轮胎结构振动声学贡献度分析及降噪方法研究

王国林， 裴晓朋， 周海超， 赵　璠， 杨　建

(江苏大学 汽车与交通工程学院,江苏 镇江　212013)



轮胎结构振动声学贡献度分析及降噪方法研究

王国林， 裴晓朋， 周海超， 赵璠， 杨建

(江苏大学 汽车与交通工程学院,江苏 镇江212013)

轮胎结构振动所辐射的噪声是汽车噪声的主要来源之一[1]，轮胎制造商一直致力于低噪声轮胎的设计和研究[2-3]。因此，对轮胎结构声辐射噪声进行准确预测对控制及降低轮胎噪声有重要意义。

轮胎滚动过程中，因胎面和胎侧振动而向外辐射的噪声是其噪声的主要来源[4]。Ruhala[5]采用实验的方法提出在600Hz以下，胎侧振动是轮胎辐射噪声的主要原因。Takayuki等[6]采用声全息技术确定了轮胎胎侧振动是滚动轮胎辐射噪声的主要因素。20世纪末，随着数值分析方法和计算机水平的提高，曾旭等从仿真计算的角度，考察了轮胎振动声辐射的规律，得出了胎面和胎侧的振动是轮胎振动声辐射的主要噪声源[7]。此外，有限元和边界元方法在轮胎振动辐射噪声广泛应用并得到相应结论[8-10]，但研究的重心仍然是轮胎振动辐射噪声的预测及在频域中的分布情况。逐渐发展起来的声学传递向量技术加快了声学贡献度的分析过程，并且有助于发现问题的根源。声学贡献度分析方法在汽车工业中已有了较多的应用[11-13]，而利用声学贡献度分析方法分析轮胎外轮廓结构的噪声水平的贡献量缺少研究。通过分析轮胎外轮廓结构对噪声水平的贡献量，确定声学正贡献部件后再进行优化设计，这种设计方法对降低成本，减少开发周期，增强竞争力具有重要的意义。

本文以载重子午线轮胎295/80R22.5为研究对象，运用声学边界元方法和MATV技术对轮胎振动噪声进行计算，并分析轮胎外轮廓结构的声学贡献度，确定出声学正贡献部件。在此基础上，以轮胎外轮廓不变为前提，研究在声学贡献度大的部件处设置聚氨酯弹性体吸音材料，降低轮胎噪声的可行性。

1声学贡献度

在线性声学假设的前提下，辐射体结构表面振动和空间一定位置的场点声压之间必定存在着确定的线性“输入-输出”关系，这种关系可以通过声学传递向量(Acoustic Transfer Vector,ATV)建立。如果将辐射体离散为若干单元，则这些单元可以认为是有限个振动源，声场中某点的声压就是这些振动源在此点引起的声压线性叠加。即：

p={ATV(ω)T}{vn(ω)}

(1)

式中：{ATV}为声传递向量；vn为结构表面法线方向上的振动速度；ω为角频率。通过声传递向量，将声场中某点处的声压与结构的振动速度之间建立了联系[14]。

由于结构的位移响应可以通过模态线性叠加得到，即

{u}=Ω{MRSP(ω)}

(2)

式中：{u}为结构的位移；Ω为由结构模态向量组成的矩阵；{MRSP}为由模态参与因子构成的向量。将结构位移向量{u}投影到结构表面的法线方向上，可以得到结构在法线方向上的振动速度：

{vn}=jω·Ωn·{MRSP(ω)}

(3)

式中：Ωn为由结构的振动模态在结构表面法线方向上的分矢量组成的矩阵，由此可得声场中任意点处的声压为：

p={MATV(ω)}T·{MRSP(ω)}

(4)

式中：{MATV}T为模态声学传递向量。其表达式为：

{MATV(ω)}T=jω·Ωn·{MRSP(ω)}

(5)

模态声学传递向量与结构的几何形状、结构表面的处理、场点的位置、计算的频率、声介质的物理参数以及结构模态形状、结构的属性等有关[15]。

声场内某点声压可看作由边界面S上各有限单 元发出声波在该点贡献的叠加,为量化每个部件对场内噪声的贡献程度，引入结构声学贡献度概念。 单元对某场点的声学贡献度Ce是该单元振动生成声压pi在该点总声压矢量p上的投影，表达式为：

(6)

将组成部件的各单元叠加，得到该部件在该点生成的声压：

(7)

式中:ne是组成该部件的单元数。

因此，部件声学贡献度为：

(8)

从声学贡献度的定义可知，存在正负声学贡献度。正贡献度表明总声压随该单元振动幅值增大而升高，减少振动可降低总声压；负贡献度表明总声压随该单元振动幅值增大而降低，结构修改时利用其振动来衰减总声压[16]。

