車身簡化模型中A-立柱和后視鏡風噪的試驗研究*

王亓良，陳 鑫，張英朝，2，張祥東，顧燦松，關青青

（1. 吉林大學，汽車仿真與控制國家重點實驗室，長春 130022；2. 中國空氣動力研究與發展中心空氣動力學國家重點實驗室，綿陽 621000；3. 中汽研（天津）汽車工程研究院有限公司，天津 300300）

前言

隨著人們生活水平的提高，汽車消費者對舒適性的要求也相應提高。當汽車高速行駛時，風噪成為影響舒適性的一個重要指標。汽車后視鏡是汽車表面主要的突出部件，而A 柱位于前風窗與側窗交界處，幾何突變帶來強烈的A柱渦，且二者均靠近車窗玻璃，是汽車風噪研究主要關注的部件。

由于當前風噪仿真仍存在許多不足，精準的仿真需要大量的計算資源，而風洞測試手段更加直觀可靠，因此在氣動聲學風洞中進行測試仍是汽車風噪研究和驗證仿真精度的重要手段之一。

針對A 柱及后視鏡風噪，國內外學者進行了許多有意義的工作。相關風洞試驗研究表明，實車車內風噪主要由車身密封不嚴引起的泄漏噪聲和通過車窗及車身板件傳入車內的外形噪聲組成［1-2］。此外，車底風噪對車內中低頻噪聲也具有較高的貢獻［3］。由于實車風噪聲源較多，傳遞路徑較為復雜，其他風噪對A柱及后視鏡風噪具有掩蔽作用。基于實車進行風噪測試，通常需要對車身縫隙、車底等進行復雜的密封，以排除泄漏和車底風噪的影響，測試流程繁瑣，且不便于A 柱截面的改型和后視鏡的拆裝。

在國內，吉林大學基于平板試驗臺對5 款車用后視鏡進行風噪測試研究，得出5 個對后視鏡風噪影響較大的造型因素［4］，但平板試驗臺的流場與實車存在較大差異。同濟大學采用風洞試驗和數值計算方法，基于Dihedron 模型研究了前窗傾角對A 柱渦動力學演化的影響，并強調了模型壁面的動力學特性對車內噪聲的影響［5］，但該模型尺寸較小，雷諾數與實車差別較大。且上述研究主要針對車外對流壓力脈動，對遠場及車內風噪研究較少，而相關研究表明，聲壓對車內噪聲貢獻更大［6］。

國外率先開展了基于汽車簡化模型的A 柱及后視鏡風噪研究，常用的簡化模型包括DrivAer 模型［7］、SAE 模型［6］及現代簡化模型（HSM）［8］等。這些汽車簡化模型的共同特點是均模擬了實車A柱和后視鏡區域的流動，并假定車窗玻璃是風噪傳入車內的唯一路徑。

綜上所述，與平板試驗臺和Dihedron 模型相比，本文汽車簡化模型更接近實車流場；其與實車相比，具有確定的風噪聲源和傳遞路徑，且具有A柱、后視鏡改進和拆裝方便等優勢。本文中仿制HSM 模型，基于聲學風洞在不同風速及偏航角下，對5 種不同外形配置的試驗工況進行風噪測試研究。通過對車窗、遠場及車內風噪的全面評價，對A 柱及后視鏡風噪特性進行總結，得出更具有普遍性的結論，加深了對風噪產生機理的理解，可指導風噪優化，同時可為后續風噪仿真驗證工作提供參考。

1 風噪測試方法

1.1 簡化模型與風洞

簡化模型主要用于模擬實車A 柱附近的流動，基本尺寸如圖1 所示，模型長2 m、寬1 m、高1 m，前風窗傾角50°，側窗傾角80°，前風窗與車頂交界處圓角半徑為200 mm。與SUV、轎車等乘用車型上車身形狀基本相似。

