王 琦，翟輝輝，周海超，張穎文

（1.鎮(zhèn)江高等專科學(xué)校 交通學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江 212028；2.江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013）

目前，輪胎噪聲已成為汽車噪聲的主要組成部分，尤其是輪胎的振動(dòng)噪聲對(duì)汽車的乘坐舒適性影響較大。歐盟新頒布的汽車噪聲法規(guī)包含新的測(cè)試方法和汽車噪聲限值，目前有85%的車輛沒有達(dá)到法規(guī)的要求。國內(nèi)出口輪胎必須滿足歐盟對(duì)噪聲的法規(guī)要求。因此，降低輪胎的振動(dòng)噪聲具有重要的理論和工程應(yīng)用價(jià)值。

輪胎結(jié)構(gòu)對(duì)其各項(xiàng)性能影響顯著，K. Yamagishi等[1]提出了乘用車輪胎最佳滾動(dòng)輪廓理論，通過控制帶束層和胎體的張力優(yōu)化輪胎輪廓，從而提升輪胎性能。H.Yamauchi等研究表明[2]，優(yōu)化輪胎結(jié)構(gòu)可有效抑制輪胎共振峰值的產(chǎn)生。B.S.Kim[3]研究了輪胎結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)振動(dòng)噪聲性能的影響，指出胎體輪廓設(shè)計(jì)對(duì)輪胎振動(dòng)噪聲影響顯著。張典等[4]根據(jù)輪胎的雙層結(jié)構(gòu)耦合模型，設(shè)計(jì)了不同半鋼子午線輪胎胎體結(jié)構(gòu)，并對(duì)各方案輪胎的噪聲進(jìn)行了測(cè)試和對(duì)比分析，結(jié)果表明，不同頻率下輪胎噪聲的發(fā)聲機(jī)理略有差別，胎體骨架材料的種類和層數(shù)影響其振動(dòng)特征，進(jìn)而對(duì)輪胎噪聲產(chǎn)生影響。輪胎帶束層結(jié)構(gòu)決定著輪胎質(zhì)量和剛度的均勻性，會(huì)產(chǎn)生自激振動(dòng)而向外輻射噪聲，雖然已有學(xué)者研究了結(jié)構(gòu)對(duì)輪胎性能的影響，但僅停留在非帶束層結(jié)構(gòu)影響振動(dòng)噪聲或者帶束層結(jié)構(gòu)影響其他性能方面[5-8]，尚未系統(tǒng)闡述帶束層結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)輪胎振動(dòng)噪聲的影響規(guī)律及其原因。

本工作以295/80R22.5載重子午線輪胎為研究對(duì)象，結(jié)合模態(tài)聲學(xué)傳遞向量技術(shù)和聲學(xué)邊界元理論對(duì)輪胎的振動(dòng)噪聲性能進(jìn)行數(shù)值模擬，研究帶束層寬度和角度對(duì)輪胎振動(dòng)噪聲的影響，并從輪胎固有頻率、胎面和胎側(cè)的振動(dòng)加速度以及激勵(lì)力功率譜角度分析優(yōu)化后輪胎的降噪機(jī)理。

1 輪胎振動(dòng)噪聲的數(shù)值分析

295/80R22.5載重子午線輪胎的標(biāo)準(zhǔn)負(fù)荷為3 550 kg、標(biāo)準(zhǔn)充氣壓力為900 kPa。利用文獻(xiàn)[9]中的方法建立輪胎有限元模型。分析時(shí)將輪輞和路面定義為解析剛體。橡膠部分采用CGAX3和CGAX4R單元進(jìn)行模擬，鋼絲簾線采用SFMGAX1和REBAR單元進(jìn)行模擬。

本構(gòu)模型是對(duì)理想化物質(zhì)本構(gòu)行為的數(shù)學(xué)和力學(xué)描述。因此，選取合適的超彈性本構(gòu)模型描述橡膠材料的力學(xué)特征，對(duì)提高輪胎有限元分析的計(jì)算精度以及保證大變形分析過程中單元良好的形態(tài)、避免發(fā)生體積自鎖現(xiàn)象具有重要作用。將測(cè)得的橡膠拉伸數(shù)據(jù)輸入Abaqus軟件中，并利用其自帶的Ogden，Neo-Hookean和Yeoh等橡膠本構(gòu)模型分別進(jìn)行擬合。以胎肩墊膠為例，其材料應(yīng)力-應(yīng)變曲線如圖1所示。

