[硕士论文精品]高速车辆气动噪声研究

硕士学位论文目录摘要IABSTRACTII第1章绪论111本课题的背景及意义112国内外研究概况213本文研究内容614本章小结6第2章流体声学理论821流场中的声源822流体运动基本方程1023LIGHTHILL声波动方程1224LIGHTHILLCURLE方程1425FFOWCSWILLIAMSHAWKINGS方程1526本章小结16第3章车辆气动噪声的试验研究1731试验目的1732试验设备17321数据采集系统18322传声器和前置放大器19323加速度传感器20324测速仪20325测试车辆2133试验步骤21331场地选择21332处理其它噪声源22333布置测点22334车内气动噪声和车窗玻璃振动加速度测量2334试验结果及分析23341频谱分析23342车窗玻璃振动分析25343车内气动噪声分析27高速车辆气动噪声研究35本章小结28第4章汽车外流场及表面脉动压力的数值模拟2941计算方法和流程29411建立几何模型29412确定计算域29413生成网格30414设置求解器和湍流模型32415流体属性33416设置边界条件33417求解车外流场3442计算结果及分析35421汽车周围流场分析35422A立柱周围流场分析38423脉动压力分析4043本章小结43第5章车外远场噪声及车内噪声分析4451声辐射的数值分析方法4452边界元法简介44521边界HELMHOLTZ积分方程45522直接边界元法45523间接边界元法4853车外远场噪声分析49531划分车身表面网格50532导入声源边界条件50533求解车外声场50534计算场点结果5154车内噪声分析52541划分车内声腔网格52542定义吸声材料53543计算声传递向量53544车身模态分析55545载入压力边界条件57546间接边界元流体模型与有限元结构模型的耦合57547计算车内场点噪声57548计算结果与试验数据对比59硕士学位论文549声贡献量分析6055本章小结63结论64参考文献66致谢70附录A攻读学位期间发表的论文71硕士学位论文I摘要随着发动机噪声、进排气噪声、传动系噪声和轮胎噪声得到较好控制，以及车速的不断提高，高速车辆的气动噪声已成为车辆主要噪声源之一，引起人们越来越多的重视。本文的研究重点包括车身表面脉动压力的求解和分析、车外远场噪声和车内噪声的预估以及实车道路试验研究。车外气流作用在车身表面的脉动压力是引起车辆气动噪声的源，因此研究车辆周围流场及表面脉动压力是研究车辆气动噪声的基础。本文利用FLUENT对桑塔纳车外流场进行了数值模拟，分析计算结果后发现车头前部及侧部、通气窗、侧窗、后窗以及车顶表面的脉动压力较大，尤其以通气窗和前侧窗处最为强烈。对A柱周围流场进一步研究后发现气流流过A柱后分为两股，一股是有旋流，一股是无旋流，有旋流作用在分离区，无旋流作用在再附着区，分离区的脉动压力要高于再附着区。车身表面脉动压力级在低频时较高，随频率增大而衰减。在得到车外脉动压力的数值解后，本文研究了气动噪声向车外远场和车内的辐射问题。针对车外远场噪声和车内噪声的特点，分别选用了直接边界元法和间接边界元与结构有限元耦合求解。计算在声振软件SYSNOISE中进行，求得车外远场噪声为82DB，车内前排噪声为90DB，后排噪声为91DB。为验证车内气动噪声预估的准确程度，进行了实车道路试验。通过道路试验得到了车内噪声声压和侧窗玻璃振动加速度值，将车内噪声的计算值与试验结果对比后发现两者存在一定误差，误差主要集中在400HZ以下。造成误差的原因主要有两方面一方面是试验过程中其它噪声源的干扰，使测量值偏大；另一方面是计算时忽略了渗漏噪声，而且加载边界条件时只考虑了车顶和车窗处的压力，这又使计算值偏小。关键词车辆；气动噪声；实车道路试验；脉动压力；边界元法高速车辆气动噪声研究IIABSTRACTASENGINE,DRIVETRAINS,INTAKE,EXHAUST,TIREANDOTHERAUTOMOBILENOISEISREDUCEDANDASDRIVINGSPEEDSINCREASE,AERODYNAMICNOISEONGROUNDVEHICLEUNDERHIGHSPEEDCRUISECONDITIONISBECOMINGRELATIVELYMOREIMPORTANTTHISSTUDYFOCUSEDONANALYSISOFPRESSUREFLUCTUATIONONTHEBODYSURFACE,PREDICTIONOFEXTERIORFARFIELDNOISEANDINTERIORNOISEANDTHEROADTESTSITISTHEAIRFLOWGENERATEDFLUCTUATINGPRESSURESONTHEOUTSIDESURFACEOFTHEBODYTHATCAUSESAERODYNAMICNOISE,THUSTHESTUDYONEXTERNALFLOWFIELDANDPRESSUREFLUCTUATIONISTHEFOUNDATIONOFVEHICLEAERODYNAMICNOISERESEARCHWORKSINTHEDISSERTATION,EXTERNALUNSTEADYFLOWWASSIMULATEDFORSANTANAUSINGTHECFDSOFTWAREFLUENTTHEANALYSISONTHERESULTSSHOWSTHATTHEFLUCTUATINGPRESSURESONFRONTHOOD,FRONTSIDE,VENTWINDOWS,SIDEWINDOWS,REARWINDOWANDROOFARERELATIVELYHIGHER,ESPECIALLYONVENTWINDOWSANDFRONTSIDEWINDOWSARESTRONGESTTHEAIRFLOWATTHEAPILLARARESEPARATEDINTOTWODIFFERENTFLOWPATTERNS,ONEISTHEROTATINGFLOWINTHESEPARATEDFLOWREGION,ANOTHERNONROTATINGFLOWINTHEREATTACHEDREGIONTHEFLUCTUATINGPRESSURESGENERATEDINSEPARATEDFLOWREGIONSARESTRONGERTHANONEINREATTACHEDREGIONTHEFLUCTUATINGPRESSURELEVELONTHEBODYSURFACEISHIGHERATTHELOWFREQUENCY,ANDDECREASESWITHINCREASINGFREQUENCYWITHNUMERICALSOLUTIONOFSURFACEFLUCTUATINGPRESSURESCALCULATED,THEAERODYNAMICNOISERADIATIONTOEXTERIORFARFIELDANDINTERIORWASRESEARCHEDBASEDONTHESOLUTIONCHARACTERISTICSOFEXTERIORFARFIELDNOISEANDINTERIORNOISE,DIRECTBEMBOUNDARYELEMENTMETHODANDINDIRECTBEMANDSTRUCTUREFEMFINITEELEMENTMETHODCOUPLEDWERESELECTED,RESPECTIVELYUSINGTHEVIBROACOUSTICSOFTWARESYSNOISE,EXTERIORFARFIELDNOISEWASSOLVED82DBANDINTERIORNOISE90DBATTHEFRONTSEATSAND91DBATTHEREARSEATONACCOUNTOFMAINLYNOLOWNOISEWINDTUNNELINCHINA,AUSEFULEXPLORATIONFORTHEROADTESTSWASMADEBASEDONTHEROADTESTSTHEINTERIORWINDNOISESPLSOUNDPRESSURELEVELANDSIDEWINDOWSVIBRATIONACCELERATIONWASOBTAINEDCOMPARINGTHESIMULATIONRESULTSANDEXPERIMENTALMEASUREMENTSOFTHEINTERIORNOISE,ITCANBEFOUNDTHATTHEREISCERTAINERRORBETWEENTHEM,ANDTHEERRORMAINLYCONCENTRATESIN400HZBELOWTWOMAINREASONSCAUSETHISONEISTHECONTRIBUTIONSOFOTHERNOISESOURCESTOINTERIORSOUNDFIELD,WHICHMAKETHEMEASUREMENTSOVERPREDICTEDOTHERIS硕士学位论文IIITHATLEAKNOISEISIGNOREDANDPRESSUREBOUNDARYCONDITIONISONLYLOADEDONROOFANDWINDOWS,WHICHLEADSTOTHERESULTSUNDERPREDICTEDKEYWORDSVEHICLE；AERODYNAMICNOISE；ROADTESTS；FLUCTUATINGPRESSURES；BEM硕士学位论文1第1章绪论11本课题的背景及意义近年来，随着我国经济的快速增长，汽车保有量迅速增加，车辆噪声污染日益严重。同时随着人民生活水平的逐步提高，人们对车辆乘坐舒适性提出了更高的要求，而车辆噪声是影响舒适性的重要指标之一。车辆噪声可分为车外噪声和车内噪声两方面。车外噪声造成环境公害，是城市的主要噪声源，车内噪声则直接危害到驾驶员和乘客的身心健康。世界发达国家自60年代起就致力于研究车辆降噪，并制定了许多法规和标准来控制。在美国，法规规定汽车通过噪声为78DBA，欧洲法规则更加严厉，规定汽车通过噪声为74DBA。我国也出台了相关法规，对汽车加速行驶车外噪声作了限定1，噪声限值在7484DBA之间。车辆噪声由多种噪声源产生，归结起来主要有发动机噪声、进排气噪声、传动系噪声、轮胎噪声以及气动噪声。随着车辆技术的发展，车辆噪声控制在不同时期研究重点亦不同。在车辆噪声控制的初期，由于车速不高以及设计制造水平较低，发动机噪声、排气噪声和传动系噪声是主要的噪声源。经工程师们的不断努力，这些噪声首先得到了有效控制。之后，车速逐步提高，轮胎噪声凸显出来，成为了研究的重点。