圖1 簡化模型幾何尺寸示意圖（單位：mm）

模型主要由車身、窗框、車窗及車內聲學包組成。車身及窗框由厚度12 mm 的6061 鋁合金制成，隔聲量遠大于5 mm 厚的鋼化玻璃車窗。車身內側貼有總厚度50 mm的聲學包材料，主要由阻尼片、隔音泡沫和吸音棉組成，材料排列與各層厚度如圖2所示。聲學包大幅增加了車身隔聲量，且模型氣密性良好，無泄漏噪聲，保證車窗玻璃是風噪傳入車內的唯一路徑。

圖2 車身內側聲學包材料示意圖

風噪測試在噴口面積為28 m2的汽車專用氣動聲學風洞中進行，風洞中采用了先進的降噪技術，背景噪聲遠低于模型風噪，滿足測試要求。試驗段溫度為22 ℃，相對濕度為51%，環境參數可控。模型布置如圖3 所示，位于試驗段轉盤中央，離地間隙為11 cm，以吸音棉包裹支撐腳輪來降低其背景噪聲。

圖3 風洞中模型布置示意圖

1.2 風噪采集與評價

圖4為8個GRAS 40LS型表面傳聲器的布置，用于采集左側窗不同區域的表面風噪，最大量程為164 dB；圖5 所示的HMS IV 型人工頭布置于模型中央，用于采集車內風噪；圖3 所示模型左側6 m 處指向模型的PCB 37B02型傳聲器，用于遠場風噪采集。采用Head Lab 測試采集前端，為確保重復性，每個試驗模型采集3次取平均，每次采集時長15 s。采用LMS 的Test Lab 試驗分析軟件，采集的時域壓力信號，經傅里葉變換轉換至頻域，聲壓信號轉換為聲壓級：

式中：Lp為遠場、車內的聲壓級或側窗的壓力級，其平均計算采用對數平均；pe為待測聲壓或壓力的有效值；參考聲壓p0=2×10-5Pa。

圖4 左側窗外表面傳聲器位置圖

圖5 車內傳聲器及人工頭位置圖

外場風噪同時包括水動壓與聲壓，水動壓隨質點運動沿著對流方向傳播，聲壓依靠氣體壓縮膨脹向四周輻射傳播，水動壓量級遠高于聲壓。由于側窗表面風噪以水動壓為主，以壓力級評價；車內及遠場風噪為聲壓，以A計權聲壓級與語音清晰度［9］來評價。

2 試驗工況設置

為進行對比分析，設計圖6所示5種簡化模型：

模型3為未添其他附件的基礎模型，方形截面A柱是主要風噪聲源，用以研究方形A 柱風噪特性及其隨風速、偏航角的變化規律；

模型2，基于模型3 添加了弧形截面A 柱，改變了A 柱渦的形態，使流動更加貼近實車A 柱流場，用以研究弧形A柱風噪；

模型1，基于模型2添加裝飾條，減小弧形A柱與前風窗的段差高度，用以驗證飾條對A柱的風噪貢獻；

模型4，基于模型1 添加后視鏡，以驗證弧形A柱模型中后視鏡的風噪貢獻；

模型5，基于模型3 添加后視鏡，驗證方形A 柱模型中后視鏡的風噪貢獻。

測試中，模型1、2、4、5 車身姿態均無偏航，風速以120 km/h為主；模型3 風速分為120 和140 km/h兩種工況，偏航角從-10°至+10°，每5°為間隔，其中負角度偏航時左側窗處于背風側。

圖6 風洞測試各模型與A柱截面示意圖

3 試驗結果分析

3.1 車窗風噪分析

車窗外表面風噪以水動壓為主，而非穩態的壓力脈動是形成遠場風噪及車內風噪的源頭，首先對不同模型下的側窗風噪壓力級進行分析。

模型3 為基礎模型，反映了方形A 柱的風噪表現。在風速120 km/h 下側窗測點1 至8 的壓力級頻譜如圖7 所示。對比各測點在整個頻段內的壓力級可知，A 柱渦在25～10 000 Hz 頻段內都有風噪貢獻，具有明顯的寬頻特性。且各測點壓力級在中低頻差別明顯，中低頻能量對總壓力級貢獻較高。

