左曙光， 題 昕， 曾 旭， 吳旭東

(同濟(jì)大學(xué)新能源汽車工程中心，上海 201804)

0 引言

當(dāng)汽車行駛速度超過60km/h，輪胎噪聲就會(huì)成為汽車的主要噪聲源[1].輪胎噪聲大致分為泵吸效應(yīng)噪聲，氣柱共鳴噪聲，結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲，空氣亂流噪聲等.其中，由胎面和胎側(cè)振動(dòng)輻射的中低頻結(jié)構(gòu)噪聲一直被認(rèn)為是輪胎的主要噪聲源之一.

張濤，包秀圖，常亮等[2～6]利用 FEM/BEM 輪胎模型，進(jìn)行了模態(tài)和結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲的分析研究，提出了在頻域上計(jì)算輪胎結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲的方法，并考察了運(yùn)行參數(shù)和輪胎結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)輪胎結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲的頻率和空間分布特性的影響，指出輪胎的二階振型可能是對(duì)輪胎的振動(dòng)響應(yīng)及聲場(chǎng)影響最大的振型.

韓國(guó)Byoung Sam KIM[7]小組根據(jù)Boehm提出的子午線輪薄殼運(yùn)動(dòng)方程，得到輪胎胎體振動(dòng)方程并求得輪胎胎面的徑向位移，通過Raleigh積分計(jì)算出胎體振動(dòng)輻射的比聲壓.但該模型沒有考慮胎面與路面的摩擦機(jī)理，也忽略了胎側(cè)橡膠對(duì)輪胎振動(dòng)及其聲輻射的影響.

英國(guó) D.J.O’Boy，A.P.Dowling 等人[8～9]在只使用輪胎設(shè)計(jì)參數(shù)的基礎(chǔ)上，建立了3D粘彈性復(fù)合多層結(jié)構(gòu)的輪胎數(shù)學(xué)模型來(lái)研究輪胎的振動(dòng)，并在已建立的復(fù)合多層結(jié)構(gòu)輪胎模型的基礎(chǔ)上，建立了等效的彎曲板模型，用以預(yù)測(cè)輪胎振動(dòng)的遠(yuǎn)場(chǎng)聲輻射.

對(duì)于輪胎結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲的研究，國(guó)內(nèi)外現(xiàn)有的研究成果多集中在輪胎復(fù)雜物理振動(dòng)模型的推導(dǎo)及其聲輻射的解析計(jì)算上.相比輪胎結(jié)構(gòu)參數(shù)，運(yùn)行參數(shù)對(duì)輪胎結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲的影響更大.但已有的研究方法無(wú)法獲得輪胎在路面上動(dòng)態(tài)滾動(dòng)時(shí)的振動(dòng)響應(yīng)，因而不能計(jì)算輪胎在實(shí)際運(yùn)行工況下輻射的結(jié)構(gòu)噪聲.

圖1 車身－懸架－輪胎－路面系統(tǒng)有限元模型

本文以車身－懸架－輪胎－路面系統(tǒng)有限元模型為基礎(chǔ)，提取輪胎滾動(dòng)時(shí)的振動(dòng)信號(hào)，結(jié)合輪胎聲學(xué)邊界元模型，采用間接邊界元法對(duì)輪胎在動(dòng)態(tài)滾動(dòng)過程中的結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲進(jìn)行了仿真，分析了所關(guān)心頻帶內(nèi)的峰值頻率，通過輪胎噪聲實(shí)驗(yàn)得到了有效的驗(yàn)證，并分析了該峰值頻率與輪胎的花紋塊個(gè)數(shù)和大小的關(guān)系.

1 有限元模型與邊界元模型的建立

1.1 有限元模型的建立

本文的研究對(duì)象是多層復(fù)合結(jié)構(gòu)子午線輪胎，考慮懸架彈簧和阻尼器的影響，以及輪胎動(dòng)態(tài)滾動(dòng)過程中的承載路面，建立了車身－懸架－輪胎－路面系統(tǒng)有限元模型，如圖1所示.

圖2 輪胎高速動(dòng)態(tài)滾動(dòng)仿真流程

此模型的建立基于以下基本假設(shè):

(1)車身的振動(dòng)頻率一般為1～2Hz，遠(yuǎn)小于所關(guān)心的頻率范圍，將車身視為剛體，只有縱向和側(cè)向自由度;

(2)輪輞、路面均視為剛體;

(3)只考慮懸架的垂向振動(dòng)特性.