圖1 不同本構(gòu)模型擬合的胎肩墊膠應(yīng)力-應(yīng)變曲線

從圖1可以看出，在名義應(yīng)變小于0.5時(shí)，Yeoh本構(gòu)模型擬合的應(yīng)力-應(yīng)變曲線與試驗(yàn)結(jié)果吻合較好。因此，本工作選用Yeoh模型描述輪胎橡膠的力學(xué)特性。輪胎各部位膠料的參數(shù)由單軸拉伸試驗(yàn)數(shù)據(jù)擬合獲得。

為驗(yàn)證所建立的有限元模型的正確性，采用法國OROS公司生產(chǎn)的動(dòng)態(tài)信號(hào)分析儀對(duì)輪胎的模態(tài)特征進(jìn)行測(cè)試。試驗(yàn)時(shí)，輪胎處于懸置狀態(tài)，在輪胎表面取81個(gè)測(cè)點(diǎn)。

試驗(yàn)激勵(lì)的施加方式為錘擊法，采用逐點(diǎn)錘擊的方式，利用加速度傳感器采集響應(yīng)信號(hào)。將信號(hào)通過放大處理輸入到動(dòng)態(tài)信號(hào)分析儀中，每個(gè)測(cè)點(diǎn)測(cè)量3次，取平均值，得到0～200 Hz頻率范圍內(nèi)的傳遞函數(shù)，將其導(dǎo)入建有輪胎模型的Modal 2分析軟件中進(jìn)行模態(tài)分析，從而得到輪胎前6階徑向模態(tài)的固有頻率和振型[10-11]。

在Abaqus軟件中，利用Block Lanczos法求出計(jì)算模態(tài)，并與試驗(yàn)?zāi)B(tài)的頻率進(jìn)行比較。結(jié)果表明，應(yīng)用Abaqus軟件建立的輪胎有限元模型能很好地計(jì)算輪胎的各階模態(tài)[11]。

前期輪胎振動(dòng)噪聲的數(shù)值分析結(jié)果表明[11]：聲學(xué)觀測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)噪聲頻響函數(shù)曲線的變化趨勢(shì)一致，但聲壓值略有差別；接地后端的聲壓級(jí)大于接地前端。這與葛欣等[12-13]的測(cè)試結(jié)論相吻合。

2 輪胎帶束層結(jié)構(gòu)對(duì)振動(dòng)噪聲的影響

帶束層是子午線輪胎的主要受力部件，其結(jié)構(gòu)參數(shù)主要包括簾布層數(shù)，簾線角度、密度和排列方式，帶束層厚度、寬度和長度以及所采用的簾線結(jié)構(gòu)與類型等。295/80R22.5 WSL60輪胎的帶束層為“3＋0”結(jié)構(gòu)。其中，第1層為過渡層，第2和第3層為主要受力層，0°帶束層為保護(hù)層。本工作選取第2和第3帶束層的寬度和簾線角度作為設(shè)計(jì)參數(shù)，分析各參數(shù)變化對(duì)輪胎振動(dòng)噪聲的影響。

2.1 試驗(yàn)方案設(shè)計(jì)

以第2和第3帶束層寬度和簾線角度為影響因子，采用正交試驗(yàn)方案[14]。帶束層簾線角度是指簾線鋪設(shè)方向所在直線與輪胎前進(jìn)方向之間形成的銳角，并規(guī)定朝向左側(cè)為正值，朝向右側(cè)為負(fù)值。

依據(jù)載重子午線輪胎的設(shè)計(jì)原則及設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，選擇如表1所示的因子水平。A，B，C，D分別代表第2帶束層簾線角度（°）、寬度（mm）和第3帶束層簾線角度（°）、寬度（mm）。根據(jù)正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)原則，選擇L9（34）正交試驗(yàn)表安排試驗(yàn)，對(duì)各方案輪胎的振動(dòng)噪聲進(jìn)行計(jì)算，結(jié)果如表2所示。

表1 帶束層寬度及簾線角度設(shè)計(jì)因子與水平

表2 帶束層結(jié)構(gòu)正交試驗(yàn)方案與輪胎噪聲

2.2 優(yōu)化方案

為分析帶束層結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)輪胎T的影響，根據(jù)試驗(yàn)結(jié)果建立極差（R）分析，結(jié)果見表3。

