关于汽车毕业优秀的论文范文整理（共2篇）

　　随着现在人们的生活不断发展，也让人们的生活愈发的好了，各种小汽车也都进入到了家家户户，所以汽车行业也成为了当下比较受欢迎的专业，本文就整理了关于汽车论文范文，一起来看看吧。

　　第1篇：汽车空调系统制冷剂流动噪声研究及性能优化

　　张振宇，王理楠，陈江平(上海交通大学制冷研究所，上海200240)

　　摘要：汽车制冷系统运行初始阶段，从冷凝器到膨胀阀之间的管路存在气液两相流动，由此会产生气泡群且伴随着高频异响.从减少气液两相流动及消耗声能2个角度设计并验证了3种不同的消声方案，即加装小孔消音器，阀球与阀体接触处开孔以增加阀的动作值和加装扩张式消音器.通过焓差实验台将室外/内侧温度分别控制在35/27℃.通过瀑布图和主观感受对实验进行评价，实验结果表明，小孔消音器消除了9kHz以上的高频异响；阀球与阀体接触处开孔效果最优，8kHz以上基本消除，6～8kHz前半段消除，后半段噪声值降低，在人体可接受范围内；采用扩张式消音器可以消除掉高频异响，主观感受优于原状态.

　　关键词：制冷剂；异响；性能优化

　　汽车空调制冷系统主要由压缩机、空调箱、冷凝器、膨胀阀等部件组成.目前，国内大多数汽车厂商为了控制整车成本，压缩机采用定排量压缩机.制冷工况下，压缩机需要不断地启停，在启动后的一段时间内会产生高频异响，停止之后也存在异响，但是和启动前相比，异响较小，这里不作研究.这一过程涉及到制冷剂的两相流动、噪声的传递、激励等，是一个多专业交叉的问题.

　　张立军等[1]在台架上研究了斜盘式压缩机在怠速工况下的噪声问题.汽车空调制冷噪声是一个系统的问题，涉及到系统的各个部件.Rodarte等[2]从膨胀阀下游管壁传递噪声的角度研究了热力膨胀阀的噪声问题，由膨胀阀产生的噪声，通过管壁振动，经过蒸发器放大，传递至车内.Ng[3]认为阀内噪声是由阀后漩涡脱离引起的.Koberstein等[4]对热力膨胀阀制冷系统的噪声源进行了识别，从进气管插入深度方面研究6.00kHz高频噪声问题.张坻等[5]对管道中的气液两相流进行了模拟，研究发现气泡的产生发展及湍流的压力脉动是噪声产生的根本原因.目前大多数工作主要是从隔音的角度进行研究，本文在隔音减振的基础上，通过减少两相流的流动达到提升汽车冷却系统NVH(Noise、Vibration、Harshness，即噪声、振动与声振粗糙度)性能的目的.

　　减小气液两相流动在本实验中即减小气态和液态制冷剂同时流过膨胀阀.相较于单相流动，两相流湍流会引起压力或者速度的脉动导致噪声的产生.在本实验过程中，通过对阀球与阀体接触处开孔使得在系统启动后，气态制冷剂先通过小孔，之后压力达到一定程度后，液态制冷剂顶开阀球通过膨胀阀，通过这种方式减少两相流，尽可能使得单相流体流过膨胀阀.

　　1噪声源识别及产生的机理

　　1.1实车噪声源识别

　　汽车制冷系统由多个部件组成，产生噪声的原因是复杂的.系统的每个部件之间关系紧密，不能仅从某一局部进行分析优化.在实车开空调的瞬间，压缩机启动，制冷系统开始工作，此时会产生高频异响，影响整车的舒适性.

　　本文所采用的噪声识别设备为keyVES-M便携式声学相机，其工作原理是基于一系列的传声器阵列，利用声波传递到传声器的相位差确定声源的位置，再通过阵列信号处理算法将声音转化为可视化的图，通过照片和视频的形式帮助使用人员迅速地找到噪声源.图1为声学相机拍摄的噪声源照片，从照片中可以看出在膨胀阀处出现了彩色的等高线图，由中心向周围扩散，噪声值逐渐降低，由此可以判断噪声源为膨胀阀.