因此，參考經(jīng)典1/4車輛模型，車身和輪胎之間通過懸架相連，該懸架簡(jiǎn)化為線性彈簧和阻尼器[10].輪胎和路面之間通過定義接觸對(duì)模擬胎面和路面之間的接觸行為.

為了縮短輪胎加速滾動(dòng)到指定車速的仿真時(shí)間，采用圖2所示的隱式分析和顯式分析相結(jié)合的方法，首先在ABAQUS/Standard求解器中模擬輪胎在路面上的加速滾動(dòng)，然后將仿真結(jié)果作為初始條件導(dǎo)入到ABAQUS/Explicit中，實(shí)現(xiàn)輪胎在路面上動(dòng)態(tài)滾動(dòng)[11].

1.2 邊界元模型的建立

在邊界元的噪聲輻射計(jì)算中，網(wǎng)格大小是由分析頻率的上限頻率決定的，一般情況下，所選單元特征尺寸小于由最高關(guān)心頻率所決定的聲波波長(zhǎng)的1/4時(shí)，聲學(xué)量結(jié)果的計(jì)算精度即可滿足要求[12].

圖3 輪胎聲學(xué)邊界元模型

在Hypermesh中對(duì)輪胎有限元模型導(dǎo)入提取面網(wǎng)格，對(duì)輪胎表面花紋處的細(xì)微網(wǎng)格進(jìn)行網(wǎng)格質(zhì)量?jī)?yōu)化，最終得到輪胎外表面的聲學(xué)邊界元模型，如圖3所示，共14111個(gè)節(jié)點(diǎn)，10225個(gè)單元.由于所關(guān)心的最高頻率為1000Hz，對(duì)應(yīng)的聲波波長(zhǎng)是340mm，所以單元特征尺寸為聲波波長(zhǎng)的1/4，即85mm.在該邊界元模型中，最大網(wǎng)格尺寸為25.262mm，因此能夠滿足高頻率下的聲學(xué)計(jì)算要求.邊界元模型的節(jié)點(diǎn)與有限元模型相應(yīng)節(jié)點(diǎn)的節(jié)點(diǎn)號(hào)和節(jié)點(diǎn)坐標(biāo)完全一致，從而保證了輪胎有限元模型表面各節(jié)點(diǎn)的振動(dòng)速度信號(hào)(vx，vy，vz)傳遞到邊界元網(wǎng)格的準(zhǔn)確性.

根據(jù)振動(dòng)聲輻射理論，在進(jìn)行結(jié)構(gòu)振動(dòng)聲輻射計(jì)算時(shí)，只有速度的波動(dòng)量才會(huì)產(chǎn)生結(jié)構(gòu)表面附近的聲壓變化，從而往外輻射噪聲.直接將ABAQUS/Explicit中得到的各節(jié)點(diǎn)速度信號(hào)→V導(dǎo)入到Virtual.Lab的Acoustic模塊中，進(jìn)行離散傅里葉變換，得到頻域上的振動(dòng)速度響應(yīng)，以此作為聲學(xué)計(jì)算的邊界條件，再映射到輪胎邊界元模型中，利用Virtual.Lab提供的間接邊界元方法進(jìn)行聲學(xué)分析.進(jìn)行聲學(xué)分析時(shí)，基于以下基本假設(shè):

(1)路面視為平整剛性路面，不考慮路面不平度對(duì)輪胎振動(dòng)聲輻射的影響;

(2)僅考慮輪胎在路面上滾動(dòng)時(shí)引起的胎面和胎側(cè)振動(dòng)而輻射的噪聲;

(3)聲學(xué)計(jì)算中，不考慮路面對(duì)聲能的吸收，視為無(wú)限擋板，阻抗為無(wú)窮大.

2 滾動(dòng)輪胎振動(dòng)聲輻射頻率成分分析

圖6 車速60km/h，前束角，垂向載荷4000N，胎壓280KPa下輪胎滾動(dòng)模態(tài)部分振型

圖4 輪胎附近麥克風(fēng)布置示意圖

根據(jù) ISO11819－2[13]，輪胎附近麥克風(fēng)的布置如圖4所示.其中，五個(gè)測(cè)點(diǎn)分別與輪胎平面成0°，45°，90°，135°和 180°，測(cè)點(diǎn) 2，3，4 距輪胎側(cè)面的水平距離為0.4m，距離地面高度為0.1m;輪胎前部測(cè)點(diǎn)1和后部測(cè)點(diǎn)5與輪胎接地點(diǎn)的距離均為0.65m，距地面高度為0.1m.參考圖 4，在 Virtual.Lab中建立場(chǎng)點(diǎn)布置圖.