圖7 120 km/h模型3側窗測點壓力級頻譜

低頻風噪對應A 柱渦中尺度較大的擬序結構，根據Kolmogorov 理論，A 柱渦從平均流中獲取動能，在大渦破碎成小渦的級聯（Cascade）過程中，動能傳遞至尺度較小的高頻渦結構，小渦之間的黏性應力很大，最終通過摩擦將動能耗散為內能，因此高頻風噪能量逐漸衰減。頻譜趨勢上，測點4、7、8 中低頻能量較高，在100 Hz 以上頻段的壓力級均以較大斜率下降，這是由A 柱渦級聯過程引起的；而測點2 和3 中低頻能量明顯較低，說明A 柱渦影響較小；測點1、5、6頻譜趨勢介于兩者之間。即在側窗表面，A柱渦內中低頻風噪較高，高頻有明顯的衰減現象。

空間上，對比測點1至3，以及測點4至6的總壓力級，均顯示了距離A 柱越遠風噪越低的趨勢，如圖8 所示。這是由于A 柱渦隨著流向距離增加而衰減造成的壓力脈動的降低。

模型2 基于模型3 添加弧形A 柱，反映了實車A柱的風噪表現，120 km/h 下其側窗各測點壓力級頻譜如圖9 所示，由于弧形A 柱控制了流動分離，減小了A柱渦，降低了側窗表面的壓力脈動，部分測點中低頻壓力級明顯降低。在圖8 所示側窗8 個測點總壓力級中，除測點2 與3 升高以外，測點4、5、6、8 均明顯降低。側窗平均壓力級降低4.08 dB。

圖8 120 km/h各模型側窗測點總壓力級

圖9 120 km/h模型2側窗測點壓力級頻譜

模型1基于模型2增加飾條，120 km/h下側窗測點壓力級頻譜如圖10所示。結合圖8，增加飾條后，測點1、4和5總壓力級明顯降低，其中測點4降低8.93 dB，測點2與3總壓力級升高，其他測點變化較小。即對弧形A柱添加飾條對側窗部分測點有降噪效果，存在部分測點風噪升高，側窗平均壓力級降低0.71 dB。

圖10 120 km/h模型1側窗測點壓力級頻譜

模型4在模型1的基礎上添加后視鏡，側窗表面風噪由弧形A 柱與后視鏡共同貢獻，120 km/h 側窗壓力級如圖11 所示。后視鏡風噪在低頻有明顯的壓力級峰值，在120 km/h風速下，該頻率為43 Hz，當風速增加至140 km/h 時，該頻率響應增加至50 Hz，這是由于后視鏡回流渦脫落頻率隨風速升高而增加，在測點4～6 的壓力級峰值最明顯。如圖8 所示側窗各點總壓力級中，基于弧形A 柱，模型4 中后視鏡在測點1～6 中均有明顯風噪貢獻，對遠離后視鏡的測點7 與8 影響較小。模型4 中后視鏡對側窗平均壓力級貢獻為5.5 dB。

圖11 120 km/h模型4側窗測點壓力級頻譜

模型5在模型3基礎上添加后視鏡，側窗表面風噪由方形A 柱與后視鏡貢獻，120 km/h 側窗壓力級如圖12 所示。測點4～6 在頻率43 Hz 處也存在峰值，證明該峰值是由后視鏡風噪貢獻。如圖8 所示的總壓力級中，基于方形A 柱，模型5 中后視鏡對測點7～8 的風噪貢獻依然較小。與模型4 相比，后視鏡在測點4～6 的風噪貢獻明顯降低，對側窗平均壓力級貢獻減小2.17 dB，這是由于方形A 柱的掩蔽效應造成的。由于模型3 中測點2 與3 受A 柱渦影響很小，風噪很低，而后視鏡的存在增加了該區域的壓力脈動，因此增幅明顯。這說明A 柱的形狀不僅影響A 柱渦風噪，作為背景流動，也影響后視鏡風噪貢獻。