　　1.2异响产生的机理

　　高频异响的频率在6kHz以上，一般机械振动噪声频率很难达到.在整个制冷系统中，压缩机作为系统运行的动力，将蒸发器内的气态制冷剂压缩，送到冷凝器.冷凝器内的液态制冷剂通过热力膨胀阀节流降压后进入蒸发器内蒸发吸热，带走车内的热量.在制冷剂通过膨胀阀节流的过程中，微小气泡破裂会产生高频异响.付英杰等[6]在气泡群振荡及噪声仿真中研究了尺度R在146.7μm左右的气泡.通过谱分析，该尺寸的气泡自然振荡频率为22kHz，远高于高频异响频率的6kHz.当单个气泡组合形成气泡群之后，且其半径与单个气泡半径比为120时，产生的噪声频率约为6kHz.实车上的高频噪声产生的机理即气泡群气泡群振荡.

　　2高频异响台架及实验工况

　　在整车实验测试过程中，一个微小的改动往往需要将整个HVAC(Heating，VentilationandAirConditioning，即暖通空调)从车内拆除下来，更换完之后又装上去，耗费大量的时间.因此，本实验在台架上复现进行，管路均采用实车管路，保证工况和实车工况接近.图3所示为已经安装完成的实车管路.

　　图4所示为隔音措施.实验过程中，电机高速运转导致背景噪声过大，需要采取一定的措施对背景噪声进行处理.建筑用玻璃棉具有良好的吸音特性，故将电机用玻璃棉阻隔，将外界噪声影响降到最小，保证背景噪声对测量结果无影响.同时在HVAC处布置隔音罩，内部采用波浪型吸音棉，减少声波在隔音罩里面的反射，保证实验测量的准确性.

　　图5为实验系统图，制冷剂通过压缩机压缩，进入到冷凝器，通过冷凝风扇将热量带走，之后通过膨胀阀节流，在蒸发器中蒸发吸热，最后回到压缩机完成循环.实验前先将蒸发器室和冷凝器室的温度和风量打到设定值，之后打开噪声数据采集器，5s后启动系统，记录15s后关闭系统，再记录5s后停止数据采集.之后在相同工况下让三位实验员分别进行主管评价，综合三人评价得出结论.

　　高频异响通过HVAC出风口传递至车内，实验用声级计水平放置，对准出风口，位于出风口0.5m处.蒸发器侧干球温度设置在27℃，相对湿度40%，风量320m3/h，冷凝器侧干球温度设置在35℃，相对湿度40%，风量2700m3/h.同时，为了还原实车的真实情况，制冷剂的充注量为550g，与实车管路充注量保持一致.图6给出了声级计及出风口温度布置位置.

　　实验台台架中的电动机与实车发动机不同，需要对压缩机的转速重新进行标定以还原实车在不同工况下的高频异响.转速标定按照台架电动机输出功率与压缩机转速一一对应的关系进行.表1为压缩机转速标定的结果.

　　3高频异响优化

　　针对上述高频异响产生的机理，本文主要从以下几个方面进行考虑，首先是对热力膨胀阀本身进行改进，原阀的动作值为0.18，平行充注，从阀动作值角度进行优化；其次采用小孔消声器来约束气泡群的大小，或者通过加装消音器等进行优化.

　　以原状态作为基准进行分析对比，对其声压级进行测量.从人员主观感受及声压级瀑布图这两方面进行结果评价.在主观感受方面，实验分别采用三位不同的实验人员对噪声进行主观评价，综合三人感受得出结论.原状态下，吸离合后立即出现高频异响，持续时间约为10s，声音明显.

