基于新非自然平衡輪廓設計的載重子午線輪胎振動輻射噪聲的研究

梁 晨，趙 璠，王國林，楊 建，周海超，萬治君

（江蘇大學汽車與交通工程學院，江蘇鎮(zhèn)江212013）

基于新非自然平衡輪廓設計的載重子午線輪胎振動輻射噪聲的研究

梁 晨，趙 璠，王國林，楊 建，周海超，萬治君

（江蘇大學汽車與交通工程學院，江蘇鎮(zhèn)江212013）

從輪胎結構設計角度出發(fā)，通過改善輪胎接地特性，降低滾動輪胎與路面接觸過程中胎體的振動，提升輪胎的噪聲性能。首先，采用任意拉格朗日ALE方法對輪胎進行穩(wěn)態(tài)滾動分析，獲取路面激勵引起的輪胎瞬時動態(tài)響應，在此基礎上，采用邊界元方法預測了不同結構輪胎滾動時的振動輻射噪聲。然后，考慮輪胎接地壓力對胎面振動的影響，對接地壓力分布與輪胎噪聲性能間的關系進行了深入分析。結果表明，建立的新非自然平衡輪廓胎體結構可以改善輪胎與路面接觸過程中的相互作用，使得接地面內(nèi)壓力分布更均勻，實現(xiàn)了輪胎振動輻射噪聲性能的提升，振動輻射噪聲較現(xiàn)行設計輪胎減小了3.7 dB。

振動噪聲；子午線輪胎；新非自然平衡輪廓設計；結構設計；接地壓力分布

引 言

輪胎噪聲已成為交通噪聲的主要污染源，當載重車輛行駛車速在60 km/h以上時，輪胎噪聲占整車噪聲的70%以上。2012年開始實施的歐盟輪胎標簽法以及中國即將出臺的《綠色輪胎技術規(guī)范》均對輪胎噪聲性能提出了明確的要求及實施期限。面對日益嚴苛的法規(guī)要求，研究低噪聲輪胎設計的新技術迫在眉睫。然而，輪胎噪聲的發(fā)聲機理復雜，受多種因素影響，目前尚未有統(tǒng)一的設計思路來指導輪胎低噪聲設計［1］。

20世紀80年代以來，有限元和邊界元方法開始應用于輪胎振動和噪聲的研究，并通過大量試驗證明了方法的有效性［2-9］。Nakajima將有限元、邊界元法及模態(tài)分析相結合，計算了輪胎的振動噪聲［2］。Brin kmeier采用動態(tài)分析法研究了輪胎滾動輻射噪聲，分析了輪胎的非線性穩(wěn)態(tài)滾動過程，考慮路面粗糙度引起的瞬時動態(tài)響應，并采用模態(tài)疊加法計算了滾動輪胎的輻射噪聲［3］。Dubois采用平板和薄殼模型對輪胎進行模擬并預測了在路面激勵作用下輪胎的低頻振動噪聲［4］。Lopez等建立了輪胎滾動過程中的動態(tài)模型，模擬了輪胎的低頻振動特性，預測了輪胎滾動過程中的動態(tài)響應［5］。但以往研究大多針對輪胎的材料、氣壓、載荷等對振動噪聲的影響，缺乏輪胎結構設計對振動噪聲影響的研究。

本文以295/80R22.5WSL60載重子午線輪胎為研究對象，利用新非自然平衡輪廓設計對其胎體輪廓進行設計，改善輪胎與路面間的接觸壓力。利用有限元方法分析輪胎的穩(wěn)態(tài)滾動，以滾動輪胎在路面激勵作用下的表面節(jié)點振動位移為邊界條件，結合邊界元方法計算輪胎的振動輻射噪聲。從輪胎接地壓力分布、胎面振動方面，對現(xiàn)行設計與新非自然平衡輪廓設計輪胎的性能進行對比分析，為從輪胎結構設計角度提升輪胎振動輻射噪聲性能提供指導。

1 理論基礎

1.1 聲學邊界元

聲壓求解過程采用的是聲學邊界元方法，該方法考慮了輪胎/路面接觸過程的三維模型，對模擬輪胎路面相互作用產(chǎn)生的輪胎振動輻射噪聲具有較高的計算精度［2］。

求解輪胎輻射噪聲的基本方程為Helmholtz方程

式中p（x）為計算域V內(nèi)的空間點x處的聲壓，▽2為拉普拉斯算符，k=ω/c0為波數(shù)，c0為計算域內(nèi)的聲速，φ（x）為聲學計算域V內(nèi)的聲源。

格林函數(shù)g（x，y）為式（1）的解，在無外界聲源激勵的情況下，φ（x）=0，則有

式中r為空間點x，到邊界點y之間的距離。

結合上述公式，得到計算域V外部空間點x處的聲壓積分方程

式中Sy為計算域V的邊界，即結構表面；ny為邊界點y的法線方向；νn（y）是結構表面法向振動速度；ρ0為聲學介質(zhì)（空氣）密度。

所以，當計算求得結構表面S上節(jié)點的聲壓p（y）和振動速度νn（y），即可用上式求得空間域內(nèi)任意空間點處的聲壓值p（x）。

1.2 新非自然平衡輪廓設計

輪胎胎體輪廓直接影響輪胎在地面上的接地壓力分布，合理的輪廓結構設計可以使接地壓力分布接近理想狀態(tài)，從而提升輪胎低頻振動輻射噪聲性能［10］。同時，輪胎胎體輪廓對輪胎的振動特性影響顯 著［11］。