從表3可以看出，RA＞RC＞RB＞RD，4個(gè)因子對(duì)輪胎T的影響由大到小順序?yàn)锳，C，B，D，即對(duì)輪胎T的影響由主到次順序?yàn)榈?帶束層簾線角度、第3帶束層簾線角度、第2帶束層寬度、第3帶束層寬度。

表3 極差分析結(jié)果

此外，由表3可以看出最優(yōu)水平為A1B3C2D3，即當(dāng)?shù)?帶束層簾線角度為12°、寬度為204 mm，第3帶束層簾線角度為-15°、寬度為126 mm時(shí)，帶束層結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案最優(yōu)，輪胎的T最小。

2.3 結(jié)果分析

經(jīng)計(jì)算，帶束層結(jié)構(gòu)參數(shù)最優(yōu)組合方案下輪胎振動(dòng)噪聲的A計(jì)權(quán)平均聲壓級(jí)為84.22 dB，較現(xiàn)行設(shè)計(jì)輪胎降低了7.55 dB。

帶束層結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后輪胎某聲壓觀測(cè)點(diǎn)處的頻譜曲線如圖2所示。

圖2 帶束層結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后振動(dòng)噪聲聲壓頻譜曲線

由圖2可見：帶束層結(jié)構(gòu)優(yōu)化輪胎的振動(dòng)噪聲聲壓峰值向高頻段轉(zhuǎn)移；在20～80 Hz頻段內(nèi)，結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后輪胎的振動(dòng)噪聲頻譜曲線變化不大；在100～320 Hz頻段內(nèi)，帶束層結(jié)構(gòu)優(yōu)化輪胎的振動(dòng)噪聲頻譜特性曲線波動(dòng)相對(duì)較小，出現(xiàn)噪聲峰值的峰數(shù)量相對(duì)較??；在320～500 Hz頻段內(nèi)，帶束層結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后輪胎的振動(dòng)噪聲頻譜曲線變化較為明顯，結(jié)構(gòu)優(yōu)化的輪胎在440 Hz處的振動(dòng)噪聲峰值顯著降低。

3 降噪機(jī)理分析

分別對(duì)現(xiàn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和帶束層結(jié)構(gòu)優(yōu)化的輪胎從固有頻率、胎面和胎側(cè)振動(dòng)加速度以及激勵(lì)力功率譜密度角度出發(fā)，分析噪聲降低的機(jī)理。

3.1 固有頻率

帶束層結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后輪胎前6階模態(tài)的固有頻率如表4所示。

表4 帶束層結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后輪胎前6階模態(tài)的固有頻率

由表4可知，帶束層結(jié)構(gòu)優(yōu)化后輪胎前2階模態(tài)的固有頻率低于現(xiàn)行設(shè)計(jì)輪胎，但3—6階模態(tài)的固有頻率高于現(xiàn)行設(shè)計(jì)輪胎。隨著帶束層結(jié)構(gòu)優(yōu)化后輪胎高階模態(tài)固有頻率的增大，輪胎的徑向振動(dòng)更不容易被激發(fā)，從而使輪胎振動(dòng)噪聲降低。同時(shí)說明，帶束層結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)對(duì)輪胎振動(dòng)噪聲性能的影響主要體現(xiàn)在中高頻段。

3.2 胎面和胎側(cè)振動(dòng)加速度

輪胎表面振動(dòng)加速度與噪聲有密切聯(lián)系。從頻響分析的角度出發(fā)，得到滾動(dòng)過程中由路面激勵(lì)得到的加速度響應(yīng)。輪胎滾動(dòng)過程中振動(dòng)主要來源于接地區(qū)和胎側(cè)部位，因此選取接地胎面的中心點(diǎn)和最大斷面寬處作為觀測(cè)點(diǎn)，如圖3所示。

圖3 胎面和胎側(cè)振動(dòng)加速度測(cè)點(diǎn)

帶束層結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后輪胎胎面和胎側(cè)測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)加速度響應(yīng)如圖4所示。