　　图7为原状态第一次吸离合时的瀑布图.实验在5s时第一次吸离合，随后经过2.5s，出现高频异响，在7～8kHz区间出现了非常明显的异响特征，持续时长约为15s.在8kHz以上也存在着异响，但噪声值较低，约为十几分贝，对人影响较小.从图中出现的不同频率的异响可以判断在管路中出现了不同尺度的气泡群.压缩机启动瞬间，系统由静止状态转为运行状态.从压缩机到膨胀阀这段管路中存在的气体与来自压缩机的液态制冷剂混合，形成气液两相流.当携带有气泡群的液态制冷剂通过膨胀阀时，就会产生高频异响.

　　3.1小孔消声器

　　小孔消声器的本质是抗性消声器，它将孔的尺寸和空腔深度进行组合，使得声波在共振腔中来回的反射、干涉，达到消耗声能的目的[7].

　　图8为小孔消声器的原理图.声音从左边传入，到达消声器之后，声波进入共振腔，不断的反射和干涉.设计可以通过改变空腔深度D和小孔的直径d来达到消除异响的目的.

　　对实验进行主观评价，在第一次压缩机吸合时，高频异响依旧存在，但是第二次及第三次压缩机吸合时，人耳无法捕捉到高频异响.

　　图10为系统第一次吸离合时候的瀑布图对比，可以发现9kHz以上的声音有所改善，声音响度降低，且频谱上的颜色变浅.9kHz频率以下的声音响度降低的幅度较小.

　　图11为第二次吸离合时的瀑布图，从图中可以看出异响的颜色较浅，即小孔消声器在第二次吸离合时仍存在异响的频率，但是噪声值降低，人耳无法捕捉到声音，和主观感受一致.

　　3.2膨胀阀结构优化

　　高频异响的产生是由于气泡群振荡，因此减少管路混合时的含气率是提升汽车冷却系统NVH的一种解决途径.从膨胀阀的角度，如何在压缩机启动的前期让气态制冷剂尽可能的通过膨胀阀是解决高频异响的一种思路.

　　阀内部构造如图12所示，主要由阀球、蝶形限位装置、弹簧等零部件构成.为使压缩机启动前期气态制冷剂流过膨胀阀，在阀体的阀球与阀体接触处上加开小孔，并且将阀的动作值调高至0.21.在启动瞬间，冷凝器至阀这段管路中的部分气体会通过小孔，进入蒸发器，同时在调高动作值之后，阀的动作变慢，即在阀工作前，更多气体从小孔处通过.

　　从实验的主观感受来看，压缩机吸合后的5.5s左右，即数据开始记录后的10.5s开始出现高频异响.前1s高频异响较轻微，之后2s响度稍有增加.整体来说，高频异响出现往后移的趋势，响度减小，NVH性能得到提升.

　　实验测试结果如图13所示，从图中可知，在5s压缩机启动的时候，出现了异响，但是由于噪声值较低，主观上无法感受到噪声的存在.在12s左右，瀑布图中6～8kHz处的颜色加深，可见此时异响增大，一直持续到了16s.总体趋势和主观感受一致.与此同时，可以发现9～12kHz之间频谱异响消失，分析原因发现，在阀球与阀体接触处开了小孔之后，冷凝器至阀之间管路的压力降低，气泡群尺度增大，使得高频噪声得到改善.

　　3.3扩张式消音器

　　扩张式消音器[8]的原理是利用管道截面积的突变，使得原先沿着管道方向传播的声波往声源方向反射回去，达到消声的目的.图14为蒸发器配管加装消音器，通过主观感受，加了消音器的制冷系统，异响响度有所减小，但却出现了流水声和吹气泡声，噪声值较小.

　　从测试结果图15看，在5s的时候压缩机启动，7kHz频率以上的异响在瀑布图中颜色已经不太明显，但是在2～3kHz之间出现了颜色较深的一段，和主观感受一致，分析原因发现配管和蒸发器呈一定的角度，导致液态制冷剂在消声器处存在着一定的堆积，此时制冷剂流过这段时就会出现流水声和吹气泡的声音.在6～7kHz之间，仍旧出现一段异响频谱，颜色深度降低，说明高频异响有所减弱，NVH性能得到提升.

