周海超 李慧云 夏琦 楊建 趙春來 王國林

摘要：輪胎空腔共振噪聲對汽車 NVH 性能有決定性影響。為研究輪胎內(nèi)部添加多孔材料的降噪機(jī)理，從輪胎力傳遞率出發(fā)，通過試驗(yàn)驗(yàn)證了輪胎力傳遞率與空腔噪聲的一致性；建立了輪胎力傳遞率模型，并驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性；通過該模型研究了多孔材料對輪胎空腔共振噪聲的降噪機(jī)理。結(jié)果表明：多孔材料對輪胎空腔共振降噪效果是耦合結(jié)構(gòu)振動與聲學(xué)降噪共同作用的結(jié)果，選擇多孔材料時要綜合考慮多孔材料的物理參數(shù)與聲學(xué)參數(shù)，研究結(jié)果為改善汽車 NVH 性能和提高低噪聲輪胎設(shè)計(jì)水平奠定理論基礎(chǔ)和方法指導(dǎo)。

關(guān)鍵詞：輪胎空腔共振；力傳遞率；數(shù)值仿真；多孔材料；降噪機(jī)理

中圖分類號： U463.341；TB535??? 文獻(xiàn)標(biāo)志碼： A??? 文章編號：1004-4523（2022）05-1147-10

DOI：10.16385/j .cnki .issn .1004-4523.2022.05.012

引言

無論是隨著傳統(tǒng)內(nèi)燃機(jī)動力汽車振動噪聲的持續(xù)改善，還是隨著新能源電動汽車的逐漸推廣普及，汽車 NVH（Noise，噪聲；Vibration，振動；Harshness，聲振粗糙度）性能自始至終都是人們重點(diǎn)關(guān)注的對象。當(dāng)汽車行駛速度超過70 km/h 時，輪胎噪聲成為車輛的主要噪聲源[1]，尤其是對未來無發(fā)動機(jī)的電動汽車而言，輪胎噪聲則會是影響汽車舒適性的關(guān)鍵因素。輪胎空腔共振是產(chǎn)生輪胎噪聲的主要因素之一，其產(chǎn)生原因是輪胎內(nèi)部封閉空腔中氣體受到路面激勵產(chǎn)生特定頻率的共振，該共振通過車軸和懸掛系統(tǒng)傳遞到車身，進(jìn)而在車內(nèi)形成180～250 Hz 低頻結(jié)構(gòu)噪聲，嚴(yán)重影響汽車 NVH 性能[2?5]。

為此國內(nèi)外專家學(xué)者對輪胎空腔共振的產(chǎn)生機(jī)理和降噪方案進(jìn)行了研究。Sakata 等[6]在研究中發(fā)現(xiàn)車軸振動加速度與車內(nèi)噪聲具有相關(guān)性，指出空腔振動能量通過車軸和車身結(jié)構(gòu)傳遞到駕駛室內(nèi)，從而產(chǎn)生200～300 Hz 頻段的低頻噪聲。Molisani等[7]采用物理模型驗(yàn)證了車輛主軸上的力和力矩與輪胎空腔共振的相關(guān)性。因此，Zamri[8]提出采用車軸振動參數(shù)來反映輪胎空腔共振，并利用車軸振動幅值來反推輪胎空腔共振的強(qiáng)弱。為了定量分析輪胎空腔共振特性，輪胎力傳遞率被用來表征車輪中心處振動與路面輸入激勵之間的傳遞關(guān)系，進(jìn)而來表征輪胎空腔共振。Thomas[9]基于力傳遞率特征，采用理論分析和試驗(yàn)測試的方法，研究了不同阻尼多孔材料對輪胎空腔共振的影響。Waisanen等[10] 通過輪胎力傳遞率試驗(yàn)研究了多孔材料厚度與流阻對輪胎空腔共振的影響。

