CN102609568A - 车内高频气动降噪的方法 - Google Patents

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杨磊
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Abstract

车内高频气动降噪的方法属轿车降噪技术领域,本发明包括下列步骤:1.测试车速与车内高频气动噪声的关系;2.确定噪声源的敏感区域;3.对敏感噪声区域光滑表面进行表面非光滑凹坑处理;4.进行整车的气动噪声分析;5.设计具有非光滑柔性凹坑特征的车用贴膜;6.将贴膜贴于噪声源的敏感区域。本发明能有效解决不同车型在不同频段的高频气动噪声降噪难题,对提高轿车乘坐舒适性和提高我国汽车自主开发技术能力有着积极的应用价值和现实意义。

Description

车内高频气动降噪的方法
技术领域
本发明属轿车降噪技术领域,具体涉及车内高频气动降噪的方法。
背景技术
现代轿车车内的噪声特性是影响轿车乘坐舒适性的重要指标。目前,车内的NVH(Noise,Vibration,Harshness)分析与控制技术已经成为提高汽车乘坐舒适性的重要技术手段。针对于汽车的低频振动和泄露噪声分析与控制的技术手段已经比较成熟。例如来自于发动机和传动系统的低频振动、地面和轮胎的振动,以及白车身模态共振混响噪声等。
随着轿车乘客舱的密封性和整车低频振动及模态优化技术的提高,轿车车内乘客舱的高频混响气动噪声已经成为消费者和技术人员关注的重点内容。车内高频气动噪声源主要包括有车外高频空气噪声的传入和车内声场的高频气动压力脉动输入等。在做好汽车乘客舱密封性的同时,优化车外气动造型避免高频气动啸叫声和优化车身外表面特性降低车外高频气动压力脉动,是控制车内高频气动噪声源的有效手段。
随着车速的提高,车身表面的流场湍流特性明显增强,引起车身表面的高频气动压力脉动特性加剧,使得车内声场的高频气动噪声成指数级增加。而人耳对高于1000Hz的高频气动噪声又十分敏感。尤其是在高速(大于80km/h)工况下,由车外后视镜和车身A柱共同作用的车外高速空气湍流引起的车门玻璃表面高频非稳态气动压力脉动,以及前风窗玻璃表面、车门表面等的高频非稳态气动压力脉动,是车内乘客舱高频气动噪声的主要噪声输入源。
而现有的车内高频气动噪声降噪技术,主要是优化汽车造型的气动特性,实现高频气动噪声的被动降噪技术。在车内增设声源寻求特定区域和频段的主动降噪技术,也处在研究应用阶段。在汽车造型的空气动力学特性研究领域,主动寻求新的控制方法和技术,实现车内高频气动降噪,提高车内乘坐舒适性,还需要有进一步改进的新技术和新方法。
发明内容
由于轿车车门玻璃和前风窗玻璃等处的表面高频非稳态气动压力脉动是车内高频气动噪声的主要功率输入源。因此,对轿车的车门窗玻璃以及前风窗玻璃等采取声学改进措施,采用基于非光滑表面的降低车内气动噪声的新方法,贴上一种基于非光滑凹坑特性降低车内高频气动噪声的车外专用贴膜,对实现车内高频气动降噪有很好的效果。
这种基于非光滑特性降低车内高频气动噪声方法,实现直接在高频气动噪声源表面,利用仿生非光滑表面原理,改善高速气流的流场特性,并能够高效地吸收和缓冲车窗表面的高频气动压力脉动声学输入,实现车内降噪的目的,改善乘坐舒适性。
本发明包括下列步骤:
1.测试车速与车内高频气动噪声的关系,将气动噪声分析时速设定为70-120km/h;
2.确定噪声源的敏感区域,包括:车外后视镜、A柱表面、前车门窗玻璃、前风窗玻璃、车门外板、顶盖、翼子板、前挡泥板,其步骤包括:
2.1按整车实际尺寸建立几何模型,根据整车尺寸确定计算域,具体尺寸包括:计算域出入口截面尺寸和计算域长度,计算域的选择:车前方为二倍车长,车后方为六倍车长,车上方为四倍车高,车左右侧各为三倍车宽;
2.2建立流体计算模型,包括:
2.2.1模型简化:去除车身内部复杂结构,忽略车身雨刮器、进气格栅、门把手、雨水槽、车灯、收音天线,忽略车身底部凸凹不平,将车身底部简化为平面,车体表面光滑处理为简单平面,忽略车轮的旋转运动,考虑轿车模型左右对称,也可采用轿车模型的一半进行;
2.2.2单元选取:车身表面应用三棱柱单元划分流体计算域,临近车身表面的范围应用四面体单元划分流体计算域,四面体外侧空间应用六面体单元划分流体计算域,若采用轿车模型的一半进行模拟,则需更改轿车模型纵向对称中心面为对称形式边界条件;
2.2.3边界条件确定:计算域的入口设置为速度入口,其气流速度为30m/s;计算域的出口设置为压力出口,其出口压力为标准大气压;计算域壁面与车身表面设置为固定壁面;
2.2.4进行稳态计算,对车外流场进行分析,确定噪声源的敏感区域,包括:会产生强烈气流分离的车外后视镜、A柱表面、前车门窗玻璃、前风窗玻璃、车门外板、顶盖、翼子板、前挡泥板;
3.对敏感噪声区域光滑表面进行表面非光滑凹坑处理,凹坑为半球形或锥形,建立具有不同分布形式及不同尺寸的对比分析模型,引入宽频带噪声源声学分析模型;
3.1进行稳态计算:采用RNG k-epsilon模型对具有非光滑凹坑的表面噪声源敏感区域进行稳态计算分析,根据模拟结果判断非光滑凹坑的降噪能力;若降噪效果不明显,则通过更改凹坑结构设计方案,修改仿真模型,对非光滑凹坑分布形式、尺寸和凹坑单体形式进行优化,降低气流分离,降低表面声压级以降低噪声,直至满足降噪要求;
3.2在稳态分析结果的基础上,进行整车瞬态仿真,瞬态仿真可应用分离涡模型DES或大涡模拟模型LES,在敏感噪声区域表面均匀选取监测点,获得敏感噪声区域监测点压力谱,分析整车气动噪声激励,进行傅里叶变换,获得敏感噪声源激励的三分之一倍频程频谱;
4.应用统计能量分析方法,建立统计能量分析模型SEA,进行整车的气动噪声分析,包括:
4.1简化结构:轿车车身的复杂曲面以平面板、单曲面板和双曲面板子系统的形式表示;轿车车身的梁状结构以梁子系统的形式表示;结构中的细部特征:细小的凸台、加强筋、工艺孔均作省略处理;
4.2确定整车板件及结构钢板、钢化玻璃、夹层玻璃的材料,其参数包括:材料密度、弹性模量、剪切模量、泊松比、厚度;
4.3施加气动噪声激励、分析仿真结果,获得车内驾驶员耳旁的噪声水平;
5.设计具有非光滑柔性凹坑特征的车用贴膜,贴膜正面设有凹坑,凹坑表面为半球形或锥形,凹坑呈均匀或非均匀分布,贴膜反面为平面,并涂敷丙烯酸酯胶粘结剂;半球形或锥形表面凹坑的参数如下:
5.1采用半球表面凹坑形式的非光滑贴膜时,半球形凹坑半径R为0.5-3mm,贴膜厚度s为在半径R的基础上增加0.5mm,凹坑间距l为10mm;
5.2采用锥形凹坑形式的非光滑表面贴膜时,锥形凹坑表面直径d为1-6mm,锥形凹坑锥形角a为40度,贴膜厚度s为在锥形凹坑半径的基础上增加0.5mm,凹坑间距l为10mm;
5.3确定凹坑深度,由下列公式计算:
Figure BDA0000130952990000031
其中:Re为车身局部表面的雷诺数;V为气体的时均速度;l为车身局部表面长度;υ为空气粘度系数;t为车身贴膜的凹坑深度;