　　4结论

　　通过对高频异响产生的机理进行分析，发现高频异响产生的原因是系统的初始运行状态不稳定，管路中出现气液两相流，形成气泡群.

　　本文主要从减少气液两相流动的含气率以及噪声产生后的抗性消声这两个方面对高频异响进行研究分析.减少含气率相当于将气液两相流动转化为单相流动，增加流动的稳定性，减少气泡群所产生的噪声.抗性消声是从传播途径的角度考虑，无论是小孔消音器还是扩张式消音器，其机理都是让声波在传播的过程中发生反射，使声能被消耗.

　　实验结果表明，采用小孔消声器的方案消除了9kHz以上的高频异响，降低了9kHz以下频率噪声值，当压缩机再次运行的时候，高频异响消失，相比于不加小孔消声器的方案，NVH性能得到了改善.通过更改热力膨胀阀的内部结构，消除了8kHz以上高频异响，6～8kHz之间的高频异响在压缩机启动的前半段时间内消失了，后半段还存在着微弱的声响，空调制冷系统噪声在可接受的范围之内.采用扩张式消音器，7kHz以上的高频异响基本消除，但是出现了新的流水声和吹气泡的声音，响度较小，在可接受的范围之内.

　　第2篇：汽车底部复杂流场的主动和被动控制减阻方法研究*

　　袁志群1，2，3，杨明智2，张炳荣1，3（1.厦门理工学院机械与汽车工程学院，厦门361024；2.中南大学，轨道交通安全教育部重点实验室，长沙410075；3.福建省客车及特种车辆研发协同创新中心，厦门361024）

　　［摘要］针对汽车底部复杂流场结构存在的问题及其对汽车燃油经济性的影响，以降低气动阻力为目标，采用计算流体动力学方法研究了侧风工况下汽车底部复杂流场的主动和被动控制减阻方法，设计了阻流板、侧裙、底部抽吸控制槽和尾部气流喷射控制槽4种减阻方案，分析了各方案对气动阻力的影响和减阻机理。研究结果表明，减阻效果与横摆角、阻流板高度、侧裙高度、底部控制槽抽吸速度和尾部控制槽气流喷射的速度与角度有关，4种减阻方案的气动阻力最大降幅分别为9.4%，10.4%，13.5%和4.7%。在实际使用过程中，宜根据汽车运行环境采用动态控制方法，以达到最优减阻效果。汽车模型风洞实验验证了本文中数值计算方法的准确性，研究结果可为汽车设计提供参考。

　　关键词：气动阻力；阻流板；侧裙；底部抽吸控制槽；尾部气流喷射控制槽；动态控制方法

　　前言

　　随着高速公路的飞速发展，汽车行驶速度越来越高，空气动力学对燃油经济性的影响日趋突显，现今降低气动阻力、提高汽车燃油经济性已备受汽车行业普遍关注。汽车底部结构十分复杂，排气管、悬架、备胎、油箱和传动轴等零部件直接裸露在空气中。当汽车高速行驶时，这些零部件会被高速气流直接冲击，导致底部流场结构复杂产生许多分离漩涡［1-2］，不仅自身气动阻力增加，而且会影响汽车尾部流场，导致车身气动阻力增加。因此有效控制和引导汽车底部流场对降低整车气动阻力至关重要。

　　降低汽车气动阻力的方法主要有被动控制减阻和主动控制减阻两种。被动控制减阻通过改变车身局部形状和加装气动附加装置，如密封盖板和非光滑表面等方法［1，3-7］，从而改变近车体气流流动状态、延缓气流分离，实现气动阻力降低，是目前比较常见的一种减阻方法，且应用广泛，但整体成本会大幅增加；主动控制减阻则与之相反，它对流场的控制是实时、动态的，主要有可调节尾翼、射流技术和主动进气隔栅等［8-12］，但目前鲜有研究。此外，汽车运行环境复杂，裸露在空气中的汽车底部结构还会受到侧风的影响而进一步加剧底部流场的紊流度，目前对于侧风工况下的汽车底部流场主被动控制减阻方法研究很少。在文献［13］和文献［14］的研究基础上，针对汽车底部复杂流场导致的气动阻力过大问题，本文中分别采用被动控制和主动控制减阻方法，提出汽车在侧风环境行驶时合理可行的减阻方案，研究结果可为汽车设计提供理论参考。