由圖4可見：帶束層結(jié)構(gòu)優(yōu)化后，胎面和胎側(cè)表面測(cè)點(diǎn)振動(dòng)加速度峰值顯著降低，且出現(xiàn)峰值的峰數(shù)量減??；胎面測(cè)點(diǎn)在100～180 Hz和260～350 Hz頻率范圍內(nèi)振動(dòng)加速度的峰值顯著降低，胎側(cè)測(cè)點(diǎn)在110 Hz處出現(xiàn)了一個(gè)明顯的加速度峰值，而在310～500 Hz頻段內(nèi)，振動(dòng)加速度降低較為明顯。結(jié)果表明，帶束層結(jié)構(gòu)對(duì)胎面測(cè)點(diǎn)加速度的影響主要體現(xiàn)在中頻段，而對(duì)胎側(cè)測(cè)點(diǎn)加速度的影響則主要體現(xiàn)在高頻段。

圖4 帶束層結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后輪胎加速度頻響函數(shù)曲線

3.3 激勵(lì)力功率譜密度

功率譜密度是結(jié)構(gòu)在隨機(jī)動(dòng)態(tài)負(fù)荷激勵(lì)下響應(yīng)的統(tǒng)計(jì)結(jié)果，是一條功率譜密度S（ω）-頻率的關(guān)系曲線。其計(jì)算公式如下：

式中，t表示時(shí)間，s；Xt(ω)表示輪胎激勵(lì)力加速度的復(fù)函數(shù)；ω為角頻率，rad·s-1?？梢钥闯?，功率譜密度是一個(gè)非負(fù)實(shí)數(shù)，是一個(gè)頻域中的量，直接反映了頻域中不同頻率所對(duì)應(yīng)的值（誤差或能量）?，F(xiàn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和優(yōu)化設(shè)計(jì)后輪胎的激勵(lì)力功率譜密度曲線如圖5所示。

由圖5可以看出，帶束層結(jié)構(gòu)優(yōu)化后輪胎激勵(lì)力功率譜密度的峰值和數(shù)量顯著減小。聯(lián)系場(chǎng)點(diǎn)聲壓頻響函數(shù)可知，帶束層結(jié)構(gòu)優(yōu)化后輪胎的激勵(lì)力功率譜密度總體波動(dòng)較小，在220～260 Hz和380～450 Hz頻率范圍內(nèi)激勵(lì)力功率譜密度顯著減小，尤其在440 Hz處激勵(lì)力功率譜密度降低明顯。這說明振動(dòng)噪聲的降低是由于帶束層結(jié)構(gòu)優(yōu)化后引起輪胎內(nèi)部結(jié)構(gòu)的自激激勵(lì)力顯著減小。

圖5 帶束層結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后輪胎的激勵(lì)力功率譜密度曲線

4 結(jié)論

采用模態(tài)聲學(xué)傳遞向量技術(shù)和聲學(xué)邊界元理論對(duì)輪胎振動(dòng)噪聲進(jìn)行模擬分析，以295/80R22.5輪胎為例，研究了不同帶束層結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案對(duì)輪胎振動(dòng)噪聲的影響，得到如下結(jié)論。

（1）比較輪胎試驗(yàn)?zāi)B(tài)和計(jì)算模態(tài)的特征參數(shù)，證明了振動(dòng)噪聲模擬分析方法的準(zhǔn)確性和實(shí)用性。

（2）帶束層結(jié)構(gòu)影響輪胎振動(dòng)噪聲的參數(shù)由主到次順序?yàn)榈?帶束層簾線角度、第3帶束層簾線角度、第2帶束層寬度、第3帶束層寬度；優(yōu)化帶束層結(jié)構(gòu)參數(shù)為：第2帶束層簾線角度 12°，第2帶束層寬度 204 mm，第3帶束層簾線角度 -15°，第3帶束層寬度 126 mm。

（3）帶束層結(jié)構(gòu)優(yōu)化后輪胎高階模態(tài)的固有頻率增大，振動(dòng)噪聲頻譜曲線波動(dòng)減小，出現(xiàn)噪聲峰值數(shù)量相對(duì)較小，且顯著降低了輪胎在440 Hz處的噪聲峰值，降噪量達(dá)到7.55 dB。帶束層結(jié)構(gòu)優(yōu)化后輪胎顯著降低了胎面、胎側(cè)表面測(cè)點(diǎn)振動(dòng)加速度和激勵(lì)力功率譜密度的峰值。

本工作的研究結(jié)果為降低輪胎振動(dòng)噪聲提供了理論指導(dǎo)和現(xiàn)實(shí)依據(jù)。