滚动轮胎结构振动噪声特征分析①

左曙光， 题 昕， 曾 旭， 吴旭东

(同济大学新能源汽车工程中心，上海 201804)

0 引言

当汽车行驶速度超过60km/h，轮胎噪声就会成为汽车的主要噪声源[1].轮胎噪声大致分为泵吸效应噪声，气柱共鸣噪声，结构振动噪声，空气乱流噪声等.其中，由胎面和胎侧振动辐射的中低频结构噪声一直被认为是轮胎的主要噪声源之一.

张涛，包秀图，常亮等[2～6]利用 FEM/BEM 轮胎模型，进行了模态和结构振动噪声的分析研究，提出了在频域上计算轮胎结构振动噪声的方法，并考察了运行参数和轮胎结构参数对轮胎结构振动噪声的频率和空间分布特性的影响，指出轮胎的二阶振型可能是对轮胎的振动响应及声场影响最大的振型.

韩国Byoung Sam KIM[7]小组根据Boehm提出的子午线轮薄壳运动方程，得到轮胎胎体振动方程并求得轮胎胎面的径向位移，通过Raleigh积分计算出胎体振动辐射的比声压.但该模型没有考虑胎面与路面的摩擦机理，也忽略了胎侧橡胶对轮胎振动及其声辐射的影响.

英国 D.J.O’Boy，A.P.Dowling 等人[8～9]在只使用轮胎设计参数的基础上，建立了3D粘弹性复合多层结构的轮胎数学模型来研究轮胎的振动，并在已建立的复合多层结构轮胎模型的基础上，建立了等效的弯曲板模型，用以预测轮胎振动的远场声辐射.

对于轮胎结构振动噪声的研究，国内外现有的研究成果多集中在轮胎复杂物理振动模型的推导及其声辐射的解析计算上.相比轮胎结构参数，运行参数对轮胎结构振动噪声的影响更大.但已有的研究方法无法获得轮胎在路面上动态滚动时的振动响应，因而不能计算轮胎在实际运行工况下辐射的结构噪声.

图1 车身－悬架－轮胎－路面系统有限元模型

本文以车身－悬架－轮胎－路面系统有限元模型为基础，提取轮胎滚动时的振动信号，结合轮胎声学边界元模型，采用间接边界元法对轮胎在动态滚动过程中的结构振动噪声进行了仿真，分析了所关心频带内的峰值频率，通过轮胎噪声实验得到了有效的验证，并分析了该峰值频率与轮胎的花纹块个数和大小的关系.

1 有限元模型与边界元模型的建立

1.1 有限元模型的建立

本文的研究对象是多层复合结构子午线轮胎，考虑悬架弹簧和阻尼器的影响，以及轮胎动态滚动过程中的承载路面，建立了车身－悬架－轮胎－路面系统有限元模型，如图1所示.

图2 轮胎高速动态滚动仿真流程

此模型的建立基于以下基本假设:

(1)车身的振动频率一般为1～2Hz，远小于所关心的频率范围，将车身视为刚体，只有纵向和侧向自由度;

(2)轮辋、路面均视为刚体;

(3)只考虑悬架的垂向振动特性.

因此，参考经典1/4车辆模型，车身和轮胎之间通过悬架相连，该悬架简化为线性弹簧和阻尼器[10].轮胎和路面之间通过定义接触对模拟胎面和路面之间的接触行为.

为了缩短轮胎加速滚动到指定车速的仿真时间，采用图2所示的隐式分析和显式分析相结合的方法，首先在ABAQUS/Standard求解器中模拟轮胎在路面上的加速滚动，然后将仿真结果作为初始条件导入到ABAQUS/Explicit中，实现轮胎在路面上动态滚动[11].

1.2 边界元模型的建立

在边界元的噪声辐射计算中，网格大小是由分析频率的上限频率决定的，一般情况下，所选单元特征尺寸小于由最高关心频率所决定的声波波长的1/4时，声学量结果的计算精度即可满足要求[12].

图3 轮胎声学边界元模型

在Hypermesh中对轮胎有限元模型导入提取面网格，对轮胎表面花纹处的细微网格进行网格质量优化，最终得到轮胎外表面的声学边界元模型，如图3所示，共14111个节点，10225个单元.由于所关心的最高频率为1000Hz，对应的声波波长是340mm，所以单元特征尺寸为声波波长的1/4，即85mm.在该边界元模型中，最大网格尺寸为25.262mm，因此能够满足高频率下的声学计算要求.边界元模型的节点与有限元模型相应节点的节点号和节点坐标完全一致，从而保证了轮胎有限元模型表面各节点的振动速度信号(vx，vy，vz)传递到边界元网格的准确性.