　　1计算模型的建立与验证

　　采用UGNX软件分别建立前阻流板和侧裙的被动控制减阻方案，如图1所示。它一方面可减少进入底部气流流量，另一方面可避免高速气流直接冲击底部凹凸部件，阻流板高度H1和侧裙高度H2分别在0～80mm之间变化，两者形状与整车造型融为一体。

　　为抑制底部紊乱气流及其对汽车尾流的影响，分别在车底前部和车尾后部设置控制槽，采用主动吹吸方法控制底部气流流动，如图2所示。对车底前部控制槽采取主动抽吸的方式，减少进入底部气流量，控制汽车前端流场；对车尾后部控制槽，采用气流喷射的方式，控制底部气流对尾涡结构的影响。两种控制槽的宽度B1和B2均为10mm，控制槽整体形状与车身造型融为一体，控制槽气流速度vC1和vC2在0～60m／s区间变化。主被动控制减阻方案的底部结构与实际车型一致，改进前后整车造型保持一致。

　　计算域采用长方体，如图3所示。正面入口和侧面入口距离车身分别为3倍车长和3倍车宽；正面出口和侧面出口距离车身分别为7倍车长和7倍车宽，保证湍流能够充分发展；顶面距离车身4倍车高；当横摆角β在0°～30°之间变化时，阻塞比均小于2%，能有效消除洞壁干扰，保证计算结果的准确性。

　　计算分析采用ANSYS流体分析软件，首先在ICEM-CFD软件中对计算域进行离散，生成非结构化四面体网格，车身表面采用六层棱柱网格精确模拟边界层分布，满足壁面函数要求。为准确捕捉车底复杂流场及其对尾涡的影响，对车身底部和尾部进行体网格加密。采用不同的网格数量进行了网格无关性验证，被动控制减阻方案（阻流板高度H1为60mm，横摆角β为0°）的不同网格划分方案计算结果如表1所示，进一步加密网格会导致计算效率降低，但计算精度提高不明显，因此本文中采用方案3的网格划分，各方案网格总体数量均在1000万左右。

　　侧风模拟方法主要有“偏车”和“偏风”两种［15-17］，后者在保证精度的同时效率更高，因此本文中采用车速与风速的合成速度施加在正面入口和侧面入口的“偏风”方法。入口合成风速为v=30m／s，该计算工况的雷诺数大于临界值，横摆角β在0°～30°区间变化，间隔3°；正面出口和侧面出口均采用压力出口边界条件，相对大气压力为0；地面为滑移壁面边界；车身为非滑移壁面边界。计算采用Realizablek-ε湍流模型，大量研究结论证明，对于雷诺时均N-S方程求解计算，该模型对气动力计算精度高，在边界层和分离流流动中流场捕捉准确［18-19］。

　　为验证本文中数值计算模型的有效性，对光滑底部结构的汽车模型在不同横摆角工况下的气动阻力进行风洞测试。该验证模型仅底部结构作平整处理，车身等其它部位结构与本文中数值计算模型保持一致，数值计算模型的边界条件与风洞实验的工况对应。气动阻力系数的对比结果如图4所示。由图可见，两者结果均较吻合，误差控制在5%以内，证明了本文中数值计算模型建立准确、计算方法可行。

　　2计算结果

　　气动阻力对汽车燃油经济性至关重要，是评价汽车空气动力学性能的重要指标。本文中主要通过分析主动和被动控制方案前后汽车的气动阻力系数变化规律和底部与尾部流场变化，揭示其减阻机理。