又经过工程师们的多年努力，对轮胎噪声的控制也取得了较为满意的成果。随着上述噪声逐步得到了有效的控制，以及车速的进一步提高，气动噪声已成为高速车辆的主要噪声源之一，并明显地影响到车辆的总噪声值。早在1972年，德国学者BUCHHEIM在对15种不同汽车进行测试时发现2，在车速为70MPH（113KM/H）的情况下，气动噪声引起的车内噪声的范围是6278DBA；而在110MPH（177KM/H）时，由气动噪声引起的车内噪声值为7287DBA，可见在高速行驶时，仅气动噪声一项即已使车内噪声超标。随后，发动机和传动系噪声进一步降低。1983年当车速为100MPH（161KM/H）时，气动噪声变得与其它噪声同等重要；到了1992年，即使在60MPH（97KM/H）的车速下，气动噪声便已明显影响到车内噪声，尤其是豪华型轿车的车内噪声。因此研究和降低气动噪声己成为控制高速车辆噪声的关键之一。正因为如此，气动噪声已经成为研究的热点问题。事实上，一些发达国家早在几十年前就已经致力于对气动噪声的研究，并取得了大量的成果。而在我国，江苏大学于1992年开始研究车辆气动噪声，至今已十余年，近年来吉林大学也开高速车辆气动噪声研究2始这方面的研究。但总体而言，我国的研究仍处在起步阶段，还不够系统和深入，研究者也不多，因此本课题选择车辆气动噪声的研究是很有现实意义的。12国内外研究概况1952年，英国学者LIGHTHILL在英国皇家学会会刊上发表了题为ONSOUNDGENERATEDAERODYNAMICALLYIGENERALTHEORY的论文3,4，该论文根据NS方程导出了描述气流运动发声的LIGHTHILL方程，建立了声波波动量与流场参数之间的直接联系，成为研究气动声学最基本的方程，标志着气动声学的诞生。但LIGHTHILL方程是在自由空间内得到的，对固体边界不起作用。1955年，CURLE用基尔霍夫方法将LIGHTHILL理论推广到考虑静止固体边界的影响，成功地解决了诸如湍流中静止小物体的风鸣声、圆柱旋涡脱落诱发的噪声等问题5。但是CURLE理论并没涉及到运动固体边界与流体相互作用的发声问题。1964年，APOWELL提出涡声理论，为揭示湍流发声提供了理论依据6。1969年，FFOWCSWILLIAMS和HAWKINGS应用广义函数法将CURLE的结果扩展到考虑运动固体边界对声音的影响，即物体在流体中运动的发声问题，提出FFOWCSWILLIAMSHAWKINGS方程（简称FWH方程）7。从FWH方程可以看出，运动物体与流体相互作用产生的声场是由四极子源、偶极子源以及由于位移所产生的单极子源的叠加组成的。但是，无论是CURLE方程还是FWH方程均假定声源传播的介质是静止的。1974年，GOLDSTEIN用格林函数方法研究了均匀运动介质下运动物体的发声问题，得到更为普遍的广义LIGHTHILL方程8。随着现代计算技术的发展，以及计算流体力学方法的兴起，科技人员开始用数值方法来研究气动声学问题，一个新的分支计算气动声学从气动声学中衍生出来9。现在气动声学理论已广泛运用到航天、汽车、轮船等各个领域，用来解决诸如汽车气动噪声这一类实际工程问题。下面本文就汽车气动噪声的国内外研究状况作一番概述。1978年，HUCHO在研究汽车空气阻力时，利用实车风洞试验得到轿车周围流谱分布图10（图11），该图揭示了汽车周围的流场及局部涡流的情形。HUCHO比较了各处涡流后发现A立柱后的侧窗附近存在着的强烈涡流，是影响车内声场的主要声源。同年，WATANABE，MHARITA和EHAYASHI为研究车辆外形对气动噪声的影响，进行了汽车表面流态显示试验11。由图12可见，A柱后面的侧窗表面存在着强烈的涡旋，流体在这个区域上是先分离然后再附着，整个区域可以分成分离区和再附着区。进一步的研究表明，在分离区内存在着两个方向相反的涡，涡在分离区的流动是有旋的，而在再附着区的流动是无旋的，并且存在涡旋的地方压力系硕士学位论文3数的负值较大，变化率也较大。以上研究结果表明，诱发气动噪声的脉动压力同涡流流动是密切相关的，可以把分离区的气流流动作为研究气动噪声的重点之一。图11轿车表面流谱图12A柱后前侧窗的流场和压力分布1986年，ALOREA等人利用风洞试验研究了汽车的主要噪声泄漏源以及各种泄漏源对车内声场的贡献，并将经壁板传入车内的声能与经空隙传入车内的声能作了比较，得出图13。尽管对于不同的车辆经板壁和经空隙传入车内的声能是不一样的，但是，它仍然表明经空隙向车内传播噪声是外部脉动压力向车内传播高速车辆气动噪声研究4的主要途径之一。同年，WDOBRZYNSKI在研究汽车车体不同部位的气动噪声源对车内总体噪声的贡献时，得到如图14的结果13。该图表明，对车内声场贡献最大的是A柱后的通风窗和前侧窗玻璃。其主要原因是A柱后存在着强烈的涡旋，侧窗表面脉动压力较强以及侧窗的“隔声”能力较差等。分析图14可知，经壁板传声也是脉动压力向车内传播的主要途径之一。图13汽车各渗漏噪声源对车内声场的影响图14车身各部位对车内气动噪声的影响1990年，美国学者ALBERTRGEORGE发表了题为AUTOMOBILEAERODYNAMICNOISE一文14。