輪胎空腔共振特性是充氣輪胎固有的振動特性之一，改變輪胎內(nèi)部氣體會改變輪胎空腔共振特性。 Zhang 等[11]通過試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)輪胎內(nèi)部分別充入空氣與氦氣時，輪胎空腔共振頻率處振動幅度有明顯差別。降低輪胎空腔共振噪聲，目前主要通過在輪胎內(nèi)部添加降噪部件，一種是通過在輪胎內(nèi)裝配與輪胎空腔共振相同頻率的霍姆赫茲共振器，另一種是在輪胎內(nèi)粘貼多孔吸聲材料。Kamiyama[12]通過對輪輞加裝霍姆赫茲共振器的方法來消減輪胎空腔噪聲，實(shí)車對比測試結(jié)果表明車內(nèi)噪聲降低了5 dB 。但由于多孔材料粘貼相對簡單且成本低，故該方法相較于加裝霍姆赫茲共振器更容易，已經(jīng)被部分輪胎企業(yè)和汽車企業(yè)所應(yīng)用，如米其林輪胎和大陸輪胎，以及特斯拉汽車等。輪胎內(nèi)部粘貼多孔材料的形式會對輪胎空腔共振產(chǎn)生直接影響。Mohamed 等[13] 研究指出輪輞添加吸聲材料可以降低輪胎空腔共振噪聲，但是材料的尺寸和厚度對降噪效果有直接影響。Baro等[14]指出空腔內(nèi)部填充多孔吸音材料可以有效降低空腔共振，多孔材料的布置方式和厚度均會對降噪效果有直接影響。

雖然在輪胎內(nèi)部添加多孔材料可以降低輪胎空腔共振噪聲，但多孔材料對空腔共振的減振降噪機(jī)理并未得到系統(tǒng)認(rèn)知，該方面還存在著諸多值得進(jìn)一步研究的相關(guān)知識。首先是對于多孔材料降噪的原因究竟是多孔材料吸聲還是多孔材料的減振沒有系統(tǒng)的解釋；其次是多孔材料的種類、厚度對降噪效果有極大的影響，但現(xiàn)有的降噪效果的研究方法主要是通過試驗(yàn)測定，存在過程繁復(fù)，成本高的缺點(diǎn)，難以通過多孔材料降噪機(jī)理來評價不同種類多孔材料的降噪效果。為此，本文首先從試驗(yàn)出發(fā)，通過試驗(yàn)驗(yàn)證了輪胎空腔共振噪聲與輪胎力傳遞率的關(guān)系；然后，建立了輪胎空腔共振仿真模型，并通過輪胎力傳遞率試驗(yàn)對空腔共振模型進(jìn)行驗(yàn)證；最后，以輪胎力傳遞率為目標(biāo)，通過分析不同多孔材料對力傳遞率的影響，探討了多孔材料影響輪胎空腔共振的機(jī)理。

1 輪胎力傳遞率與輪胎空腔噪聲的關(guān)系

1.1? 輪胎力傳遞率與空腔共振關(guān)系研究

輪胎力傳遞率表征輪胎中心處振動與路面輸入激勵之間的傳遞關(guān)系，輪輞中心加速度與胎面加速度比值為輪胎力傳遞率。力傳遞率峰值大的輪胎，意味著在振動傳遞的過程中傳遞給車軸的振動加速度也就越大，其對應(yīng)的輪胎空腔共振噪聲也越大，且力傳遞率峰值頻率與空腔噪聲頻率一致。為了研究輪胎空腔共振與力傳遞率之間的關(guān)系，分別對輪胎進(jìn)行了輪胎力傳遞率試驗(yàn)與輪胎跌落噪聲試驗(yàn)。

1.1.1 試驗(yàn)器材

本次試驗(yàn)對象為風(fēng)神輪胎 PCR 205/55R16型號的輪胎，輪輞質(zhì)量為8.6 kg，輪胎質(zhì)量為8.36 kg，輪胎氣壓為230 kPa 。使用 LMS 多通道信號采集系統(tǒng)進(jìn)行信號采集和數(shù)據(jù)分析。具體試驗(yàn)所用器材如表1所示。

1.1.2 試驗(yàn)方法

（1） 輪胎力傳遞率試驗(yàn)

試驗(yàn)時用橡皮繩吊起輪胎呈自由懸掛狀態(tài)，確保輪胎和橡皮繩系統(tǒng)的剛體模態(tài)頻率低于3 Hz 。在輪胎最上方胎面中心粘貼1個加速度傳感器，另外兩個加速度傳感器（Hub1和 Hub2）分別粘貼在輪輞中心內(nèi)側(cè)的平面，盡可能使這三個傳感器的粘貼位置在輪胎垂向方向上保持一致，如圖1所示。加速度傳感器另一端連接 LMS Test .Lab 進(jìn)行數(shù)據(jù)采集與分析。在試驗(yàn)時，力錘也盡可能沿垂向方向敲擊，分別從圖中的 A 點(diǎn)向上敲擊、B 點(diǎn)向下敲擊，在 LMS Test .Lab 軟件 Impact Testing 模塊中采集加速度響應(yīng)。