　　图5为不同横摆角工况下，阻流板高度对气动阻力系数影响的部分结果。由图可见：阻流板高度保持一定时，气动阻力系数随着横摆角的增加总体上呈先增加后减小的趋势，这与前人研究结论一致；阻流板对气动阻力系数的影响规律不仅与自身高度相关，并且与横摆角大小有很大关系。当β≤6°时，气动阻力系数随着阻流板的高度增加而减小，变化趋势基本一致，在此范围内，气动阻力系数最大降幅出现在β=3°、阻流板高度为80mm时，降幅为9.4%；当9°≤β≤18°时，气动阻力系数随着阻流板的高度增加呈先减小后增加的趋势，气动阻力系数最小值与横摆角大小有直接关系，在此范围内，气动阻力系数最大降幅出现在β=15°、阻流板高度为60mm时，降幅为7.5%；但当β≥21°，阻流板对降低气动阻力系数没有促进作用，气动阻力系数随着阻流板高度的增加而增加。

　　图6为不同横摆角工况下，侧裙高度对气动阻力系数影响的部分结果。由图可见：侧裙高度保持一定时，气动阻力系数随着横摆角的增加总体上呈先增加后减小的趋势，与前述结论一致；当β≤18°时，侧裙高度变化对气动阻力影响不大，甚至会一定程度增加整车气动阻力系数；随着横摆角进一步增加，当β≥21°时，气动阻力系数随着侧裙高度的增加呈先减小后增加的趋势，在此范围内，气动阻力系数最大降幅出现在β=30°、侧裙高度为60mm时，降幅为10.4%。

　　为解决阻流板在大横摆角、侧裙在小横摆角工况下减阻存在的缺陷，提出阻流板和侧裙的组合减阻方案。根据以上分析结论，选取阻流板高度H1为80mm、侧裙高度H2为60mm的组合方案，分析组合方案在不同横摆角工况下的气动阻力系数变化规律，如图7所示。由图可见，组合减阻方案的气动阻力系数随横摆角的变化规律与原始方案一致，且优于单个减阻方案，当横摆角在0°～30°之间变化时，气动阻力系数降幅在6.1%～13.2%之间浮动。

　　图8为车底前部控制槽采用抽吸方法时，不同横摆角工况下，抽吸速度vC1对气动阻力系数的影响规律。由图可见：不同横摆角工况下变化趋势基本一致；随着抽吸速度的增加，气动阻力系数近似呈直线趋势下降，在不同横摆角工况下，最大降幅都在13.5%左右。

　　图9为尾部控制槽采用水平喷射方法时（α=0°），不同横摆角工况下，喷射速度vC2对气动阻力系数的影响规律。由图可见：不同横摆角工况下，气动阻力系数变化规律基本一致，随着喷射速度的增加呈先减小后增加的变化趋势，但随着横摆角增加，气动阻力降低幅度越来越小；在此范围内，气动阻力最大降幅出现在β=0°、喷射速度vC2=30m／s时，降幅为3.5%。

　　3分析与讨论

　　图10为侧风工况下简化底部和原车底部的底部流线图，两模型车底流动结构相似，都是由于侧面气流和车底气流失去附着后拖曳而成。由图可见：简化模型的车底气流速度较高，在底部后端失去附着后，斜向上流动，受侧面高速气流拖曳，形成尾涡；而原车模型的车底气流流速低且流动比较紊乱，在底部后端失去附着后，直接受侧面高速气流影响形成尾涡。需要引起注意的是，原车底部模型的右前轮腔和车底右侧气流流动更为复杂，较多的气流从车底右侧流出，且在背风侧下部诱导出了较强的涡流，该诱导涡直接汇集到尾涡之中，因此原车底部模型尾涡强度更大、耗散更慢。