文中全面地阐述了车辆气动噪声的声源构成、产生及向车内外传播的机理。文章指出局部气流分离引起的涡流在车身及突出部件周围形成强烈的脉动压力，此表面脉动压力即是产生气动噪声的源。车外气动噪声通过一定途径传播到车内便形成车内噪声。车外脉动压力向车内传播气动噪声有两个途径一是脉动压力经孔隙或开口向车内传播，即空气声传播，又叫泄漏声；二是脉动硕士学位论文5压力经板壁传入车内，即结构声传播，又叫固体声或穿透声，指的是车窗、车门、车壁等板壳结构在脉动压力的作用下产生振动，向车内辐射噪声。对于车外脉动压力、车外脉动压力向车内传播以及车外噪声，文中也给出了估算方法，但这些方法是基于简单物理模型的，离实际问题有较大差距。随后GEORGE和JOHNRCALLISTER合作编写了汽车空气动力学之风噪声一章15，书中把汽车气动噪声分为泄漏噪声、空腔噪声以及风激励噪声三种，并列举出影响气动噪声的主要因素A立柱、车外后视镜、雨刮器、天线、行李架、车门、侧窗密封、固定窗及天窗。90年代初，日本马自达公司的科研人员SHIGERUHARUNA、TAKAHIDENOUZAWA、ICHIROKAMIMOTA等人从实验和数值计算两方面研究了车外脉动压力的分布以及对车外声场的影响，并用LIGHTHILL方程，预估车外气动噪声16,17。此后几年，他们又对A柱之后的前侧窗处的流场和脉动压力作了重点研究，研究包括数值计算方法以及车速、A柱倾斜角度与脉动压力之间的关系。研究发现，侧窗表面的脉动压力不仅来自于A柱后涡流的分离和再附着，而且来自于涡流与车顶侧窗的接头部位相互作用18,19。随着计算机性能的提高，数值模拟技术发展迅速，一些学者开始致力于气动噪声数值计算方法的研究。1994年，国内学者李世岩用边界元法（BEM）对车内声场进行了分析计算，其结果在低频段吻合较好，但在中高频段出现较大误差20。1997年，SFWU将汽车简化成箱体，用统计能量分析法（SEA）初步研究了由车辆侧窗表面脉动压力诱发产生的车内气动噪声21。但WU的研究，是在假设车辆的密封性能完好，忽略泄漏声的前提下进行的。随后，WU在利用HELMHOLTZ积分方程求出结构体的辐射声压的基础上，用HELMHOLTZ方程最小二乘法（HELS）重构了三维复杂振动结构的辐射声场。研究结果表明，该方法在中低频范围内效果显著2224。1999年，FHAN等利用能量流分析法研究了处于湍流边界层以及分离再附着流场中的薄板，受脉动压力激励后的结构振动响应和辐射声能25，该方法对车辆内外气动噪声预估具有指导意义。国内在汽车气动噪声的研究方面起步较晚，还不够系统和深入。从1992年开始，江苏大学率先对车辆气动噪声问题进行研究，研究的重点主要是车外脉动压力场，脉动压力对车外声场的影响，以及汽车表面脉动压力向车内传播的规律，并取得阶段性成果2634。其主要成果概述如下1通过汽车模型风洞试验，分析研究了高速车辆表面流态、A立柱附近的流场状况、侧板表面脉动压力、侧窗表面脉动压力对车内声场的影响、以及不同位置小孔泄漏对车内噪声的影响。试验表明气流流过A立柱时形成的涡旋将在侧窗附近产生较强的脉动压力，此脉动压力是产生车内气动噪声的主要声源；此外，小孔泄漏对车内气动噪声的影响很大，且其影响与小孔所处位置有关。高速车辆气动噪声研究62利用半无限区域上的格林函数求解LIGHTHILL方程，导出了计算车外气动噪声的积分公式；运用伯努利方程、格林函数和相关函数等理论分别对车外气动噪声的速度特性、指向特性和频率特性进行了系统的分析，分析结果与试验基本吻合。3用数值模拟的方法计算汽车外部流场的速度分布和表面静压力分布及汽车表面脉动压力，结果与试验吻合较好。4根据边界元法和统计能量法各自的优缺点，将两者相结合对车内噪声进行预估。事实证明，比之单独使用边界元法和统计能量法，具有较高精度。近年来，吉林大学也开始涉及汽车气动噪声的研究36，主要研究车外脉动压力场，由于研究时间不长，仅取得了噪声预估的初步结果。13本文研究内容综上所述，在科研人员的努力下，车辆气动噪声的研究取得了大量的成果，但是由于问题本身的复杂性以及研究时间相对较短，所取得的这些成果离工程实际还差得很远，在气动噪声的认识、表面脉动压力的测量和预估、车内外气动噪声的预估和试验方法的研究等方面还有待完善。近十多年来数值模拟技术发展迅速，有限元法、边界元法、统计能量法以及其它方法层出不穷，为气动噪声的预估提供了强有力的解决手段，90年代后对气动噪声的研究多是基于此。从研究成果来看，一些数值计算结果已经比较接近于试验值。本文旨在对车辆气动噪声的产生以及传播机理进行分析，故将研究内容定为以下几个方面1掌握气动声学的基本理论，深刻理解LIGHTHILL方程及其改进形式LIGHTHILLCURLE方程和FWH方程的推导过程，为气动噪声分析奠定理论基础。2考虑到国内尚无低噪声风洞的现状，尝试采用实车道路试验来代替声学风洞试验。通过试验测量车内气动噪声，以验证数值计算结果。3建立桑塔纳的CFD数值模型，选用合适的湍流模型，对汽车外流场和表面脉动压力进行数值模拟，并对计算结果进行分析。4在求得车外脉动压力的基础上，利用边界元法对车外远场噪声和车内噪声进行预估，并将计算的车内噪声值与实验值进行对比，分析产生误差的原因。