當(dāng)輪胎表面受到激勵力時，由于輪胎對激勵力的衰減作用，激勵力的加速度測量不準(zhǔn)確，因此無法采用胎面激勵輪轂響應(yīng)的方法測量輪胎力傳遞率。由于傳遞函數(shù)具有互易性，因此在輪胎力傳遞的傳遞函數(shù)中，輪心?胎面的傳遞函數(shù)和胎面?輪心的傳遞函數(shù)相同，但輪心激勵胎面響應(yīng)的試驗(yàn)結(jié)果更加準(zhǔn)確，因此本文采用輪輞激勵、胎面響應(yīng)的方法測試輪胎力傳遞特性。利用下式進(jìn)行輪胎力傳遞率 FT（Force Transmissibility）的計(jì)算：

式中? Transfer? FRF 為跨點(diǎn)頻響函數(shù)；Driving Point FRF 為原點(diǎn)頻響函數(shù)。

跨點(diǎn)頻響函數(shù)是輪胎胎面響應(yīng)對輪轂中心激勵的頻響函數(shù)，輪轂中心響應(yīng)對輪轂中心激勵的比值為原點(diǎn)頻響函數(shù)。為了減小誤差，取輪輞中心內(nèi)側(cè)平面上的兩個加速度傳感器的平均值為輪轂中心激勵。

（2） 跌落噪聲試驗(yàn)

輪胎空腔噪聲是由路面的激勵引起的輪胎內(nèi)部空腔共振而產(chǎn)生的，可以通過輪胎自由跌落模擬路面激勵，從而獲得輪胎空腔共振噪聲特性[15]。根據(jù)文獻(xiàn)[15]設(shè)置試驗(yàn)條件，該試驗(yàn)在半消聲實(shí)驗(yàn)室進(jìn)行，實(shí)驗(yàn)室背景噪聲為25 dB 。采用塑料繩將輪胎自由懸掛在距離地面0.3 m 的固定高度，傳聲器固定安裝在距離地面0.3 m 的位置，如圖2所示。待懸掛輪胎處于穩(wěn)定狀態(tài)時，通過剪斷懸掛繩子的方式實(shí)現(xiàn)輪胎自由跌落。在輪胎第一次接觸地面反彈離開時，迅速穩(wěn)定輪胎，使其不再回彈，避免二次跌落產(chǎn)生噪聲影響測試結(jié)果。

1.1.3 試驗(yàn)結(jié)果與討論

（1） 輪胎內(nèi)部充入不同氣體

圖3為輪胎內(nèi)部充入不同氣體時的力傳遞率，輪胎力傳遞曲線中80 Hz 為輪胎垂向一階頻率，230 Hz 為輪胎空氣共振頻率。由圖3可知，充入空氣時輪胎力傳遞率曲線在230 Hz 有明顯峰值，但是充入氦氣的輪胎在230 Hz 處力傳遞率幅值有明顯降低，說明充入氦氣能明顯改變輪胎在空腔共振段的力傳遞率特性。圖 4為輪胎充入不同氣體時力傳遞率和跌落噪聲的測試結(jié)果。由圖4可知，充入空氣介質(zhì)時輪胎跌落噪聲在230 Hz 存在顯著的噪聲峰值，而充入氦氣的輪胎跌落噪聲在230 Hz 附近無顯著噪聲峰值。通過該試驗(yàn)確定試驗(yàn)所用輪胎空腔共振出現(xiàn)在230 Hz 附近，故本文著重探討230 Hz 附近的力傳遞率和跌落噪聲的特性。綜合分析圖3和4，輪胎力傳遞率峰值頻率與跌落噪聲峰值頻率相一致，輪胎跌落噪聲頻譜特性可反映輪胎空腔共振特性，降低力傳遞率峰值可以降低輪胎空腔共振噪聲。

