCo.Ltd.AutomotiveEngineeringResearchInstitute,Guangzhou516434

In view of that the opening of side-window changes continuously in real vehicle driving condition, the technique of moving mesh is adopted to conduct a simulation on the buffeting noise of side window with continuous opening in a passenger car. The transient simulation of moving mesh is realized with the combination of spring smoothing model and re-meshing model, and the results are compared with that of traditional fixed window opening scheme and vehicle road tests, validating the correctness of the models and method adopted. According to the results of real vehicle road tests, the laws of variations of the sound pressure level and frequency of buffeting noise at driver’s ear with the changes of side window opening are analyzed at different vehicle speeds. And based on the results of simulation, the behavior of air flow at left rear side-window in the condition of peak buffeting noise is analyzed with a result showing that the vortex shedding at B-pillar and the vortex wake of rear-view mirror have significant effects on buffeting noise and the air-flow separation and vortex occurred in car compartment lead to noise increase.

buffeting noise; dynamic mesh; side-window; continuous opening

*中央財政支持地方高校專項資金項目(0420036017)、國家863計劃(2012AA041805)、長沙市科技計劃重點項目(K1501011-11)、湖南大學汽車車身先進設計制造國家重點實驗室自主課題(734215002)和湖南省教育廳優秀青年科學研究項目(16B148)資助。

2016225

原稿收到日期為2015年9月4日，修改稿收到日期為2016年1月18日。