6.将贴膜贴于噪声源的敏感区域,包括:车外后视镜、A柱表面、前车门窗玻璃、前风窗玻璃、车门外板、顶盖、翼子板、前挡泥板。
这种基于非光滑特性降低车内高频气动噪声的车外专用贴膜,使得车窗(或前风窗)成为贴膜与钢化玻璃(或PVB夹层玻璃)组成的多层降噪结构,这与普通民用钢化玻璃及普通夹层玻璃形式有根本的不同。普通的民用玻璃贴膜是在车窗普通钢化玻璃内表面及前风窗夹层玻璃内表面增加一层所谓的防紫外线隔热贴膜,其效果是与法规也有冲突的,而且其作用如何也难以评价。
这种基于仿生非光滑特性降低车内高频气动噪声的车外专用贴膜,改善车身表面高速流场特性,并能够直接而高效地吸收和缓冲车身外表面的高频气动压力脉动声学输入。这种基于仿生非光滑特性降低车内高频气动噪声的车外专用贴膜,能够在车窗玻璃(或PVB夹层玻璃)的基础上,在其外表面增加了一层新型凹坑表面特征结构。尤为重要的是,其主要降噪范围是大于1000Hz的人耳敏感听力频率范围。初步计算数据显示,特定结构参数的贴膜,能够实现在120km/h时的1/3倍频程中心频率降噪可达最大2~3dB(A)。
本发明的积极效果在于:确定车身表面非稳态气动特性对车内高频气动噪声的作用敏感区域和范围,进行非光滑凹坑表面特性的基础分析,确定非光滑凹坑表面特性对车身表面非稳态气动压力脉动的影响。在此基础上,分析仿生非光滑凹坑表面特性对车内乘客舱的高频气动噪声的影响,针对这一影响规律,有理有据地找到实现车内高频气动降噪的新技术和新方法。调整非光滑凹坑参数,能有效解决不同车型在不同频段的高频气动噪声降噪难题,对提高汽车乘坐舒适性和提高我国汽车自主开发技术能力有着积极的应用价值和现实意义。
附图说明
图1是非光滑特性降低车内高频气动噪声凹坑均匀分布的车外专用贴膜俯视图
图2是图1的A-A截面视图
图3是非光滑特性降低车内高频气动噪声凹坑非均匀分布的车外专用贴膜俯视图
图4是图3的A-A截面视图
图2和图4中:d为锥形凹坑表面直径,a为锥形凹坑锥形角,t为凹坑深度,s为贴膜厚度,l为凹坑间距,R为半球形凹坑半径。
图5是整车计算域模型示意图
图6是采用非光滑表面凹坑贴膜后视镜示意图
图7是监测点1的光滑表面模型与具有凹坑表面模型的声压级曲线图
图8是监测点2的光滑表面模型与具有凹坑表面模型的声压级曲线图
图9是监测点3的光滑表面模型与具有凹坑表面模型的声压级曲线图
图10是监测点4的光滑表面模型与具有凹坑表面模型的声压级曲线图
图11是监测点5的光滑表面模型与具有凹坑表面模型的声压级曲线图
图12是监测点6的光滑表面模型与具有凹坑表面模型的声压级曲线图
图13是监测点7的光滑表面模型与具有凹坑表面模型的声压级曲线图
图14是监测点8的光滑表面模型与具有凹坑表面模型的声压级曲线图
图15是监测点9的光滑表面模型与具有凹坑表面模型的声压级曲线图
图7至图15中:e为光滑表面模型的监测点声压级曲线,f为具有凹坑表面模型的监测点声压级曲线。
图16是光滑表面模型与具有凹坑表面模型侧窗的平均声压级曲线图
其中:j为原始光滑模型的平均声压级曲线;k为具有凹坑表面模型的平均声压级曲线。
图17是光滑表面后视镜的表面声压级分布图
图18是初步设计的非光滑后视镜的表面声压级分布图
图19是优化后的非光滑后视镜的表面声压级分布图
具体实施方式
在噪声源的敏感区域,车外后视镜、A柱表面、前车门窗玻璃、前风窗玻璃、车门外板、顶盖、翼子板、前挡泥板等处,分析找到不同位置贴膜的不同非光滑凹坑尺寸参数,有针对性地应用贴膜参数,实现车内高频气动降噪。