（2） 輪胎內(nèi)部粘貼不同材料

為分析輪胎內(nèi)部粘貼不同材料對輪胎力傳遞率與輪胎跌落噪聲的影響，所粘貼的材料尺寸統(tǒng)一采用寬15 cm 、厚2 cm 的矩形截面，在內(nèi)襯層圓周表面周向上粘貼，吸音泡沫密度為30 kg/m3，彈性模量為60 kPa，如圖5所示。

由圖6可知，在輪胎內(nèi)部粘貼吸音泡沫材料時，輪胎力傳遞率曲線在230 Hz 的峰值明顯降低，而粘貼無吸音作用的普通泡沫時，材料的力傳遞率曲線基本不變，說明輪胎粘貼不同材料會對輪胎力傳遞率產(chǎn)生顯著影響。

圖7為輪胎內(nèi)部粘貼不同材料的跌落噪聲。由圖7可知，輪胎內(nèi)部粘貼不同材料對跌落噪聲頻譜特性的影響主要集中在200～300 Hz 頻段內(nèi)，而對低頻段的噪聲頻譜特性無顯著影響，說明在輪胎內(nèi)部粘貼吸聲材料可有效針對性地影響輪胎空腔噪聲。未粘貼材料的輪胎與粘貼無吸音作用的普通泡沫材料的輪胎跌落噪聲在230 Hz 有峰值出現(xiàn)，而粘貼吸音泡沫的輪胎跌落噪聲在230 Hz 沒有明顯峰值。綜合分析圖6和7可知，輪胎內(nèi)部粘貼吸聲泡沫材料可同時降低輪胎力傳遞峰值與輪胎跌落噪聲。

綜合分析輪胎力傳遞率和空腔共振噪聲的試驗(yàn)可知，無論是在輪胎內(nèi)充入不同氣體，還是在輪胎內(nèi)部粘貼不同材料，輪胎力傳遞率特性變化與跌落噪聲特性變化一致性較好，輪胎空腔噪聲峰值會隨輪胎力傳遞率峰值的變化而變化，二者呈正相關(guān)。故試驗(yàn)結(jié)果表明，可使用力傳遞率幅值特性來表征輪胎空腔噪聲特性。

2 輪胎力傳遞率仿真模型

2.1? 輪胎有限元分析模型建立

輪胎是由橡膠、簾線?橡膠、鋼絲等組成的復(fù)合材料的結(jié)構(gòu)體，具有復(fù)雜的力學(xué)性能，表現(xiàn)出非線性的應(yīng)力?應(yīng)變關(guān)系，因此在有限元建模過程中需要準(zhǔn)確考慮橡膠的力學(xué)性能。本文的橡膠超彈性本構(gòu)模型使用在小應(yīng)變下精度較好的 Neo Hooke 本構(gòu)模型[16]；橡膠黏彈性參數(shù)使用廣義 Prony 級數(shù)，橡膠阻尼參數(shù)使用瑞利阻尼定義[17]。輪輞為鋁制結(jié)構(gòu)，將其定義為線彈性材料。輪胎空腔由聲學(xué)介質(zhì)單元模擬，其特性由理想氣體狀態(tài)方程根據(jù)正常大氣壓力下的空氣參數(shù)估算輪胎內(nèi)部充氣壓力下的空氣參數(shù)。輪胎空腔內(nèi)的空氣密度為ρ air =4 kg/m3，體積模量為Eair =0.466 MPa 。為提高計(jì)算效率，本文將胎面復(fù)雜花紋簡化為縱溝花紋。

首先使用 Auto? CAD 對二維輪胎斷面模型進(jìn)行減小尖角、去除圓弧等簡化處理，以提高前處理過程中輪胎二維有限元模型網(wǎng)格的質(zhì)量；再利用hyper? mesh 建立輪胎二維斷面網(wǎng)格模型，如圖8所示。參考力傳遞率試驗(yàn)所用輪輞結(jié)構(gòu)建立輪輞模型，如圖9所示。胎體內(nèi)襯層網(wǎng)格與輪輞網(wǎng)格之間生成的網(wǎng)格包絡(luò)面為輪胎內(nèi)部空氣網(wǎng)格的邊界，空氣的二維網(wǎng)格模型如圖10所示。在內(nèi)部粘貼多孔材料的輪胎建模過程中，在內(nèi)襯層上畫出相應(yīng)尺寸的多孔材料層，其他步驟與未粘貼多孔材料的輪胎模型建模過程一致，粘貼多孔材料的輪胎二維模型如圖11所示。