14本章小结气动噪声已成为高速车辆的主要噪声源之一。过去二十年来，国内外学者对硕士学位论文7此作了大量的研究工作，取得了阶段性成果。本章对其中一些较为重要的研究成果作了详细介绍，在总结和分析前人研究成果基础上提出本文的研究内容。高速车辆气动噪声研究8第2章流体声学理论声学是研究声音的产生、传播、接收以及效应的科学。声学理论源于流体动力学，着重声波的数学描述，而流体发声的波动方程是研究流体声学的基础。因此，本章从流体动力学基本方程出发，导出流体发声的波动方程。21流场中的声源声源由运动产生，要么是自由流体运动，要么是固体与流体的相互作用。此外，热源也能产生噪声。根据莱特希尔（LIGHTHILL）流体声学理论，流体发声可认为由三种线性声学中的典型声源单极子声源、偶极子声源和四极子声源组成（图21）。图21三种典型声源单极子声源媒质中流入的质量或热量不均匀时形成声源（也叫做简单声源）。典型的单极子声源如高速气流经喷口周期性排放的脉冲喷气，稳定气流受到周期性调制的旋笛，以及使空气作周期性位移的零倾角螺旋桨等。单极子和脉动球体一样，产生的声波波阵面是同相位的，指向性是一个圆球。其辐射声功率MW为352420MVDWC21其中，D是流动区域在流动方向上的截面积，0是环境媒质的密度，0C是环境媒硕士学位论文9质中的声速。偶极子声源当流体中有障碍物存在时，流体与物体产生的不稳定的反作用力形成偶极子声源。偶极子声源是力声源。风吹电线声、空气压缩机、倾角不为零的螺旋桨声等都属于偶极子声源。偶极子可看作是相位差180的两个单极子形成的，指向呈“8”字型。其辐射声功率DW为26230DVDWC22式中符号的含义同上式。四极子声源媒质中如果没有质量或热量的注入，也没有障碍物的存在，唯有粘滞应力可能辐射声波，这就是四极子声源。亚声速湍流喷柱是常见的影响最广的四极子声源。四极子可看作是一对极性相反的偶极子声源组成的，指向呈“四瓣”型。其辐射声功率QW为3528250QVDWC23式中符号的含义同上式。通过对以上三种声源作比较可以发现单极子、偶极子和四极子声源的总声功率分别与流速的四次方、六次方和八次方成正比。降低流速可大大减小噪声，流速减半，单极子声源的声功率降低12DB，偶极子降低18DB，四极子降低24DB。换句话说，随着流速的增大，气动噪声的声功率将急剧升高。显然，车内的四极子场相当于一个偶极子场与一个单极子场的叠加。而这两种声源都集中在边界S上，偶极子场的分布密度相当于外表面的分布应力，单极子场的分布密度相当于外表面上的质量通量。而对于汽车的气动噪声这一问题而言，单极子及四极子声源可以忽略。这是因为1）单极子声源的强度与汽车刚性表面的水平方向速度有关，是可以忽略的；2）四极子声源的强度与偶极子的强度之比正比于马赫数的平方2MAQDII24这表明，在低马赫数的情况下（一般汽车的车速最高为02MA），四极子声源也是可以忽略的。由上述分析可知，汽车气动噪声的主要噪声源为偶极子声源。事实上，经过研究发现，渗漏噪声属于单极子声源发声，汽车表面的脉动压力属于偶极子声源发声，偶极子声源发声的另一种情况是气流流经汽车表面突出杆状物体（如天线和行李架杆）时，产生涡流单音噪声。四极子声源发声的情况不多，气体和液体管路有时会产生四极子声源发声，如排气管中的高速气流会产生四极子声源。高速车辆气动噪声研究1022流体运动基本方程在流体力学中，流体可视为连续介质，它在流动时将连续地充满整个空间。对于牛顿粘性流体，其质量、动量和能量守恒控制方程分别为0TU25FPTU26VKVDEPWEQDTTQ27式（25）又称为连续性方程，式（26）简称为动量方程，式（27）简称为能量方程。以上三式各符号意义如下流体密度；T时间；U流体速度矢量，在IX方向上的分量为IU；HAMILTON算子，123XXXIJK，123,XXX分别为笛卡尔坐标系的三个坐标变量，,IJK分别为123,XXX方向的单位矢量；F作用在流体上的体积力；P压力；流体的应力张量，定义为JIIJIJJIUUUXX；流体第二粘度流体动力粘度IJ单位张量（也称克朗内克函数），10IJIJIJE流体的内能,EEPT，对于理想气体有PDECDT；硕士学位论文11PC定压比热；T温度Q热通量向量KTQ；K导热系数；VW粘性力做功项JIVJIJJIUUWUXXXX；KE动能，定义为212KPKECU；粘性应力产生的热，即耗散功JIIJIJUUUXXX；VQ由于辐射或化学能释放等因素产生的系统内单位流体热量的增量；综合各基本方程（25）、（26）、（27），发现有U、P、T和四个未知量，还需要补充一个联系P和的状态方程，方程组才能封闭,PPT对于理想气体有GASPRT28式中，GASR是气体常数。设流体静止时流场中一点的压力是0P，流体流动时的平均压力是P，对于一般流体则可以证明38023VPPUU29式中，V为容积粘度，23V。对于单原子气体，0V。对于双原子气体或多原子流体，V一般不为零，但也都是很小的值，如果采用斯托克斯假设0V，则有23210将式（210）代入动量方程（26）中，得23JIIIIJIUDUUFPUDTXXXX211高速车辆气动噪声研究12式（211）即牛顿流体的运动方程，也即著名的纳维斯托克斯方程，简称NS方程，是当今研究流体力学的最基本方程之一。