下面以采用非光滑表面凹坑贴膜的后视镜(见图6)为例,描述车内高频气动降噪的方法:
1.按整车外部几何尺寸建立分析模型,引入宽频带噪声源气动声学模型,进行稳态计算仿真,分析噪声源敏感区域。
2.选取侧窗后视镜区域作为重点噪声源优化区域,在后视镜区域加工具有不同尺寸、不同形式的凹坑非光滑表面,进行稳态流场计算仿真,包括模型简化(对后视镜侧窗精细建模,对发动机罩、前风窗、顶盖、行李箱、车身底部简化)、单元选取(在车身表面应用三棱柱单元,临近车身表面的范围应用四面体单元,在四面体外侧空间应用六面体单元划分流体计算域)、边界条件选取(计算域的入口设置为速度入口,其气流速度为30m/s;计算域的出口设置为压力出口,其出口压力为标准大气压;计算域壁面与车身表面设置为固定壁面),引入宽频噪声源气动噪声模型,后视镜区域气动噪声水平分析,图17是光滑表面后视镜的表面声压级分布图,图18是初步设计的非光滑后视镜的表面声压级分布图,图中深色区域表面声功率级高,是强烈的噪声源,对其的凹坑分步进行优化,去除对气动噪声有不良影响的凹坑,进一步降低气动噪声,对表面凹坑进行优化后的模型气动噪声水平有明显改善,获得优化后的非光滑后视镜的表面声压级分布图(图19);
边界条件确定:计算域的入口设置为速度入口,其气流速度为30m/s,计算域的出口设置为压力出口,其出口压力为标准大气压,计算域壁面与车身表面设置为固定壁面。
3.进行整车瞬态仿真。在稳态仿真结果的基础上,进行瞬态计算,在前侧窗外表面均匀设置9个监测点,提取后视镜区域噪声源表面监测点压力谱,经过快速傅里叶变换,获得气动噪声激励频谱声压级频谱(如图7至图15),在监测点1、监测点2、监测点6、监测点7、监测点9具有凹坑表面模型与具有光滑表面模型的噪声水平接近,而在监测点3、监测点4、监测点5、监测点8具有凹坑表面模型的气动噪声水平有明显改善,其声压级曲线在高频区降幅可达到5dB,前侧窗噪声水平在高频区有平均2-5dB的改善。
4.进行驾驶员耳旁噪声检验,包括统计能量分析SEA模型的建立,整车板件及结构钢板、钢化玻璃、夹层玻璃的材料的参数,包括:结构钢板的密度为7800kg/m3、其弹性模量为2.1×e11Pa、剪切模量为8.0×e10Pa、泊松比为0.31厚度为0.8mm;钢化玻璃密度为2500kg/m3、弹性模量为4.85×e10Pa、剪切模量为1.956×e10Pa、泊松比为0.24、厚度为3.85mm;夹层玻璃密度为2500kg/m3、其弹性模量为6.2×e10Pa、剪切模量为2.5×e10Pa、泊松比为0.24、厚度为5mm。
施加气动噪声激励、分析仿真结果,获得驾驶员耳旁的噪声水平在高频区平均降低2dB,若气动噪声水平改善不明显,则更改非光滑凹坑的尺寸、凹坑形式;更改设计后再次进行稳态和非稳态仿真,直到噪声水平达到设计要求。
5.采用锥形凹坑形式的非光滑表面贴膜时,锥形凹坑表面直径为1-6mm,锥形凹坑锥形角a为40度,贴膜厚度s为在半径R的基础上增加0.5mm,凹坑间距l为10mm。

Claims (1)

1.一种车内高频气动降噪的方法,其特征在于包括下列步骤:
1)测试车速与车内高频气动噪声的关系,将气动噪声分析时速设定为70-120km/h;
2)确定噪声源的敏感区域,包括:车外后视镜、A柱表面、前车门窗玻璃、前风窗玻璃、车门外板、顶盖、翼子板、前挡泥板,其步骤包括:
2.1按整车实际尺寸建立几何模型,根据整车尺寸确定计算域,具体尺寸包括:计算域出入口截面尺寸和计算域长度,计算域的选择:车前方为二倍车长,车后方为六倍车长,车上方为四倍车高,车左右侧各为三倍车宽;