輪胎有限元仿真分析需選擇合適的單元類型以保證仿真精度。選擇單元類型時需要注意：胎圈部位因存在較大的剪切力作用，常發(fā)生單元扭曲變形；橡膠單元選用縮減積分單元可避免產(chǎn)生導(dǎo)致橡膠剛化的剪力自鎖現(xiàn)象；考慮到輪胎旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形問題，選用扭轉(zhuǎn)單元描述輪胎簾線結(jié)構(gòu)。因此，橡膠單元分別選用 CGAX4R 和 CGAX3來描述二維軸對稱模型中的四邊形單元和三角形單元；鋼絲簾線材料選用 SFMGAX1描述?？諝鈫卧謩e選用 ACAX4和 ACAX3描述二維模型中的四邊形單元和三角形單元。

2.2? 輪胎力傳遞率分析流程

第一步，在 Abaqus 中將輪胎胎體二維模型與空氣腔二維模型裝配在一起，其中輪胎胎體、空氣腔和多孔材料之間的接觸關(guān)系均采用 Abaqus 中的綁定約束（*Tie）命令來實(shí)現(xiàn)，如圖12所示。依據(jù)力傳遞率試驗(yàn)時所用氣壓，對其內(nèi)部施加230 kPa 氣壓。

第二步，通過 SYMMETRIC? MODEL? GEN ? ERATION 命令將圖12所示的輪胎二維模型旋轉(zhuǎn)為三維模型，通過綁定約束（*Tie）命令將耦合空氣的三維輪胎模型與三維輪輞模型進(jìn)行組合裝配，如圖13所示。通過約束五個螺栓孔六個自由度的方式實(shí)現(xiàn)對車輪狀態(tài)的固定。

第三步，采用Lanczos法對輪胎進(jìn)行0～300 Hz 范圍內(nèi)的模態(tài)分析，之后基于模態(tài)分析的結(jié)果使用子空間法對輪胎進(jìn)行穩(wěn)態(tài)動力學(xué)分析。在穩(wěn)態(tài)動力學(xué)分析中，從輪胎上表面徑向胎面中心點(diǎn)施加垂直向下的集中力，如圖14所示。由于所輸入集中力幅值為1 N，因此輪輞中心加速度特性就表示車軸點(diǎn)響應(yīng)與激勵點(diǎn)輸入之間的傳遞函數(shù)。

為了分析不同橡膠本構(gòu)模型對輪胎力傳遞特性的影響，輪胎在受到集中力為1 N 的激勵時，橡膠分別采用超彈性本構(gòu)模型和黏彈性本構(gòu)模型（定義黏彈性參數(shù)的前提是有超彈性參數(shù)），其對應(yīng)的輪輞中心加速度如圖15所示。由圖15可知，橡膠在使用超彈性材料時，輪輞加速度響應(yīng)沒有出現(xiàn)反共振峰，這與文獻(xiàn)[18]報(bào)道的試驗(yàn)結(jié)果不符合。橡膠使用黏彈性加超彈性材料時，輪輞加速度則出現(xiàn)與力傳遞率試驗(yàn)一致的共振峰現(xiàn)象。因此，在輪胎空腔共振仿真模型中，橡膠材料屬性采用黏彈性和超彈性的方法進(jìn)行表征。

2.3? 輪胎力傳遞率仿真模型驗(yàn)證

2.3.1 輪胎內(nèi)部有無耦合空氣

輪胎空腔噪聲的產(chǎn)生機(jī)理是路面激勵與輪胎內(nèi)部空氣腔的固有頻率產(chǎn)生共振，傳遞到駕駛室內(nèi)形成噪聲。因此，若輪胎內(nèi)部空腔未耦合空氣介質(zhì)，輪胎空腔共振就不會產(chǎn)生?；谳喬チ鬟f率仿真模型，輪胎內(nèi)部有無耦合空氣的輪胎力傳遞率仿真結(jié)果如圖16所示。

由圖16可知，在空腔共振頻率附近，未耦合空氣的輪胎在空腔共振頻率段完全沒有出現(xiàn)加速度峰值，但耦合空氣的輪胎輪輞中心加速度與輪胎力傳遞率結(jié)果一樣出現(xiàn)明顯峰值，這進(jìn)一步說明了輪胎空腔共振是由于輪胎內(nèi)部空氣的共振所引起的。