2轮胎有限元模型建立与试验验证

图1　轮胎三维有限元模型Fig.1 Three dimensional tire finite element model

以载重子午线轮胎295/80R22.5为研究对象，利用ABAQUS软件建立其三维有限元分析模型，如图1所示。橡胶部分采用CGAX3和CGAX4R单元进行模拟，钢丝帘线采用SFMGAX1和REBAR单元进行模拟。橡胶的本构模型采用Neo-Hooke模型，材料参数采用单轴拉伸试验数据进行曲线拟合得到。模型中将轮胎与轮辋的接触简化为胎圈相应区域的固定约束，路面定义为解析刚体，路面与轮胎之间的摩擦采用库伦摩擦定律来描述。

有限元分析过程采用标准载荷3 550 kg,标准气压900 kPa。在ABAQUS软件中完成对轮胎的装配、充气、加载和自由滚动分析。滚动分析的边界条件如表1所示。

表1　滚动分析边界条件

图 2　轮胎模态试验实物图Fig.2 Scheme of tire mode test

为验证轮胎有限元分析模型建立的正确性，采用法国OROS公司的动态试验设备进行轮胎的模态试验。试验过程中，轮胎处于自由悬置状态，轮胎表面布置81个测点，轮胎模态试验实物图如图2所示。

本次试验采用锤击法激励，采用逐点激励，利用加速度传感器测量响应信号。将激励和响应信号放大后输入动态分析仪，分析处理得到0~200 Hz范围内的传递函数。每测点锤击3次，经线性平均后将该点的传递函数，进而得到轮胎自由悬置状态下前六阶径向固有频率和振型。轮胎前6阶自由模态振型图如图3所示。

图3　轮胎前6阶模态振型图Fig.3 The mode shape of tire first 6th mode

轮胎自由模态分析采用Block Lanczos法，求出其计算模态，并将其与试验模态比较。有限元分析和试验得到的固有频率对比如表2。

表2　轮胎固有频实验与仿真结果对比

通过有限元计算模态与试验模态结果对比，我们可以看出，应用ABAQUS建立起的轮胎有限元模型能很好的计算出轮胎的各阶模态，计算模态频率普遍比试验模态偏低，其误差满足分析要求，且具有良好的一致性。

产生误差的原因主要有以下几个方面：

(1) 轮胎中采用了多种橡胶材料及钢丝材料，计算模态分析中，材料的分布情况与实际轮胎不同；

(2) 计算模态分析简化了横向花纹，只考虑纵向花纹，因此增大了胎面质量。由于胎面花纹质量对轮胎固有频率的影响大于轮胎胎面刚度对轮胎固有频率的影响，因此造成不考虑横向花纹的模型固有频率偏小；

(3) 模态分析时基于线性假设的，而轮胎材料却是高度非线性的。

3轮胎声学边界元与外轮廓声学贡献度分析模型

3.1轮胎声学边界元模型建立

图4　轮胎声学边界元模型Fig.4 Tire acoustic boundary element model

本文所建立的轮胎声学边界元模型是封闭的。将自由滚动状态下的轮胎有限元模型导入到Hypermesh中提取面网格，为了避免声能量泄露，在轮辋处设置圆形区域将声学边界元模型封闭起来，最终轮胎声学边界元模型如图4所示。

模型共16440个单元，16 434个节点。该模型的节点与滚动分析的有限元模型相应的节点号和节点坐标完全一致。从而保证了有限元振动信号传递到边界元网格的准确性。

3.2轮胎外轮廓声学贡献度分析模型

对轮胎外轮廓进行声学贡献度分析计算，首先需要在计算声学传递向量时，将轮胎外轮廓定义成不同的部件。为了能够准确分析出轮胎外轮廓各部件的声学贡献度，本文将载重子午线轮胎295/80R22.5的外轮廓分成了六个部件，分别定义为胎面(Tread)、上胎侧(Side-Shang)、中胎侧(Side-Zhong)、下胎侧(Side-Xia)、耐磨橡胶(Abrasion)和轮辋部件(Yuan)，如图5所示。

考虑到轮胎的对称性，根据GB/T3767-1999《声学-声压法测定噪声源声功率级-反射面上方近似自由场的工程法》，在其周围建立半径为1 m的半圆罩型模型，该模型定义了19个声学测点，分析时定义路面为刚性反射面。通过计算分析得知，场点网格上的19个声学测点的声压频响函数曲线变化趋势一致，只是声压值的大小不同。不失一般性，本文通过观测场点网格上第8号声学观测点，计算声压频响函数曲线以及轮胎外轮廓结构各部件的声学贡献度。声学贡献度分析模型与声学观测点如图6所示。