　　图11为简化底部和原车底部模型的车底流速图，从前轴开始，原车底部模型车底气流速度明显下降。气流从车底前端向后端的流动过程，车身底部边界层逐渐增厚，底部附件的存在会减小离地间隙，车底后部的边界层延伸至地面，导致底部气流通道变小，因此车底后部流动受阻，速度降低，压力升高，原车底部模型的车底后端压力明显高于简化底部，如图12所示，导致气动升力增加显著，而车底前端压力变化不明显。后轴升力增加对后驱汽车的动力性和操纵稳定性影响较大，必须加以控制。

　　通过以上分析可知，对于降低原车底部汽车模型气动阻力的主要控制方法在于以下几点：第一，避免高速气流直接冲击底部凹凸结构；第二，减少进入汽车底部的高速气流；第三，控制汽车底部紊乱气流对汽车尾涡的影响。接下来将从主被动控制方案前后汽车周围流场结构变化分析减阻机理。

　　3.1阻流板减阻机理分析

　　图13～图15为加装阻流板前后整车流场结构变化对比图。由图可知：当横摆角较小时，加装阻流板后，尾涡形态没有明显变化，但左侧拖曳涡变小（图13）；车尾压力明显增大，由尾部负压产生的压差阻力减小，因此车身气动阻力明显变小；且高速气流不再直接冲击车身底部凹凸结构，车底零部件迎风面压力明显减小，特别是前轮和右后轮（图14）。此外，车底气流速度提高，紊流度降低，车底涡量明显减弱（图15），压力明显降低，因此也有助于减小后轴气动升力。车底涡量减弱，对尾涡的影响也会更小。

　　因此，当横摆角较小时，虽然阻流板自身会额外增加气动阻力，但因其对降低车身、底部结构和车轮的气动阻力有较大的促进作用，因此整车气动阻力明显降低，与本人之前研究结论一致［13］；而当横摆角较大时，从车头前部进入车底气流减少，更多的气流从车底侧面进入底部，阻流板对改善底部气流的作用效果减弱，其效果小于阻流板自身增加气动阻力的作用，因此整车气动阻力增加。

　　因此，阻流板对气动阻力的减小量不仅与自身高度有关，而且与侧风状态有关。它的减阻机理是通过改善车底流动状态，使车身、底部结构和前后轮气动阻力均减小，但其自身也会额外增加气动阻力。在实际车型设计中，可采用主动控制方式的阻流板设计方案，根据侧风状况动态调节阻流板高度，以获得最大程度的减阻效果。

　　3.2侧裙减阻机理分析

　　图17～图19为加装侧裙前后整车流场变化对比。当横摆角较小时，侧裙对车底减阻效果较弱，且侧裙会阻止车底气流向车身两侧移动，迫使车底紊乱气流向车尾流动，导致车尾涡量增加，压力降低，车身气动阻力增加；当横摆角较大时，侧裙的减阻机理和阻流板类似，可避免高速气流从车底侧面直接冲击底部凹凸部件，车底零部件迎风面压力明显降低，如图18所示。但侧裙对车身和前后轮气动阻力影响不大，降低程度不明显。与加装阻流板不同之处在于，侧裙对车身气动阻力的减阻效果较弱，因为它会抑制车底高速气流向背风侧流动，背风侧涡量明显减小，车底更多气流向汽车尾部流动，车尾右侧涡量明显增强。

　　随着侧裙高度的增加，侧裙自身额外增加的气动阻力较小，但它对降低车身和底部结构的气动阻力有很大的促进作用，特别是对底部结构的影响，如图20所示，因此整车气动阻力明显降低。但当侧裙高度进一步增加时，车底气流向背风侧流动会受到进一步抑制，更多的气流将向尾部流动，导致车身的气动阻力增加，因此整车气动阻力会有一定回升。

　　因此，侧裙对气动阻力的减小量不仅与自身高度有关，而且与侧风状态有关。它的减阻机理是通过改善车底流动状态，降低底部结构气动阻力，相对阻流板，侧裙本身增加的气动阻力很小，但在小横摆角和侧裙高度尺寸较大时，会抑制车底气流向两侧流动，导致更多的气流向车尾流动，增加车尾负压，使车身气动阻力增加。在实际车型设计中，可采用主动控制方式的侧裙设计方案，根据侧风状况动态调节侧裙高度。如果与阻流板配合使用，在不同侧风工况下可获得更好的减阻效果。