2.3.2 輪胎內(nèi)部耦合不同氣體

在輪胎的力傳遞率試驗(yàn)中，可知輪胎內(nèi)部充入不同氣體時輪胎力傳遞率特性產(chǎn)生明顯差異。因此，為了驗(yàn)證輪胎力傳遞率的準(zhǔn)確性，在輪胎力傳遞率仿真分析中，對輪胎內(nèi)部空腔分別充入氣壓均為230 kPa 的空氣和氦氣（空氣和氦氣的密度與體積模量不同），輪輞中心加速度響應(yīng)對比如圖17所示。由圖17可知，與輪胎內(nèi)部充入空氣不同，輪胎內(nèi)部充入氦氣的輪輞加速度在空腔共振頻率段沒有明顯幅值，輪胎力傳遞率有限元仿真結(jié)果與圖3所示的輪胎內(nèi)部充入不同氣體的力傳遞率試驗(yàn)結(jié)果相同，驗(yàn)證了輪胎力傳遞率有限元模型的準(zhǔn)確性。

綜上所述，分別通過輪胎內(nèi)部有無耦合空氣，以及輪胎內(nèi)部耦合不同氣體驗(yàn)證了輪胎力傳遞率仿真模型的準(zhǔn)確性；結(jié)合輪胎力傳遞率與跌落噪聲的試驗(yàn)結(jié)果，表明可以使用輪胎力傳遞率模型對輪胎空腔共振特性進(jìn)行研究。

3? 多孔材料降低空腔噪聲的機(jī)理研究

多孔材料的降噪機(jī)理是聲波的振動造成孔內(nèi)部與孔間隙之間空氣的運(yùn)動，進(jìn)而使聲波和孔壁、固體筋絡(luò)之間產(chǎn)生摩擦損耗，使空氣動能和聲能轉(zhuǎn)化為熱能損耗掉，從而使聲能衰減，達(dá)到吸聲的目的。通常使用吸聲系數(shù)來評價多孔材料聲學(xué)性能，吸聲系數(shù)定義為被吸收的能量與入射能的比值，吸聲系數(shù)越高的材料降噪效果越好[19]。

為了研究輪胎內(nèi)部粘貼不同多孔材料的降噪效果，楊永寶[20]選擇了兩種不同的多孔材料在消聲試驗(yàn)室中進(jìn)行實(shí)車噪聲試驗(yàn)。從材料本身而言，兩種材料的吸聲系數(shù)如圖18所示，其中聚氨酯 B 的吸聲系數(shù)大于聚氨酯 A 。但是在實(shí)車輪胎噪聲的試驗(yàn)結(jié)果中，如表2所示，粘貼聚氨酯 A 的輪胎噪聲降低6 dB，粘貼聚氨酯 B 的輪胎噪聲反而增加0.7 dB 。

此外，基于楊永寶[20]所提供的聚氨酯 A 和聚氨酯 B 的力學(xué)參數(shù)，如圖19所示，本文通過 Origin 數(shù)據(jù)重構(gòu)的方法獲取其力學(xué)參數(shù)，并將其等效為超彈性材料，通過數(shù)據(jù)擬合獲得本構(gòu)模型[21]，從而用于輪胎力傳遞率的仿真分析。經(jīng)數(shù)值分析，兩種不同多孔材料的空腔共振頻率處輪輞中心加速度峰值如表3所示。

由表2和3可知，粘貼聚氨酯材料 B 時，輪胎空腔噪聲反而增大，同時在仿真時，粘貼聚氨酯 B 材料的輪輞中心加速度大于未粘貼任何材料的輪輞中心加速度；粘貼聚氨酯 A 的輪胎有明顯的降噪效果，在力傳遞率仿真模型中加速度峰值也有降低，進(jìn)一步驗(yàn)證了輪胎力傳遞率模型的準(zhǔn)確性。

因?yàn)榫郯滨?B 材料本身的吸聲系數(shù)略大于聚氨酯 A，但輪胎內(nèi)部粘貼聚氨酯 B 材料時，輪胎空腔共振噪聲反而有一定幅度的增大。因此，單獨(dú)采用吸聲系數(shù)作為指標(biāo)來評價多孔材料降低輪胎空腔共振噪聲的效果是不準(zhǔn)確的，故從吸聲系數(shù)的角度并不能很好地解釋多孔材料的降噪機(jī)理。