圖5 車速60km/h，前束角，垂向載荷4000N，胎壓280KPa輪胎噪聲聲壓頻譜圖

圖6列出了在車速 60km/h，前束角，靜載4000N，胎壓280KPa工況下輪胎滾動(dòng)模態(tài)的部分振型圖.由圖可知，該工況下噪聲峰值頻率成分中的415.3Hz、808.7Hz 與輪胎滾動(dòng)模態(tài)頻率中的417.68Hz、808.23Hz相近，因此認(rèn)為這兩個(gè)噪聲峰值頻率是輪胎動(dòng)態(tài)滾動(dòng)過程中與路面相互作用時(shí)被激發(fā)出來(lái)的滾動(dòng)模態(tài)頻率.

但是在滾動(dòng)模態(tài)頻率中，沒有與643Hz相近的頻率，說明643Hz不是輪胎的固有頻率.計(jì)算可得該工況下輪胎的滾動(dòng)頻率約為 8.93Hz，而643Hz約為滾動(dòng)頻率的72倍.由于輪胎在有限元建模時(shí)，為了建模的方便，將輪胎基體周向陣列了72等份，因此輪胎周向?qū)嶋H為72個(gè)花紋塊.當(dāng)輪胎在集中載荷作用下滾動(dòng)時(shí)，相當(dāng)于受到花紋塊的一個(gè)周期激勵(lì)的作用，因此該頻率成分是由于花紋塊與路面的周期碰撞所形成的，頻率值就等于滾動(dòng)頻率與花紋塊數(shù)的乘積.

圖7 不同車速輪胎結(jié)構(gòu)振動(dòng)輻射噪聲頻譜圖

由于1000Hz以下的噪聲主要由胎面徑向振動(dòng)產(chǎn)生，1000Hz以上的高頻噪聲則主要由空氣泵吸和胎面切向振動(dòng)所致[14]，本文所研究的頻率范圍定為0～1000Hz.圖5所示是車速60km/h，前束角，垂向載荷4000N，胎壓280KPa工況下，測(cè)點(diǎn)5的聲壓頻譜圖.由圖可知，前400Hz聲壓值基本為0.這是由于頻率較低時(shí)，結(jié)構(gòu)振動(dòng)的聲輻射效率一般都比較小，輻射的噪聲與聲輻射效率是成正相關(guān)的關(guān)系，因此其輻射噪聲較小.而在高頻段，輪胎在動(dòng)態(tài)滾動(dòng)狀況下的結(jié)構(gòu)振動(dòng)輻射噪聲出現(xiàn)了3個(gè)峰值頻率，分別是 415.3Hz、643Hz、808.7Hz.

為了進(jìn)一步驗(yàn)證這個(gè)特殊頻率成分，考察了不同車速下的輪胎結(jié)構(gòu)振動(dòng)聲輻射頻譜圖，圖7列出了不同車速下測(cè)點(diǎn)5處的聲壓頻譜圖，如圖所示，隨著車速增加，噪聲峰值頻率相應(yīng)往高頻移動(dòng)，從60km/h對(duì)應(yīng)的峰值頻率643Hz，增加到80km/h對(duì)應(yīng)的844.8Hz，以及 100km/h 對(duì)應(yīng)的 985Hz.考慮到在這三個(gè)車速下，輪胎的滾動(dòng)頻率分別約為8.93Hz，11.73Hz，13.68Hz，而這三個(gè)噪聲峰值頻率均近似為滾動(dòng)頻率的72倍，因此，可以說明該噪聲峰值頻率即為胎面花紋塊與路面的碰撞頻率，頻率值等于滾動(dòng)頻率與輪胎花紋塊數(shù)的乘積.

此外，不同車速下，花紋塊與路面的碰撞頻率對(duì)應(yīng)的噪聲幅值是最大的，說明輪胎花紋塊撞擊路面是輪胎動(dòng)態(tài)滾動(dòng)過程中結(jié)構(gòu)振動(dòng)聲輻射的主要噪聲源;而且隨著車速增加，其幅值呈增大趨勢(shì).這是因?yàn)檐囁僭龃髸r(shí)，胎面輪胎花紋塊與路面的碰撞更劇烈，胎面與路面的相互作用更強(qiáng)，導(dǎo)致輪胎表面振動(dòng)強(qiáng)度增大，從而使得輻射噪聲增加.