根据振动声辐射理论，在进行结构振动声辐射计算时，只有速度的波动量才会产生结构表面附近的声压变化，从而往外辐射噪声.直接将ABAQUS/Explicit中得到的各节点速度信号→V导入到Virtual.Lab的Acoustic模块中，进行离散傅里叶变换，得到频域上的振动速度响应，以此作为声学计算的边界条件，再映射到轮胎边界元模型中，利用Virtual.Lab提供的间接边界元方法进行声学分析.进行声学分析时，基于以下基本假设:

(1)路面视为平整刚性路面，不考虑路面不平度对轮胎振动声辐射的影响;

(2)仅考虑轮胎在路面上滚动时引起的胎面和胎侧振动而辐射的噪声;

(3)声学计算中，不考虑路面对声能的吸收，视为无限挡板，阻抗为无穷大.

2 滚动轮胎振动声辐射频率成分分析

图6 车速60km/h，前束角，垂向载荷4000N，胎压280KPa下轮胎滚动模态部分振型

图4 轮胎附近麦克风布置示意图

根据 ISO11819－2[13]，轮胎附近麦克风的布置如图4所示.其中，五个测点分别与轮胎平面成0°，45°，90°，135°和 180°，测点 2，3，4 距轮胎侧面的水平距离为0.4m，距离地面高度为0.1m;轮胎前部测点1和后部测点5与轮胎接地点的距离均为0.65m，距地面高度为0.1m.参考图 4，在 Virtual.Lab中建立场点布置图.

图5 车速60km/h，前束角，垂向载荷4000N，胎压280KPa轮胎噪声声压频谱图

图6列出了在车速 60km/h，前束角，静载4000N，胎压280KPa工况下轮胎滚动模态的部分振型图.由图可知，该工况下噪声峰值频率成分中的415.3Hz、808.7Hz 与轮胎滚动模态频率中的417.68Hz、808.23Hz相近，因此认为这两个噪声峰值频率是轮胎动态滚动过程中与路面相互作用时被激发出来的滚动模态频率.

但是在滚动模态频率中，没有与643Hz相近的频率，说明643Hz不是轮胎的固有频率.计算可得该工况下轮胎的滚动频率约为 8.93Hz，而643Hz约为滚动频率的72倍.由于轮胎在有限元建模时，为了建模的方便，将轮胎基体周向阵列了72等份，因此轮胎周向实际为72个花纹块.当轮胎在集中载荷作用下滚动时，相当于受到花纹块的一个周期激励的作用，因此该频率成分是由于花纹块与路面的周期碰撞所形成的，频率值就等于滚动频率与花纹块数的乘积.

图7 不同车速轮胎结构振动辐射噪声频谱图

由于1000Hz以下的噪声主要由胎面径向振动产生，1000Hz以上的高频噪声则主要由空气泵吸和胎面切向振动所致[14]，本文所研究的频率范围定为0～1000Hz.图5所示是车速60km/h，前束角，垂向载荷4000N，胎压280KPa工况下，测点5的声压频谱图.由图可知，前400Hz声压值基本为0.这是由于频率较低时，结构振动的声辐射效率一般都比较小，辐射的噪声与声辐射效率是成正相关的关系，因此其辐射噪声较小.而在高频段，轮胎在动态滚动状况下的结构振动辐射噪声出现了3个峰值频率，分别是 415.3Hz、643Hz、808.7Hz.

为了进一步验证这个特殊频率成分，考察了不同车速下的轮胎结构振动声辐射频谱图，图7列出了不同车速下测点5处的声压频谱图，如图所示，随着车速增加，噪声峰值频率相应往高频移动，从60km/h对应的峰值频率643Hz，增加到80km/h对应的844.8Hz，以及 100km/h 对应的 985Hz.考虑到在这三个车速下，轮胎的滚动频率分别约为8.93Hz，11.73Hz，13.68Hz，而这三个噪声峰值频率均近似为滚动频率的72倍，因此，可以说明该噪声峰值频率即为胎面花纹块与路面的碰撞频率，频率值等于滚动频率与轮胎花纹块数的乘积.