23LIGHTHILL声波动方程LIGHTHILL根据NS方程推导出运动流体的声辐射方程，首次描述了气流运动诱发声的传播问题。LIGHTHILL假设流场中声源是独立存在的，声波不受流体干扰。由式（25）得0IIUTX212略去体积力后，由方程（211）得23IJJIIKIJJIJJIKUUUUUUPTXXXXXX213令23JIKIJIJJIKUUUXXX214IJ为粘性应力张量。则式（213）可简写为IJIJIJIJUUUPTXXX215将式（212）对T求导，得2220IIUTXT216取式（215）的散度，得22222IJIJIIIJIIJUUUPXTXXXX217式（216）与式（217）相减，得22222IJIJIIJUUTXXX218上式两边同时减去220C，得硕士学位论文13222222200220IJIJIIJIJIJIJIJCUUCTXXUUPCXX219式中，0C表示声音在均匀介质中的速度。大量研究证明，粘度效应与雷诺数的倒数成正比，因此粘性应力对总声源的贡献量可忽略不计。略去粘性应力张量IJ后，式（219）为22222002IJIJIJCUUPCTXX220引入流体变量的分解量00PP221式中，0和0P分别为未受扰动时的流体密度和流场压力的均值；和P分别为流体密度和流场压力的波动量。将式（221）代入式（220），注意到0和0P均为定值，便可得到声密度波动方程222202IJIJTCTXX222令2000IJIJIJTUUPPC223IJT称为LIGHTHILL应力张量。方程（222）便是LIGHTHILL于1955年给出的运动流体发声的声波方程。在无边界的自由空间中，流体产生的噪声实际上与静止媒质中受到单位体积的强度为IJT的四极子源的扰动所产生的噪声相同。从理论上讲LIGHTHILL方程可以与其它控制方程构成封闭的方程组而获得解析解或数值解。然而，与NS方程一样，由于方程本身的复杂性和非线性，其解析解至少目前还尚无可能。至于数值解，一方面由于（0）是一极小量，另一方面由于远场噪声所涉及到的空间很大，因此要使方程的解收敛并保证（0）具有较高的精度是很困难的。尽管如此，LIGHTHILL方程还是具有十分重要的意义。它反映了流体中声波运动与流场参数的关系，对流体发声的认识具有重大的作用，是研究流体发声的最基本的方程，是研究固体边界及运动物体诱发流体噪声等的基础。另外，正如LIGHTHILL本人所提出的那样，如果将方程右边看成源项，则方程是一个典型的声学波动方程，可以用成熟的古典声学办法来获得其解，而右边的应力张量则可以通过其它途径来获高速车辆气动噪声研究14得，比如通过实验或对流体力学基本方程直接进行数值计算等。24LIGHTHILLCURLE方程如果将LIGHTHILL声类比理论应用到一个有限容积的空间V上，S为此空间的边界，则LIGHTHILL方程的解为203,D4IJIJVTTCPTXXXYYXYXY224式中，X为响应点的位置矢量（传声器位置）；Y为声源的位置矢量；0TCXY为时间滞后。值得注意的是，上述解是在自由空间假设中得到的，不考虑静止固体边界的影响。1955年CURLE用基尔霍夫方法将式（225）应用到流体中固体障碍物表面，得到LIGHTHILLCURLE（LC）的解2030202,D4,D4,D4IJIJVISSTTCPTXXPTCXTCTXYYXYXYXYYYXYXYUYNYXY225式中，方程右边第一项表示四极子声源；第二项表示偶极子声源；第三项表示单极子声源。实际计算中，常常根据具体问题作进一步的简化。在马赫数小（MA03）的情况下，四极子声源的影响小，可以忽略不计，同时只考虑“形状结构穿透”噪声情况，即单极子声源影响很小，也可以忽略不计，那么偶极子声源的噪声就称为主导声源，其在远场的声压就可近似表示为201,D4JSPNRPTSCRTX226利用式（226）计算出的远场声压进行傅里叶变换，就得到声压的频谱。硕士学位论文1525FFOWCSWILLIAMSHAWKINGS方程可以看到，CURLE方法是对流体中静止固体表面求解，并没涉及运动固体表面与流体相互作用的发声问题。1969年，FFOWCSWILLIAMS和HAWKINGS将CURLE的结果扩展到运动固体边界，提出了FFOWCSWILLIAMSHAWKINGS方程（简称FWH方程）。如图22所示，固体表面将流体分为不同区域，彼此之间是不连续的。运动固体表面S由函数F定义，在固体内表面F为负值，外表面F为正值，表面上F为零。图22固体表面S和周围流体体积V如果考虑偏微分方程的弱解，对不连续性流体而言，质量和动量守恒定律仍然适用。表面上不连续函数QX的广义偏导数为39IIIQQFQFXXX227式中，F是DIRAC函数；Q是表面（0F）跳动量，00QQFQF。运用广义方程理论，忽略粘性应力对声的影响，得出无粘性流体的广义质量和动量方程为0IIFUUFTXX2280IIJIJIJJJJFUUUPPFTXXX229式（228）和（229）与流体的连续性和动量方程不同之处在于方程右边多了质量和动量声源项。