图5 轮胎外轮廓各部件模型Fig.5Tireoutercontourpanelmodel图6 声学贡献度模型与声学观测点Fig.6AcousticcontributionmodelandAcousticstudypoint

4轮胎外轮廓声学贡献度分析

4.1主最大声学贡献部件的确定方法

由图7声学贡献度分析投影图可知，Pi是总声压，Pj和Pk是各结构在声压上的分量。Pj的相位与总声压的相位一致，是正贡献结构。Pk的相位与总声压的相位相反，是负贡献结构。

某个部件的声学贡献相位与总的声学贡献的相位一致，并且该部件的声压贡献幅值最大，称为主最大正贡献部件，减少其振动可以降低总声压。当某个部件的声学贡献相位与总的声学贡献相位相反时，并且该部件的声压贡献最大，称为主最大负贡献部件，可以利用其振动降低总声压。所以，在进行结构修改前，必须进行声学贡献分析以确定影响噪声最大的部件，进而修改对噪声贡献最大的部件区域，可以达到降低噪声的目的[17]。

图7　声学贡献度分析投影图Fig.7 Acoustic contribution analysis projection

4.2轮胎外轮廓声学贡献度分析结果

根据欧盟轮胎标签法规定的轮胎噪声测试条件，分析时设定轮胎滚动速度70km/h。在ABAQUS中进行轮胎在某路面上的滚动过程进行动态模拟，得到轮胎滚动过程中路面动态接触反力如图8所示。

对轮胎受到地面接触反力经FFT变换转化为频域上的力，如图9所示,以此力作为激励力施加在轮胎与路面接触的中心点。

图8 轮胎与路面接触反力Fig.8Tireandroadcontactforce图9 频域内的激励力Fig.8Excitationinfrequencydomain图10 场点声压频响函数曲线Fig.10Fieldsoundpressurefrequencyresponsefunctioncurve

在Virtual.lab中，运用MATV技术计算场点的频率响应函数和轮胎外轮廓各个部件的声学贡献度。图10为20 Hz到400 Hz的场点网格上第8号声学测点A计权声压频响函数曲线图。

从图10可以看出在频率为200 Hz、248 Hz、272 Hz、308 Hz和344 Hz时，声压出现较为明显的峰值。因此，要想降低轮胎的振动辐射噪声，应降低对应频率的声压贡献较大的轮胎外轮廓部件的噪声。轮胎外轮廓各部件在上述五处峰值频率下的声压幅值相位贡献直方图如图11所示。

由图11可知，在200 Hz时，轮胎外轮廓各部件的相位与总的贡献相位一致，都是正贡献部件。Tread声压幅值最大，是主最大正贡献部件。Side-Zhong次之，是次最大正贡献部件；248 Hz时，轮胎外轮廓各个部件的相位与总的贡献的相位一致，都是正贡献部件。Tread的声压幅值，是主最大正贡献部件。Side-Zhong的声压次之，是次最大正贡献部件；272 Hz时，轮胎外轮廓各个部件的相位与总的贡献的相位一致，都是正贡献部件。Tread的声压幅值贡献最大，是主最大正贡献部件。Side-Zhong次之，是次最大正贡献部件；308 Hz时，轮胎外轮廓各个部件的相位与总的贡献的相位一致，都是正贡献部件。Tread的声压幅值最大，是主最大正贡献部件。Side-Zhong是次最大正贡献部件；344 Hz时，Tread、Side-Shang、Side-Zhong、Side-Xia以及Yuan的相位贡献与总的相位一致，是正贡献部件。而Abrasion的相位与总的相位相反，是负贡献部件。Tread的声压幅值最大，是主最大正贡献部件。Side-Zhong的声压次之，是次最大正贡献部件。

5轮胎降噪方法

在五个峰值频率下Tread、Side-Zhong和Side-Shang均为正贡献部件，降低其振动可以降低轮胎的振动噪声。因此，降低胎面和胎侧的振动能够降低该轮胎的振动辐射噪声。由于聚氨酯类吸音材料既有橡胶的高弹性，又有塑料的高硬度和高强度，同时又具有吸音性能[18]。并考虑到工艺继承性， 本文在保证轮胎外轮廓不变的情况下，对轮胎胎面和胎侧各设置聚氨酯类吸音材料处理，探索降低轮胎振动辐射噪声的可行性。胎面和胎侧分别设置1.5 mm和2 mm厚的聚氨酯类吸音材料，并建立其有限元分析模型，如图12所示。