此外，不同车速下，花纹块与路面的碰撞频率对应的噪声幅值是最大的，说明轮胎花纹块撞击路面是轮胎动态滚动过程中结构振动声辐射的主要噪声源;而且随着车速增加，其幅值呈增大趋势.这是因为车速增大时，胎面轮胎花纹块与路面的碰撞更剧烈，胎面与路面的相互作用更强，导致轮胎表面振动强度增大，从而使得辐射噪声增加.

图8 轮胎噪声转鼓测试实验图

因此，可以得到以下结论:

(1)轮胎在路面上以恒定的速度滚动过程中，胎面花纹块与路面的周期碰撞和轮胎滚动模态是轮胎结构振动声辐射的主要噪声源;

(2)胎面花纹块与路面的碰撞频率等于胎面花纹块数与轮胎滚动频率的乘积.

图9 不同速度下轮胎噪声频谱曲线

图9列出了不同车速下，实验中测点5测得的轮胎结构振动噪声声压频谱图.可以发现，在不同车速下，各有一相对明显的声压峰值频率，分别为276Hz，368Hz，230Hz，551Hz，且其声压幅值随车速的增加而增大.对比分析相应车速下的轮胎滚动频率大致为 8.6Hz，11.5Hz，14.3Hz 和 17.2Hz，发现这些声压峰值频率与其轮胎滚动频率均成一定的倍频关系.100km/h车速下，声压峰值频率是滚动频率的16倍;60km/h、80km/h和120km/h车速下均是滚动频率的32倍.由于在仿真中发现了与轮胎花纹块数有关的碰撞频率等于轮胎滚动频率与花纹块数的乘积;而实验中同样发现了与滚动频率成一定倍数的峰值频率，因此实验测得的峰值频率也与轮胎花纹块数有关.

图10 实验用轮胎

3 滚动轮胎噪声实验验证

为了验证上一节中的仿真结果，依托于半消声室和转鼓设备，在半消声室内进行转鼓整车轮胎噪声实验，车速选择 60km/h、80km/h、100km/h和120km/h四种速度下测试.考虑到温度对轮胎特性的影响，所有工况都是在半消声室内室温下进行的.实验中麦克风的布置同样依据ISO11819－2，如图8所示.

由于在车速60km/h下，实验用轮胎花纹间距数为68，计算其横向花纹的泵吸噪声的基频[15]大致在600Hz.因此为了消除泵吸噪声的干涉，验证仿真计算得到的结构振动噪声的准确性，本次实验进行数据处理时将频段范围选取为0～600Hz.

整车噪声实验用轮胎的花纹在周向上分布大小不均匀，如图10所示，将纵向花纹作为分界线，以最左侧一圈花纹为例，一种花纹块以三条小花纹组成，另一种花纹块由两条小花纹组成，小花纹的大小相等，两种花纹块在周向上分布无规律，并且在相邻一圈的胎面花纹中，与大花纹块相邻的花纹块比与小花纹块相邻的花纹块的面积要大.所以，将花纹面积较大的两个轴向相邻的花纹块组合统称为大花纹块，将花纹面积较小的两个轴向相邻的花纹块组合统称为小花纹块.

实验用轮胎在周向上有16块大花纹块和51块小花纹块，在轴向上左右两侧花纹不对称.当轮胎在路面上滚动时，大花纹块与路面的撞击能量要远远高于小花纹块，对应频率下的噪声声压级也更大，而小花纹块与路面的碰撞频率并不明显.另外，两侧的花纹块不同时与地面接触，从而导致滚动频率的二倍频出现，因此在 60km/h，80km/h和120km/h车速下出现了32倍滚动频率的声压峰值频率.

同时，对比不同车速下四个峰值频率的能量可以发现，随着车速增加，其声压级呈递增趋势，且幅值最大，验证了有限元仿真分析中得到的频谱规律和结论.

4 结论

本文实现了轮胎在滚动工况下的结构振动声辐射仿真，从仿真和实验的角度深入分析了滚动轮胎结构振动噪声的频谱特征，可以得到以下结论:

(1)滚动轮胎噪声主要由轮胎的滚动模态以及胎面花纹块与路面的周期碰撞所引起;而且花纹块与路面的周期碰撞是滚动轮胎结构振动噪声的主要噪声源，该碰撞频率值等于轮胎的滚动频率与胎面花纹块数的乘积.

(2)从实验室转鼓整车轮胎噪声实验出发，验证了轮胎滚动时胎面花纹与路面间的碰撞频率是轮胎振动声辐射的主要噪声源，该频率与花纹块的面积大小和数量有关，这与仿真中找到的72倍频类似.

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