圖12 120 km/h模型5側窗測點壓力級頻譜

當風速由120增加至140 km/h時，模型1、3、4、5側窗測點總壓力級變化如圖13和圖14所示。隨風速增加，車窗表面各測點總壓力級均勻增加，風速增加20 km/h，模型1、3、4、5車窗平均總壓力級分別增加3.14、2.77、2.75、2.71 dB。此處，風速增加至140 km/h時，模型4和模型5中后視鏡風噪側窗平均總壓力級貢獻分別為5.11和2.11 dB，風噪貢獻變化不大。

圖13 120和140 km/h模型1和模型4側窗測點總壓力級

圖14 120和140 km/h模型3和模型5側窗測點總壓力級

120 km/h 下，模型3 不同偏航角下側窗測點1的壓力級頻譜如圖15所示。從0°～-10°左側窗處于背風側，即側風從模型車右側向左側吹，隨著偏航角度增加，使得A 柱渦分離區內壓力脈動增強，測點1 的壓力級在全頻段內明顯增加，在-5°和-10°總壓力級分別比無偏航增加8.58 和11.54 dB。與之相反，從0°～+10°A 柱渦變小，側窗處于迎風側，盡管氣流滯止可能造成靜壓升高，但A 柱渦變小使得壓力脈動明顯降低，在+5°和+10°測點1 總壓力級分別降低12.22和15.12 dB，兩種角度下在800 Hz以上的壓力級差別較小。

圖15 120 km/h模型3偏航時側窗測點1壓力級頻譜

3.2 遠場風噪分析

遠場風噪反映了汽車行駛中對環境噪聲的貢獻，由于未經過玻璃的隔聲和內飾吸聲，能夠更直觀地反映各模型的風噪中車外聲壓的貢獻和頻率特性。

風速120 km/h 下模型左側6 m 處的遠場聲壓級頻譜如圖16 所示。對比模型1 與2，容易發現飾條對遠場風噪貢獻不明顯。對比模型2 與3，方形A 柱的遠場風噪在全頻段內明顯高于弧形A 柱，特別是在315 Hz 以上，且在4 000 Hz 附近聲壓級最大增幅為12.8 dB（A），總聲壓級增加5.82 dB，語音清晰度降低17.84百分點。

圖16 120 km/h各模型遠場測點聲壓級頻譜

對比模型1 與4，在弧形A 柱模型的基礎上，后視鏡在200～2 000 Hz頻段聲壓級明顯增加，最大增幅為4.45 dB（A），總聲壓級增加1.52 dB，語音清晰度降低了3.46百分點。對比模型3與5，在方形A柱模型的基礎上，后視鏡風噪貢獻主要在160～800 Hz頻段，最大增幅為2.55 dB（A）。在1 000 Hz以上，后視鏡風噪貢獻被方形A 柱的風噪掩蓋，總聲壓級反而降低2.11 dB，語音清晰度升高6.32 百分點。此外，模型4 和5 的遠場風噪中，沒有發現后視鏡在低頻的聲壓級峰值頻率。這說明，圖11和圖12中的低頻壓力級峰值主要是水動壓的波動，水動壓沿著流動方向傳播，而對遠場風噪無貢獻。

風速120 和140 km/h 下各模型遠場風噪總聲壓級與語音清晰度如圖17 所示。隨著風速增加20 km/h，模型1、3、4、5 的遠場風噪總聲壓級分別增加4.86、4.52、4.8、4.83 dB（A）。語音清晰度分別降低15.38、11.29、15.66、15.81 百分點。反映了隨風速增加，遠場風噪增長情況。

在120 km/h 風速下，不同偏航角下模型3 遠場風噪如圖18 所示，1 000 Hz 以上聲壓級變化明顯。當偏航-10°時，遠場側點處于背風側，總聲壓級升高1.66 dB（A）時，語音清晰度降低2.65 百分點。而當偏航+10°時，遠場風噪總聲壓級降低2.76 dB（A），語音清晰度升高9.49百分點。