2.2建立流体计算模型,包括:
2.2.1模型简化:去除车身内部复杂结构,忽略车身雨刮器、进气格栅、门把手、雨水槽、车灯、收音天线,忽略车身底部凸凹不平,将车身底部简化为平面,车体表面光滑处理为简单平面,忽略车轮的旋转运动,考虑轿车模型左右对称,也可采用轿车模型的一半进行;
2.2.2单元选取:车身表面应用三棱柱单元划分流体计算域,临近车身表面的范围应用四面体单元划分流体计算域,四面体外侧空间应用六面体单元划分流体计算域,若采用轿车模型的一半进行模拟,则需更改轿车模型纵向对称中心面为对称形式边界条件;
2.2.3边界条件确定:计算域的入口设置为速度入口,其气流速度为30m/s;计算域的出口设置为压力出口,其出口压力为标准大气压;计算域壁面与车身表面设置为固定壁面;
2.2.4进行稳态计算,对车外流场进行分析,确定噪声源的敏感区域,包括:会产生强烈气流分离的车外后视镜、A柱表面、前车门窗玻璃、前风窗玻璃、车门外板、顶盖、翼子板、前挡泥板;
3)对敏感噪声区域光滑表面进行表面非光滑凹坑处理,凹坑为半球形或锥形,建立具有不同分布形式及不同尺寸的对比分析模型,引入宽频带噪声源声学分析模型;
3.1进行稳态计算:采用RNG k-epsilon模型对具有非光滑凹坑的表面噪声源敏感区域进行稳态计算分析,根据模拟结果判断非光滑凹坑的降噪能力;若降噪效果不明显,则通过更改凹坑结构设计方案,修改仿真模型,对非光滑凹坑分布形式、尺寸和凹坑单体形式进行优化,降低气流分离,降低表面声压级以降低噪声,直至满足降噪要求;
3.2在稳态分析结果的基础上,进行整车瞬态仿真,瞬态仿真可应用分离涡模型DES或大涡模拟模型LES,在敏感噪声区域表面均匀选取监测点,获得敏感噪声区域监测点压力谱,分析整车气动噪声激励,进行傅里叶变换,获得敏感噪声源激励的三分之一倍频程频谱;
4)应用统计能量分析方法,建立统计能量分析模型SEA,进行整车的气动噪声分析,包括:
4.1简化结构:轿车车身的复杂曲面以平面板、单曲面板和双曲面板子系统的形式表示;轿车车身的梁状结构以梁子系统的形式表示;结构中的细部特征:细小的凸台、加强筋、工艺孔均作省略处理;
4.2确定整车板件及结构钢板、钢化玻璃、夹层玻璃的材料,其参数包括:材料密度、弹性模量、剪切模量、泊松比、厚度;
4.3施加气动噪声激励、分析仿真结果,获得车内驾驶员耳旁的噪声水平;
5)设计具有非光滑柔性凹坑特征的车用贴膜,贴膜正面设有凹坑,凹坑表面为半球形或锥形,凹坑呈均匀或非均匀分布,贴膜反面为平面,并涂敷丙烯酸酯胶粘结剂;半球形或锥形表面凹坑的参数如下:
5.1采用半球表面凹坑形式的非光滑贴膜时,半球形凹坑半径R为0.5-3mm,贴膜厚度s为在半径R的基础上增加0.5mm,凹坑间距l为10mm;
5.2采用锥形凹坑形式的非光滑表面贴膜时,锥形凹坑表面直径d为1-6mm,锥形凹坑锥形角a为40度,贴膜厚度s为在锥形凹坑半径的基础上增加0.5mm,凹坑间距l为10mm;
5.3确定凹坑深度,由下列公式计算:
Re = V 1 / υ t = 0.0351 / Re 1 / 7
其中:Re为车身局部表面的雷诺数;V为气体的时均速度;l为车身局部表面长度;υ为空气粘度系数;t为车身贴膜的凹坑深度;
6)将贴膜贴于噪声源的敏感区域,包括:车外后视镜、A柱表面、前车门窗玻璃、前风窗玻璃、车门外板、顶盖、翼子板、前挡泥板。
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