結(jié)合圖19所示的兩種多孔材料的壓縮性能試驗(yàn)曲線，在相同應(yīng)變下聚氨酯 B 材料與聚氨酯 A 材料的應(yīng)力相差兩個數(shù)量級。由圖19可知，降噪效果好的材料在拉伸應(yīng)變相同時應(yīng)力較小，這可能是由于聚氨酯 B 材料質(zhì)地過硬，對內(nèi)部空氣振動的衰減能力差，從而造成了振動加劇，噪聲變大。

為了進(jìn)一步研究多孔材料降噪效果與吸聲系數(shù)的關(guān)系，選擇了兩種吸聲系數(shù)不同的聚酯材料與三聚氰胺材料，如圖20所示，兩者在200～300 Hz 范圍內(nèi)的吸聲系數(shù)如圖21所示。相比三聚氰胺材料，聚酯材料質(zhì)地更硬。依次將聚氨酯材料與三聚氰胺材料粘貼在輪胎空腔內(nèi)，進(jìn)行力傳遞率試驗(yàn)與跌落噪聲試驗(yàn)，結(jié)果如圖22和23所示。

由圖22和23可知，三聚氰胺材料無論是噪聲聲壓還是力傳遞率幅值，在空腔共振頻率處都明顯低于聚酯材料，但聚酯材料的吸聲系數(shù)明顯高于三聚氰胺材料。綜合聚氨酯 B 材料與聚氨酯 A 材料對力傳遞率和空腔噪聲的影響分析可以發(fā)現(xiàn)，單一地從多孔材料的吸聲系數(shù)角度難以有效解釋多孔材料對空腔噪聲的降噪機(jī)理。

Thomas[9]使用如圖24所示的輪胎物理模型，將多孔材料設(shè)置為輪胎與輪輞中的彈簧阻尼器，基于振動角度來研究多孔材料對輪胎空腔共振噪聲的影響。

該模型推導(dǎo)出的輪胎力傳遞率公式如下式所示：

式中? k ，k θ'與 c ，c 分別表示多孔材料等效的彈簧阻尼器的勁度系數(shù)與阻尼，ω為頻率，F(xiàn)Z 和Fejωt 分別為輸入激勵力和輸出響應(yīng)力，ρ和ρf分別為胎面密度和多孔材料密度，h 和hf分別為胎面厚度和多孔材料厚度，ρF hF為胎面單位面積的質(zhì)量，A1i 和 B1i 為胎面振動響應(yīng)，P1i 為等效參數(shù)。

通過式（2）可以發(fā)現(xiàn)，在輸入力一定的情況下，輸出力隨著 k ，k θ'與 c ，c 的增大而變大，并通過試驗(yàn)驗(yàn)證兩種不同多孔泡沫材料的降噪效果。研究發(fā)現(xiàn)試驗(yàn)結(jié)果與模型結(jié)果相一致，均表明了多孔材料阻尼的增加會降低力傳遞率峰值的幅度。

但根據(jù)圖19中兩種不同聚氨酯材料的壓縮試驗(yàn)曲線，計(jì)算得到聚氨酯 B 的彈性模量以及阻尼系數(shù)均高于聚氨酯 A，若將此結(jié)果代入圖21所使用的模型，得到的結(jié)果應(yīng)該是聚氨酯 B 的降噪效果較好，但實(shí)際結(jié)果是聚氨酯 A 的降噪效果更好，因此單從多孔材料的力學(xué)性能也不能解釋多孔材料的降噪機(jī)理。

Baro等[22]從多孔材料的聲阻抗的角度衡量多孔材料降噪效果，指出聲阻抗越大降噪效果越好，且材料的聲阻抗與孔隙率和流阻成正比例關(guān)系，但多孔材料的吸聲系數(shù)與孔隙率與流阻并不成正比例關(guān)系[23]。因此，單從流阻與吸聲系數(shù)解釋多孔材料降噪機(jī)理也存在不確定性。

