张锦宙 陈思佳 陆增俊 罗丹
摘 要：本文旨在采用CFD仿真方法对卡车后视镜风振的来源和产生风振原因进行分析和预测，在车速从40-100km/h的工况区间对声压级进行仿真分析，同时通过与实车测试结果进行对比，从而有效预测和高速行驶中由卡车后视镜引起的车内气动噪声，为改善某卡车后视镜气动噪声性能提供指导方向，以期从听觉上提升驾驶室感官质量水平。
关键词：后视镜;气动噪声;风振;声压级;声学有限元
1 前言
随着用户对卡车舒适性和感官质量要求的提高，驾驶室内气动噪声已经成为其中一个重要的判定指标。根据试验表明，伴随着车辆行驶速度提高，车内气动噪声会愈发突出，伴随着近年来卡车外部机械结构部件和轮胎噪声改善课题研究的不断推进，由后视镜产生的气动噪声已经成为最重要的外部气动噪声来源，除此之外，卡车在雨天高速行驶中，后视镜与周围流场出现剧烈相互作用形成尾涡和湍流，导致雨水在在镜面上形成积压，影响行车安全。
2 问题来源
据市场售后反馈，某卡车在高速行驶速度超过80km/h时，在司机侧车门玻璃打开的情况下，驾驶室内出现出现明显的气动噪声，影响驾乘舒适性。
针对该问题，通过现场实车排查测试，发现在对后视镜整体角度进行调节后，对应的在高速行驶中的室内气动噪声变化较明显，因此，可以确定针对该卡车，高速行驶过程中由后视镜产生的风振是室内气动噪声的主要来源。为了改善该后视镜的气动噪声性能，提升驾驶室感官质量水平，在项目中采用了CFD仿真结合实车测试验证的方法对后视镜气动噪声进行预测并提出整改建议。
3 CFD仿真相关理论
3.1 稳态计算驾驶室外流场
对于该卡车后视镜气动噪声计算，首先建立驾驶室外部的流场区域，采用RANS模型中SST（Menter）模型计算稳态流场。其外部的流动属于低速粘性流动，控制方程可写为：
式中，为空气密度;为时间;为速度矢量;为对流项;为扩散项;为源项。对于连续方程，=1，=0，=0。對动量方程，以方向为例，，，，其中为粘性系数，为层流粘性数，为湍流粘性系数，为压力，为方向速度。
3.2 瞬态计算驾驶室外流场
本文采用基于SST（Menter）两方程湍流模型求解Navier-Stokes方程的DES方法，在近壁面区域用RANS求解，使得边界层内计算量较小;远壁面区域采用LES求解。该模型是与的混合模型，控制参数实现两种模型在不同情况下的转换。SST（Menter）控制方程为：
式中，为湍动能;为比耗散率;为速度分量;、为湍流生成项;为控制参数;、、、、、为参数。
在SST（Menter）湍流模型方程的耗散项中，湍流尺度参数为
在DES方法中，由代替，其中为网格单元间的最大距离，常数。在靠近壁面的边界层中，《，该模型充当SST（Menter）湍流模型;在远离壁面区域，》，该模型充当大涡模拟中的亚格子雷诺应力模型。
4 输入及数值模拟条件
4.1 仿真输入
基于该卡车的驾驶室仿真方案如图1所示，将原车和优化后的驾驶室作为模型。
设驾驶室模型的长度、宽度、高度分别为L、W、H，根据经验建立长方形计算域。长度方向为20L=45m，计算域入口距模型 3L，可还原空气流动的湍动能特征;出口距模型16L，保证了驾驶室模型后方完整的尾流结构;宽度为5W=15m，高度为 6H=13m，驾驶室离地面高度0.4H=1m。计算域模型如图 2所示。
4.2 网格模型
六面体网格划分，6层边界层，最里层约0.25mm，格数量约3840万，网格截止频率大都超过100Hz，如图3所示。
4.3 仿真输入参数
输入参数如表1所示。
4.4 分析流程
针对外后视镜外形和外伸量变动引起的驾驶室气动噪声变化，本文采用CFD软件对驾驶室外流场进行稳态与瞬态的计算以及分析，随后利用LMS.VIRTUAL.LAB声学有限元软件将CFD计算的专业声学代码做数据的映射和傅里叶变换，得到驾驶室声学空间的声压级分布和场点声压级分布的云图，分析流程如图4所示。
5 CFD仿真数值模拟和实验结果对比
5.1 后视镜风振产生原理
经CFD仿真模拟，卡车行驶过程中气流流过后视镜前端扁平型面产生尾涡，尾涡在向后运动中生长变大，当运动至侧窗后边沿时撞击破碎将涡核压力传入驾驶室，驾驶室整体压力变小产生强烈的压力波动。尾涡的产生、生长、撞击、破碎脱落及再次周期性产生并作用于室内的现象称为风振。如图5所示。
5.2 实车试验测试
频谱采集试验测试场地为沥青高速路面，测试对象为该卡车整改前后的整体式后视镜，设备采用比利时LMS公司Test. lab噪声测试设备以及丹麦GRAS公司的预极化传声器和前置放大器，如图6所示。
测试过程如图7所示，为探究不同车速下后视镜气动噪声的变化情况，对40km/h～100km/h区间的车速进行测试，每间隔10km/h测量一次共7组数据，测试点在驾驶员左耳边。图8是实测声压级变化曲线，在车速达到70km/h时，原车驾驶室声压级明显增大，如图中红色曲线所示，图中绿色曲线是优化后的状态，随着车速增加，改善效果愈明显，在车速达到100km/h时声压级降低了8dB，如绿色曲线所示。
5.3 仿真与试验结果对比
CFD仿真结果和实车测试结果如图9所示，当车速达到90km/h时，原车后视镜的实测值为113.7dB，仿真值为116dB;优化后整体式后视镜的实测值为106.1dB，仿真值为111.3dB，其在该时速下对应的仿真和实测风振频率对比如图10所示，仿真共振频率为12.4Hz，而实测共振频率为18Hz，可以看出，虽然两者间存在差异，但从整体来看，在忽略其他噪声影响的基础上，仿真结果和试验结果在声压级大趋势一致，证明了工程应用仿真方法在一定程度上具有其准确性，比较精确的预测了后视镜型面和外伸量变化对室内噪声的影响。
5.4 后视镜风振改善机理分析
从仿真压力云图可以看出，原车后视镜内侧面与驾驶室存在夹角，导致高速行驶过程中后视镜尾涡通过车门窗导向驾驶室，因此室内气动噪声大，优化后的后视镜内侧面与驾驶室侧围基本平行，且较远离驾驶室，尾涡未直接导入驾驶室，因此室内气动噪声较小，具体如图11所示。
6 总结
本文通过采用CFD仿真分析对驾驶室内气动噪声进行分析与预测，首先确定了室内风振的产生来源及产生原理，在声学有限元中，预测了车内声学空间环境，得出了驾驶员左耳旁的声压级，并最终进行了相关的实车测试，通过对比仿真分析和测试结果可获得以下结论。
（1）通过CFD仿真分析可以看出，在车外气动噪声的声压级中低频噪声为主要声源。
（2）通过对比实车测试结果，可看出在忽略实验与仿真的误差的基础上，CFD仿真分析的方法可有效的預测驾驶室内的声压级水平，为后续后视镜的优化提供指导和验证。
（3）优化后的整体式后视镜气动噪声性能优于原车后视镜。
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