图11　轮胎外轮廓部件声学贡献度Fig.11 Tire outer contour panel acoustic contribution

图12 降噪方案Fig.12Noisereductionmethod图13 胎面和胎侧频响函数表面测点Fig.13Frequencyresponsefunctionmeasurepointsontreadandsidewallsurface

为便于对比分析修改前后声学正贡献部件处的振动响应，在模态分析的基础上进行频响分析，求解轮胎滚动过程中由于路面激励产生的振动加速度响应，路面激励的施加如4.2小节所述，求解得到给定激励下的轮胎表面节点振动加速度响应。图13为在胎面和胎侧上布置的测点(测点1为中胎侧靠近下胎侧处，测点2为轮胎接地中心点)。

图14为轮胎不同位置在上述激励作用下的节点振动加速度响应。

由图14可知，增添吸音材料后，在频率300 Hz以下的胎面和胎侧表面观测点的振动加速度响应峰值均有明显地降低，可见，添加聚氨酯类吸音材料可以有效地降低胎面和胎侧的振动响应。结构修改前后轮胎振动辐射噪声的声压频响函数曲线如图15所示。

图14 修改前后加速度频响函数曲线Fig.14AccelerationFRFcurvebeforeandaftermodification图15 声压频响函数曲线对比Fig.15Soundpressurefrequencyresponsefunctioncurve

通过添加聚氨酯类吸音材料后有效地降低或控制了声学正贡献部件的振动响应，从而降低了轮胎振动辐射噪声。结构修改前后的声功率级大小由76.17 dB降低到75.08 dB,降低了1.09 dB。

6结论

本文对295/80R22.5轮胎的振动辐射噪声进行了分析，从声学贡献度角度研究了轮胎振动辐射噪声的降噪问题，得到了如下结论：

(1) 运用模态声学传递向量MATV技术分析了原始结构的轮胎外轮廓声学贡献度，得到声压峰值频率下主要的正贡献部件为胎面和胎侧。

(2) 在保证轮胎外轮廓不变的情况下，提出对声学正贡献部件胎面和胎侧处设置聚氨酯类吸音材料来降低轮胎振动辐射噪声。仿真分析结果表明，聚氨酯类吸音材料可以有效地降低或控制胎面和胎侧的振动加速度响应，也有效地降低了在峰值频率下的声压值，从而降低轮胎的振动噪声。

参 考 文 献

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第一作者 王国林 男，博士，教授，博士生导师，1965年生

摘要：以载重子午线轮胎295/80R22.5为研究对象，建立了其三维有限元分析模型，进行了有限元模态分析和试验模态测试，对比分析表明二者具有良好的一致性，说明所建有限元分析模型的正确性。为分析轮胎的振动噪声，建立了该子午线轮胎声学边界元模型。将滚动过程中轮胎与路面的作用力作为轮胎振动激励，运用模态声学传递向量MATV技术，分析了轮胎外轮廓结构对场点的声学贡献度，通过幅值-相位法确定胎面和胎侧是声学正贡献部件。为降低轮胎结构振动辐射噪声，在声学正贡献部件胎面和胎侧处引入聚氨酯类吸音材料，噪声分析结果表明，聚氨酯材料的使用能够有效地降低胎面和胎侧的振动加速度响应，降低轮胎的振动辐射噪声。

关键词：子午线轮胎；模态分析；声学贡献度；幅值-相位法；振动辐射噪声

Acoustic contribution of tire structure vibration and method for noise reduction

WANGGuo-lin,PEIXiao-peng,ZHOUHai-chao,ZHAOFan,YANGJian(School of Automobile and Traffic Engineering of JiangSu University, ZhenJiang 212013, China)

Abstract:Taking the radial heavy duty tire 295/80R22.5 as a research object, a three dimensional finite element model was established based on which the computational modal analysis were conducted. The comparison between the results of computational modal analysis and experimental tests shows that they have good consistency, which proves the accuracy of finite element analysis model. In order to study the vibration radiated noise of tire, a boundary element model of the tire was built and the acoustic contribution of each part of tire contour structure was acquired making use of the MATV technology. By using the amplitude-phase method, it is testified that tread and sidewall are the positive acoustic structure. In order to reduce the vibration radiated noise,a sound-absorption material, namely polyurethane, was introduced into the tire tread and sidewall.The noise analysis results show that polyurethane material can effectively decrease the vibration acceleration responses of the tread and sidewall, and reduce the vibration radiated noise of tire, reducing the tire vibration noise.

Key words:radial tire; modal analysis; acoustic contribution; amplitude-phase method; vibration radiation noise

中图分类号:U463.341

文献标志码：A DOI:10.13465/j.cnki.jvs.2015.24.009

通信作者裴晓朋 男，硕士，1991年生

收稿日期：2014-09-26修改稿收到日期：2014-12-12