綜上所述，輪胎空腔共振噪聲是結(jié)構(gòu)噪聲，是通過結(jié)構(gòu)振動傳遞的，添加多孔材料時可以通過多孔材料的力學(xué)特性降低輪胎空腔共振幅度，從而達(dá)到降噪的效果。同時，在多孔材料的聲學(xué)參數(shù)方面，多孔材料的孔隙率與流阻也通過影響輪胎內(nèi)部空氣流動特性來改變多孔材料的降噪效果。因此，多孔材料對輪胎空腔共振降噪效果是耦合結(jié)構(gòu)振動與聲學(xué)降噪的共同效應(yīng)。

4 結(jié)論

本文通過輪胎力傳遞率試驗(yàn)以及輪胎噪聲試驗(yàn)，驗(yàn)證了輪胎力傳遞率與輪胎空腔噪聲的相關(guān)性，同時建立輪胎力傳遞率仿真模型，并通過試驗(yàn)驗(yàn)證有限元模型的準(zhǔn)確性，最后結(jié)合輪胎力傳遞率仿真結(jié)果研究了多孔材料對輪胎空腔共振噪聲的降噪機(jī)理，具體結(jié)論如下：

開展了輪胎力傳遞率試驗(yàn)與噪聲跌落試驗(yàn)，通過改變內(nèi)部填充空氣和氦氣，以及內(nèi)部粘貼吸音材料與非吸音材料的方法，證明了輪胎空腔噪聲峰值會隨輪胎力傳遞率峰值變化而變化，二者呈正相關(guān)性，確定了輪胎力傳遞率表征輪胎空腔共振特性的準(zhǔn)確性。

建立了輪胎力傳遞率仿真模型，確定出橡膠材料使用黏彈性本構(gòu)模型才能使輪胎力傳遞率仿真結(jié)果更加準(zhǔn)確，通過對比輪胎內(nèi)部有無耦合空氣、內(nèi)部充入空氣和氦氣，以及內(nèi)部粘貼不同多孔材料的輪胎力傳遞率試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果，驗(yàn)證了輪胎力傳遞率模型的準(zhǔn)確性。

通過研究輪胎內(nèi)部粘貼不同多孔材料的力傳遞率仿真與試驗(yàn)結(jié)果，結(jié)合多孔材料的力學(xué)參數(shù)與聲學(xué)參數(shù)，發(fā)現(xiàn)多孔材料降低輪胎空腔噪聲是耦合結(jié)構(gòu)振動與聲學(xué)降噪的共同效應(yīng)，二者共同作用、相互影響，單一地從多孔材料力學(xué)特性或聲學(xué)特性進(jìn)行減振降噪評價，以及機(jī)理揭示方面存在較大的不確定性。在下一步計(jì)劃中，借助有限元仿真手段，通過控制改變多孔材料的參數(shù)，如孔隙率、彈性模量等，進(jìn)一步研究多孔材料不同參數(shù)對輪胎空腔共振噪聲的影響程度。

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Noise reduction mechanism of porous materials for tire cavity resonance

ZHOU Hai?chao1，LI Hui?yun1，XIA Qi1，YANG Jian1，ZHAO Chun?lai2，WANG Guo?lin1

（1.School of Automotive and Traffic Engineering，Jiangsu University，Zhenjiang 212013，China；

2.Technology Center of Dongfeng Motor Group CO .LTD .，Wuhan 430000，China）

Abstract： The tire cavity resonance noise has a decisive influence on the NVH performance of automobile . In order to study the noise reduction mechanism of the porous material on tire cavity resonance noise . Based on the tire force transmissibility，the consis? tency between the tire force transmissibility and the cavity noise is verified by experiments . A tire force transmissibility model is es? tablished and verified . The noise reduction mechanism of porous material on tire cavity resonance noise is studied through the tire force transmissibility model . The results show that the noise reduction effect of porous materials on tire cavity resonance is due to the coupling structural vibration and acoustic noise reduction . The physical and acoustic parameters of porous materials should be comprehensively considered when selecting porous materials . The research results provide an engineering application value for im ? proving vehicle NVH performance and improving low noise tire design .

Key words ： tire cavity resonance；force transmissibility；numerical simulation；porous material；noise reduction mechanism

作者簡介：周海超（1984―），男，博士，副教授。電話：15052929623；E ?mail：hczhou@ujs .edu .cn。

通訊作者：楊建（1980―），男，博士，副教授。電話：15951283331；E ?mail：yangjian@ujs .edu .cn。