连续性方程源项正比于质量喷射到固体外的速度，动量方程源高速车辆气动噪声研究16项正比于固体表面压强。仿照23节LIGHTHILL方程的推导过程，推导出不同物质的波动方程2222002IJIJIIJIJITFFCPFUFTXXXXTX230式（230）就是著名的FWH方程。其中，方程右边第一项是LIGHTHILL声源项，为四极子声源；第二项表示由表面脉动压力引起的声源（力分布），是偶极子声源；第三项表示由表面加速度引起的声源（流体位移分布），是单极子声源。LIGHTHILL声源项只存在于运动固体表面之外，在表面内为零；第二、三声源项仅在固体表面上产生。26本章小结本章首先介绍了流场中的声源，指出偶极子声源是汽车气动噪声的主要噪声源。然后从流体动力学基本方程出发，推导出牛顿流体的运动方程，即NS方程，并以NS方程为基础，推导出流体发声的波动方程，也即LIGHTHILL方程。但LIGHTHILL方程是在自由空间假设中得到的，并没有考虑固体边界的影响。随即，本章将LIGHTHILL方程扩展到静止固体表面及运动固体表面，得出LIGHTHILLCURLE方程以及FWH方程。这几个方程是研究气动声学的最基本方程。硕士学位论文17第3章车辆气动噪声的试验研究为了更好地研究汽车的气动噪声，试验是必不可少的环节。目前，最理想的测试方法是进行空气动力声学风洞试验。与一般的空气动力风洞有所不同，声学风洞中的背景噪声经过了特殊的声学处理，对实验准确性影响极小。但声学风洞造价极其高昂，就算在原有的普通风洞上进行声学改造，其费用也是相当昂贵。目前，世界上仅有为数不多的大公司和科研院所拥有声学风洞。我国目前尚无声学风洞。江苏大学曾对自己的普通开式风洞进行声学改造，并用其测量了桑塔纳模型的气动噪声30。但是，他们没有对降噪处理后的风洞进行噪声评估，降噪的实际效果不得而知。除了风洞试验外，实车道路试验也可以用来测试气动噪声。其方法是将汽车加速到一定速度时关闭发动机，测量出脱档滑行时车内或车外的气动噪声。这种试验方法不需要风洞，简单易行，且费用低廉，但由于是户外作业，易受环境和气候条件的影响，而且也很难避开轮胎噪声和其它噪声的干扰。本章将采用实车道路试验来测试车辆气动噪声。31试验目的本次试验有以下几个目的1探索用实车道路试验来测试气动噪声。实车道路试验的弊端是易受环境和其它噪声源的影响，本次试验将细致地分析各种潜在噪声源，尽可能使影响降至最低，确保试验结果的误差在可接受范围内。2通过测量车内气动噪声，验证车内噪声数值计算的准确性。3由于在实车试验中，传声器很难置于车窗玻璃之中，因此车外脉动压力较难测量。本次试验选择测量前侧窗玻璃的振动加速度，从中找出车外脉动压力引起车窗玻璃共振的频率段。32试验设备本次试验所用仪器和设备如下Y数据采集前端LMSSCADASMOBILESCM05Y软件平台LMSTESTLAB7BY传声器GRASTYPE40AE高速车辆气动噪声研究18Y前置放大器GRASTYPE26CAY加速度传感器PCBMODEL356A25Y测速仪小野LC1100Y测试车辆大众桑塔纳321数据采集系统本次试验采用比利时LMS公司的SCADAS便携式数据采集前端（图31）。此前端主机箱体积小、重量轻，且内置电源，提供长达4个小时的电量供应。此外，它的散热系统经过精心设计，运行噪声相当低。因此，此系统能满足户外声学测试的要求。其具体参数如下Y16通道采集端Y每通道高达1024HZ采样频率Y24位DSPY105DB信噪比Y22MSAMPLES/S传输率图31SCADAS便携式数据采集前端LMS公司的TESTLAB软件是SCADASMOBILE的数据采集系统，集数据采集、处理、分析功能于一身。TESTLAB具有直观的工作流程用户界面，可进行16个通道的并行数据采集，并在试验结束后立即得到分析结果。结果数据能够直接在线硕士学位论文19快速浏览，还可以分析感兴趣的特定区域，并生成报告。322传声器和前置放大器本次试验所用的是丹麦GRAS公司的预极化传声器和前置放大器（图32和图33），其规格见表31和表32。测试前需对传声器进行标定。标定之后将传声器装配到前置放大器上并通过BNC线连接到数据采集端。图3240AE型传声器图3326CA型前置放大器表3140AE型传声器规格SPECIFICATIONSTYPE40AEWS2FSENSITIVITY50MV/PADYNAMICRANGE15146DBRE20PAFREQUENCYRANGE315HZ20KHZPOLARISATIONVOLTAGE0VOUTSIDEDIAMETERWITHPROTECTIONGRID132MMLENGTHWITHAND162MMWITHOUTPROTECTIONGRID153MM表3226CA型前置放大器规格SPECIFICATIONSTYPE26CAFREQUENCYRANGE2HZ200KHZ02DBINPUTIMPEDANCE04PF,20GOHMOUTPUTIMPEDANCE50OHMOUTPUTCONNECTORCOAXIALBNCPOWERSUPPLY2MATO20MATYPICALLY4MA高速车辆气动噪声研究20NOISEAWEIGHTEDAND25VTYPICALLY2VRMSLINEAR20HZ20KHZ6VTYPICALLY35VRMSGAIN025DBTYPICALOPERATINGTEMPERATURE30CTO70CSTORAGETEMPERATURE40CTO85CDIMENSIONSDIAMETER127MM“LENGTH73MMWEIGHT26G323加速度传感器本次试验所使用的加速度计为PCBMODEL356A25三轴向应变式加速度传感器，此加速度传感器可同时获取测试点上X、Y、Z三方向的加速度。