圖8 輪胎噪聲轉(zhuǎn)鼓測(cè)試實(shí)驗(yàn)圖

因此，可以得到以下結(jié)論:

(1)輪胎在路面上以恒定的速度滾動(dòng)過程中，胎面花紋塊與路面的周期碰撞和輪胎滾動(dòng)模態(tài)是輪胎結(jié)構(gòu)振動(dòng)聲輻射的主要噪聲源;

(2)胎面花紋塊與路面的碰撞頻率等于胎面花紋塊數(shù)與輪胎滾動(dòng)頻率的乘積.

圖9 不同速度下輪胎噪聲頻譜曲線

圖9列出了不同車速下，實(shí)驗(yàn)中測(cè)點(diǎn)5測(cè)得的輪胎結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲聲壓頻譜圖.可以發(fā)現(xiàn)，在不同車速下，各有一相對(duì)明顯的聲壓峰值頻率，分別為276Hz，368Hz，230Hz，551Hz，且其聲壓幅值隨車速的增加而增大.對(duì)比分析相應(yīng)車速下的輪胎滾動(dòng)頻率大致為 8.6Hz，11.5Hz，14.3Hz 和 17.2Hz，發(fā)現(xiàn)這些聲壓峰值頻率與其輪胎滾動(dòng)頻率均成一定的倍頻關(guān)系.100km/h車速下，聲壓峰值頻率是滾動(dòng)頻率的16倍;60km/h、80km/h和120km/h車速下均是滾動(dòng)頻率的32倍.由于在仿真中發(fā)現(xiàn)了與輪胎花紋塊數(shù)有關(guān)的碰撞頻率等于輪胎滾動(dòng)頻率與花紋塊數(shù)的乘積;而實(shí)驗(yàn)中同樣發(fā)現(xiàn)了與滾動(dòng)頻率成一定倍數(shù)的峰值頻率，因此實(shí)驗(yàn)測(cè)得的峰值頻率也與輪胎花紋塊數(shù)有關(guān).

圖10 實(shí)驗(yàn)用輪胎

3 滾動(dòng)輪胎噪聲實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證上一節(jié)中的仿真結(jié)果，依托于半消聲室和轉(zhuǎn)鼓設(shè)備，在半消聲室內(nèi)進(jìn)行轉(zhuǎn)鼓整車輪胎噪聲實(shí)驗(yàn)，車速選擇 60km/h、80km/h、100km/h和120km/h四種速度下測(cè)試.考慮到溫度對(duì)輪胎特性的影響，所有工況都是在半消聲室內(nèi)室溫下進(jìn)行的.實(shí)驗(yàn)中麥克風(fēng)的布置同樣依據(jù)ISO11819－2，如圖8所示.

由于在車速60km/h下，實(shí)驗(yàn)用輪胎花紋間距數(shù)為68，計(jì)算其橫向花紋的泵吸噪聲的基頻[15]大致在600Hz.因此為了消除泵吸噪聲的干涉，驗(yàn)證仿真計(jì)算得到的結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲的準(zhǔn)確性，本次實(shí)驗(yàn)進(jìn)行數(shù)據(jù)處理時(shí)將頻段范圍選取為0～600Hz.

整車噪聲實(shí)驗(yàn)用輪胎的花紋在周向上分布大小不均勻，如圖10所示，將縱向花紋作為分界線，以最左側(cè)一圈花紋為例，一種花紋塊以三條小花紋組成，另一種花紋塊由兩條小花紋組成，小花紋的大小相等，兩種花紋塊在周向上分布無(wú)規(guī)律，并且在相鄰一圈的胎面花紋中，與大花紋塊相鄰的花紋塊比與小花紋塊相鄰的花紋塊的面積要大.所以，將花紋面積較大的兩個(gè)軸向相鄰的花紋塊組合統(tǒng)稱為大花紋塊，將花紋面積較小的兩個(gè)軸向相鄰的花紋塊組合統(tǒng)稱為小花紋塊.

實(shí)驗(yàn)用輪胎在周向上有16塊大花紋塊和51塊小花紋塊，在軸向上左右兩側(cè)花紋不對(duì)稱.當(dāng)輪胎在路面上滾動(dòng)時(shí)，大花紋塊與路面的撞擊能量要遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于小花紋塊，對(duì)應(yīng)頻率下的噪聲聲壓級(jí)也更大，而小花紋塊與路面的碰撞頻率并不明顯.另外，兩側(cè)的花紋塊不同時(shí)與地面接觸，從而導(dǎo)致滾動(dòng)頻率的二倍頻出現(xiàn)，因此在 60km/h，80km/h和120km/h車速下出現(xiàn)了32倍滾動(dòng)頻率的聲壓峰值頻率.