　　3.3底部抽吸控制槽减阻机理分析

　　汽车前端气流在保险杠附近受到阻滞，一部分气流向发动机罩上方流动，另一部分气流向底部流动，气流在车底下面加速，因此在汽车前端迎风面存在大面积的正压区，前端底部有小面积的负压区。

　　车底控制槽抽吸作用能改变汽车前端流场，抽吸控制效应一方面能改变汽车前端流场的速度方向，另一方面能限制车底前端分离泡的发展，使进入底部的气流在底部前端加速，如图21所示，因此采用抽吸控制后，汽车前端正压区面积有一定程度的减小，而前端底部负压区明显增大，车身压差阻力明显减小。整车气动阻力减小量主要来自于车身，主动抽吸控制对汽车底部结构、前后轮气动阻力影响不大。

　　底部抽吸控制槽对气动阻力的降低量与抽吸速度有关，抽吸速度越大，减阻效果越明显，其减阻机理是通过改变车身前端流场，降低车身气动阻力。但采用抽吸控制方案会额外增加能耗，抽吸速度越大，能耗越高，在实际车型设计中，宜采用控制效率较高的方案。

　　3.4尾部喷射控制槽减阻机理分析

　　汽车底部紊乱气流与来自侧面和顶部的拖曳涡相互作用，形成尾涡。通过尾部控制槽气流喷射方法，可影响来自底部的紊乱气流，进而改变尾涡的大小和尾迹区分布。采用喷射控制后，尾涡形态基本不变，但尾迹区大小和涡量有明显减小，因此尾部压力明显升高，如图24和图25所示，气动阻力减小。

　　结合图9可知，当横摆角较小时，采用水平喷射减阻效果明显，但横摆角较大时，尾涡朝背风侧移动，水平喷射减阻效果变弱，因为随着横摆角的增加，底部紊乱气流沿着汽车尾部背风侧流出，气流喷射对底部紊乱气流控制逐渐失效。图26为横摆角β=24°、气流喷射速度vC2=30m／s时，气流喷射角α（指喷射气流方向与水平面的夹角）对气动阻力系数的影响规律。尾部气流喷射对前轮、后轮和底部结构的气动阻力影响很小，但车身气动阻力系数随着气流喷射角的增加而减小，当气流喷射角α接近横摆角β时，车身气动阻力系数达到最小，整车气动阻力降幅达到最大的4.7%。

　　因此，尾部喷射控制槽对气动阻力的降低量不仅与水平喷射速度有关，而且还与横摆角有关。它的减阻机理是通过控制汽车底部流场对尾涡的影响，减小车尾负压，降低气动阻力。在实际车型设计中，可采用主动控制方式的喷射方案，根据车速和侧风状况动态调节气流喷射的速度和角度，以获得最大程度的减阻效果。

　　4结论

　　（1）阻流板和侧裙的减阻效果与横摆角和自身高度有关，横摆角一定时，存在一个最佳的高度，气动阻力最小。横摆角较小时，阻流板减阻效果更好；横摆角较大时，侧裙减阻效果更好。

　　（2）阻流板和侧裙的组合减阻方案优于单个减阻方案的减阻效果，当横摆角在0°～30°之间变化时，气动阻力系数均存在不同程度的降低。

　　（3）底部抽吸控制槽能改变汽车前端流场，对降低车身气动阻力效果显著，气动阻力随着抽吸速度的增加而降低；尾部喷射控制槽能抑制车底气流对尾涡的影响，减阻效果与横摆角、喷射速度和喷射角度有关。横摆角一定时，存在一个最佳的喷射速度和角度，气动阻力最小。

　　（4）汽车运行过程中，侧风方向随时改变，为了达到最优的减阻效果，宜采用动态控制方法，根据横摆角大小实时调节阻流板高度、侧裙高度、喷射速度和喷射角度。