加速度传感器的详细规格如表33所示。表33356A25加速度传感器规格PCBMODEL356A25SENSITIVITY1026MV/M/SMEASUREMENTRANGE1960M/SPKFREQUENCYRANGE51TO5000HZFREQUENCYRANGE1005TO6500HZRESONANTFREQUENCY25KHZBROADBANDRESOLUTION1TO10,000HZ0002M/SRMSNONLINEARITY1TRANSVERSESENSITIVITY5324测速仪使用测速仪的目的有两个，一是准确测量车速，二是将车速数据传输到数据采集端，与测得的声压和加速度对应起来。本次试验采用日本小野的LC1100型非接触式速度计（图34），测量范围从15KM/H到320KM/H。硕士学位论文21图34非接触式速度计325测试车辆测试车辆为上海大众公司的桑塔纳，见图35。图35测试车辆33试验步骤331场地选择试验场地应空旷，周围50米范围内不能有其它声源；路面要求平直、干燥而且有足够长度；天气要晴朗，无风或微风。由于测试车速较高，而且发动机熄火脱档滑行相当危险，因此试验最好是在专门的试车场进行。高速车辆气动噪声研究22本次道路试验的场地选在长沙麓谷开发区内一处尚未开发的区域，道路是新修的柏油路，周围是大片的空地，相当空旷，来往车辆稀少。经过声级计测量，环境噪声小于40DB。332处理其它噪声源进行道路试验前，要排除其它噪声源对车内噪声的干扰。车辆的噪声源有很多，归纳起来主要有发动机噪声、进排气噪声、轮胎噪声、传动系噪声、路面激励引起的振动噪声以及环境噪声。由于试验过程中将发动机熄火，这样可以排除掉发动机噪声和进排气噪声。轮胎噪声一般由三部分组成一是轮胎花纹间隙的空气扰动噪声；二是轮胎震动噪声；三是路面不平造成的路面噪声。其中空气扰动噪声是轮胎噪声主要噪声源。对于空气扰动噪声，可以选用没有花纹的旧胎来避开；在光滑、干燥的柏油路上进行试验将使路面噪声降至最低。剩下传动系噪声和振动噪声较难处理，这将使测量值在低频段偏大。333布置测点在前排座椅相当于在驾驶者左耳和乘客右耳位置安放传声器来测量车内噪声，见图36。在前侧窗玻璃上安放两个加速度传感器用来测量玻璃的振动，该振动是由车外脉动压力引起的，加速度传感器布置位置如图37所示，靠前的测点为P1，靠后的测点为P2。图36传声器的布置硕士学位论文23图37加速度传感器的布置334车内气动噪声和车窗玻璃振动加速度测量将汽车加速到115KM/H时关闭发动机脱档滑行，降至110KM/H时开始采集数据，直到90KM/H，测量结束，整个过程用时约为17S。在试验过程中，同时采集车速、声压、车窗玻璃振动加速度和时间。道路试验反复进行三次，这是为了确保试验结果的一致性。34试验结果及分析341频谱分析一般声源所发出的声音，不会是单一频率的纯音，而是由许许多多不同频率，不同强度的纯音组合而成。将噪声的强度（声压级）按频率顺序展开，使噪声的强度成为频率的函数，并考查其波形，叫做噪声的频谱分析。频谱分析的方法是使噪声信号通过一定带宽的滤波器，通带越窄，频率展开越详细；反之通带越宽，展开越粗略。频谱分析的理论基础就是傅里叶变换，其物理意义就是将声信号表述为各频率或频带上声信号分量之和，从而揭示声信号的频率特征。声信号的频率范围为20HZ到20KHZ，在做声信号的频谱分析时，一般不需要对每个频率成分进行具体分析。为了方便起见，人们把20HZ到20KHZ的声频范围分为几个段落，每个频带成为一个频程。频程的划分采用恒定带宽比，即保高速车辆气动噪声研究24持频带的上、下限之比为一常数。实验证明，当声音的声压级不变而频率提高一倍时，听起来音调也提高一倍。若使每一频带的上限频率比下限频率高一倍，即频率之比为2，这样划分的每一个频程称1倍频程，简称倍频程。如果在一个倍频程的上、下限频率之间再插入两个频率，使4个频率之间的比值由小到大，依次排列。这样将一个倍频程划分为3个频程，称这种频程为1/3倍频程。表34列出国际上通用的倍频程与1/3倍频程的中心频率。表34常用倍频程与1/3倍频程滤波器中心频率与带宽倍频程/HZ1/3倍频程/HZ下限/HZ上限/HZ2522283152835315403544504456635771638071891008911212511214112516014117820017822425022428225031528235540035544750044756250063056270880070889110008911120100012501120141016001410178020001