圖17 120和140 km/h各模型遠場測點總聲壓級與語音清晰度

圖18 120 km/h模型3偏航時遠場測點聲壓級頻譜

3.3 車內風噪分析

車內風噪一部分由水動壓激勵車窗振動產生，一部分由車外聲壓透過車窗向車內輻射。車內噪聲直觀反映了人耳的直接感受。

120 km/h 各模型的車內人工頭左耳聲壓級如圖19～圖21 所示。對比模型2 與3，方形A 柱比弧形A柱的車內風噪總聲壓級高2.52 dB（A），語音清晰度低3.18 百分點。由于玻璃隔聲作用，方形A 柱在500 Hz 以上的中高頻車內聲壓級增幅明顯小于圖16所示的遠場風噪變化。

圖19 120 km/h模型2與3車內聲壓級頻譜

對比模型1 與4，基于弧形A 柱模型，后視鏡車內總聲壓級貢獻為0.62 dB（A），語音清晰度貢獻為9.63 百分點。對比模型3 與5，基于方形A 柱模型，后視鏡車內總聲壓級貢獻為0.73 dB（A），語音清晰度貢獻為4.36 百分點。對比頻譜發現，模型4 中后視鏡2 000 Hz以上對車內風噪的貢獻明顯高于模型5，即方形A柱對后視鏡風噪在高頻段的車內風噪掩蔽作用明顯，對車內語音清晰度影響較大。

圖20 120 km/h模型1與4車內聲壓級頻譜

圖21 120 km/h模型3與5車內聲壓級頻譜

風速120 和140 km/h 下各模型車內風噪總聲壓級和語音清晰度如圖22 所示。隨著風速增加20 km/h，模型2、3、4、5 的車內風噪總聲壓級分別增加4.95、4.69、4.1、4.2 dB（A）。語音清晰度分別降低17.82、16.53、13.89、16 百分點。反映了隨風速升高車內風噪增長情況。此外，從圖中同樣發現模型1添加飾條后車內風噪變化較小。

圖22 120和140 km/h各模型車內人工頭左耳總聲壓級與語音清晰度

120 km/h 模型3 偏航時車內風噪頻譜如圖23所示，人工頭左耳能夠反映左側窗的風噪變化。如前所述，負角度偏航時左耳位于背風側，反之為迎風側。相比于圖18 所示遠場風噪，由于玻璃隔聲的影響，車內風噪變化幅度明顯減小。在2 500 Hz 以上頻段的聲壓級變化較大，且變化趨勢與外場風噪相似。相比于0°工況，偏航+5°、+10°時2 500 Hz 以上迎風側車內聲壓級分別平均降低1.83、3.49 dB（A）。偏航-5°、-10°時2 500 Hz 以上背風側車內聲壓級分別平均升高1、1.51 dB（A）。對比語音清晰度發現，偏航+10°與-10°時，車內語音清晰度分別升高0.45 百分點與降低2.04 百分點。此外，文獻表明曲率半徑較大的弧形A 柱，風噪對偏航的靈敏度更低［10］。

圖23 120 km/h模型3偏航時車內人工頭左耳聲壓級頻譜

4 結論

基于不同風速、偏航角下的風洞測試結果，對各模型側窗、遠場及車內風噪展開對比分析，得出以下結論。

（1）A 柱及后視鏡風噪均具有寬頻特性。側窗表面A柱渦內中低頻風噪較高，高頻衰減較快；弧形A 柱控制了流動分離，風噪較低，其側窗風噪流向上空間分布更均勻；A 柱飾條對側窗風噪部分測點有降噪效果，對遠場和車內貢獻較小。

（2）后視鏡尾流中水動壓存在壓力級峰值，對應特征頻率隨風速升高而增加，對側窗風噪有明顯影響，而對遠場和車內風噪貢獻較小；方形A柱中高頻風噪較高，在側窗、遠場及車內噪聲中，均對后視鏡風噪貢獻具有明顯的掩蔽作用。

（3）隨風速升高，各模型車窗風噪、遠場風噪及車內風噪均明顯增加；偏航時，車窗風噪在全頻段內表現出迎風側降低、背風側升高的趨勢。