同時(shí)，對(duì)比不同車速下四個(gè)峰值頻率的能量可以發(fā)現(xiàn)，隨著車速增加，其聲壓級(jí)呈遞增趨勢(shì)，且幅值最大，驗(yàn)證了有限元仿真分析中得到的頻譜規(guī)律和結(jié)論.

4 結(jié)論

本文實(shí)現(xiàn)了輪胎在滾動(dòng)工況下的結(jié)構(gòu)振動(dòng)聲輻射仿真，從仿真和實(shí)驗(yàn)的角度深入分析了滾動(dòng)輪胎結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲的頻譜特征，可以得到以下結(jié)論:

(1)滾動(dòng)輪胎噪聲主要由輪胎的滾動(dòng)模態(tài)以及胎面花紋塊與路面的周期碰撞所引起;而且花紋塊與路面的周期碰撞是滾動(dòng)輪胎結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲的主要噪聲源，該碰撞頻率值等于輪胎的滾動(dòng)頻率與胎面花紋塊數(shù)的乘積.

(2)從實(shí)驗(yàn)室轉(zhuǎn)鼓整車輪胎噪聲實(shí)驗(yàn)出發(fā)，驗(yàn)證了輪胎滾動(dòng)時(shí)胎面花紋與路面間的碰撞頻率是輪胎振動(dòng)聲輻射的主要噪聲源，該頻率與花紋塊的面積大小和數(shù)量有關(guān)，這與仿真中找到的72倍頻類似.

[1]于增信，孫莉.子午線輪胎振動(dòng)噪聲計(jì)算[J].北京聯(lián)合大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版)，2005，19(2):78－81.

[2]張濤，李兵，夏源明等.FEM/BEM在輪胎振動(dòng)和噪聲特性分析中的應(yīng)用[J].汽車技術(shù)，2005(9):12－15.

[3]張濤.輪胎模態(tài)和振動(dòng)噪聲的數(shù)值分析[D].合肥:中國(guó)科學(xué)技術(shù)大學(xué)，2005.

[4]包秀圖，張濤，李子然等.輪胎振動(dòng)噪聲的數(shù)值模擬[J].振動(dòng)與沖擊，2008，27(11):6－11.

[5]包秀圖.不同工況和結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)輪胎振動(dòng)噪聲影響的數(shù)值分析[D].合肥:中國(guó)科學(xué)技術(shù)大學(xué)，2008.

[6]常亮，肖旺新，謝偉平等.輪胎振動(dòng)聲輻射數(shù)值分析[J].噪聲與振動(dòng)控制，2010(3):85－90.

[7]Byoung Sam KIM.A Study on Tire－Structure－Borne Sound[J].JSME International Journal.Series C，Mechanical Systems，Machine Elements and Manufacturing，2003，46(2):683－691.

[8]D.J.O’Boy，A.P.Dowling.Tyre/Road Interaction Noise—A 3D Viscoelastic Multilayer Model of a Tyre Belt[J].Journal of Sound and Vibration，2009，322:829－850.

[9]D.J.O’Boy，A.P.Dowling.Tyre/Road Interaction Noise—Numerical Noise Prediction of a Patterned Tyre on a Rough Road Surface[J].Journal of Sound and Vibration，2009，323:270－291.

[10]曾旭.考慮多邊形磨損的滾動(dòng)輪胎結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲特征分析[D].上海:同濟(jì)大學(xué)，2013.

[11]吳侃.Abaqus環(huán)境下的瞬態(tài)滾動(dòng)輪胎磨損量分布的計(jì)算方法研究[D].上海:同濟(jì)大學(xué)，2011.

[12]梁興雨，舒歌群.基于SYSNOISE的柴油機(jī)外聲場(chǎng)模擬研究[J].內(nèi)燃機(jī)工程，2008，29(2):37－41.

[13]ISO11819－ 2AcousticsMeasurement of the Influence of Road Surface on Traffic Noise—Part 2:Close Proximity Method.

[14]于增信，譚惠豐，杜星文.輪胎花紋溝噪聲研究進(jìn)展[J].哈爾濱工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào)，2002，34(1)，:105－109.

[15]莊繼德.汽車輪胎學(xué)[M].北京:北京理工大學(xué)出版社，1996:353.