輪胎非自然平衡輪廓考慮輪胎動態(tài)特性，可改善胎體受力情況。在輪胎斷面輪廓設計中，酒井秀男提出了壓力分擔率的概念，認為在胎冠及下胎側部位，大部分的壓力是由帶束層和加強層來承擔。Frank從網(wǎng)絡理論角度對子午線輪胎斷面形狀進行了研究，認為在帶束層壓力分擔率在帶束層寬度區(qū)域內(nèi)可近似地看成為常數(shù)，但未考慮到加強層的壓力分擔作用。

文獻［12］將兩種非自然平衡輪廓理論相融合，提出了新的輪胎充氣非自然平衡內(nèi)輪廓的積分方程，該積分方程中認為在帶束層寬度范圍內(nèi)帶束層壓力分擔率為常數(shù)，同時考慮了加強層的壓力分擔作用，通過有限元分析得出該輪廓設計可有效抑制胎肩處的變形并改善接地壓力分布，使接地印痕形狀更合理的結論。本文利用上述新的輪胎充氣非自然平衡內(nèi)輪廓的積分方程，對295/80R22.5WSL60輪胎的胎體輪廓結構進行了重新設計，使輪胎胎體和胎肩部位受力分布更合理。其關鍵設計參數(shù)如圖1所示，詳細設計參數(shù)值如表1所示。

圖1 子午線輪胎斷面輪廓關鍵設計參數(shù)Fig.1 Key design parameters of radial tire contour

根據(jù)表1中的關鍵設計參數(shù)，繪制該輪胎的新非自然平衡內(nèi)輪廓曲線，并將其導入CAD中，根據(jù)輪胎設計標準進行輪胎的材料分布圖設計，現(xiàn)行設計與新非自然平衡輪廓結構設計的材料分布圖對比如圖2所示。

表1 新非自然平衡輪廓關鍵設計參數(shù)Tab.1 Key parameters of tire new non-natural equilibrium contour

圖2 現(xiàn)行輪廓與新非自然平衡輪廓結構材料分布圖對比Fig.2 Comparison of material distribution map for original contours and new non-natural equilibrium contour

新非自然平衡輪廓設計的積分方程中，考慮了帶束層對胎體層的壓力分擔作用，實現(xiàn)了胎面的平坦化，同時使得帶束層端部和中部的應力差減小；考慮輪胎加強層在輪胎充氣狀態(tài)下對胎體壓力分擔的作用，使得輪胎胎體簾線在輪胎充氣狀態(tài)下受力更均勻。由圖2可知：積分得到的新非平衡輪廓設計輪胎的胎面較原結構更加平直，胎面和胎肩處曲率半徑均較大，而胎肩部位和胎側部位的厚度較原始設計更薄。這種設計可以使輪胎在接地面內(nèi)壓力分布更均勻，改善胎肩部位的局部應力集中情況，使輪胎充氣和受載情況下輪胎應力集中部位由帶束層端部向帶束層中部轉移，充氣后胎體受力更合理。

2 輪胎振動輻射噪聲仿真分析

振動輻射噪聲預測過程主要包括以下內(nèi)容：首先，采用ALE（Arbitrary Lagrangian Eulerian）方法進行輪胎穩(wěn)態(tài)滾動分析；在此基礎上，提取滾動輪胎的特征值；然后，采用模態(tài)疊加方法計算路面激勵作用下輪胎表面節(jié)點位移；最后，進行基于輪胎滾動過程中結構模態(tài)的振動輻射噪聲分析。

2.1 輪胎有限元分析

利用非線性有限元軟件ABAQUS建立輪胎三維分析模型，如圖3所示。橡膠材料采用CGAX3H 與CGAX4 H單元進行模擬，鋼絲簾線采用SFMGAX1單元模擬，橡膠材料本構模型采用Yeoh模型［13］，輪胎各部分膠料材料參數(shù)由單軸拉伸試驗獲得，如表2和3所示。在分析中，路面定義為解析剛體，路面與輪胎之間的摩擦采用庫倫摩擦定律描述。

圖3 輪胎三維有限元模型Fig.3 Three dimensional tire finite element model

表2 橡膠材料的Yeoh模型材料參數(shù)Tab.2 Tire rubber material parameters of Yeoh model

表3 輪胎鋼絲簾線材料參數(shù)Tab.3 Material properties of tire steel cord

有限元分析過程采用標準載荷3 550 kg，標準氣壓900 k Pa，22.5×9.0標準輪輞。在ABAQUS軟件中完成對輪胎的裝配、充氣、加載和穩(wěn)態(tài)自由滾動分析，詳細分析流程見參考文獻［13］。

利用ALE方法模擬輪胎在路面上的穩(wěn)態(tài)滾動過程。該方法可將滾動過程分解成兩種運動的合成，即輪胎繞轉軸的純剛體轉動（拉格朗日描述）與輪胎的純變形運動（歐拉描述）。采用拉格朗日方法描述輪胎繞轉軸的純剛體轉動，歐拉方法描述輪胎材料在輪胎內(nèi)部的流動，該算法與純拉格朗日方法相比，可節(jié)省大約90%的時間［4］。滾動分析的邊界條件如表4所示。

表4 輪胎滾動分析邊界條件Tab.4 Boundary conditions for tire rolling analysis

2.2 輪胎模態(tài)試驗及有限元分析

為驗證輪胎三維有限元模型的準確性，采用法國OROS公司的動態(tài)試驗設備進行輪胎的模態(tài)試驗。輪胎模態(tài)試驗過程中，輪胎處于自由懸置狀態(tài)，輪胎表面布置81個測點，在輪胎胎面沿輪胎法線方向朝輪胎中心方向激振，測量輪胎表面各測點的加速度響應，輪胎模態(tài)試驗實物圖如圖4所示。

圖4 輪胎模態(tài)試驗實物圖Fig.4 Scheme of tire modal test

模態(tài)試驗中使用的輪胎試驗儀器如表5所示。

表5 輪胎模態(tài)試驗儀器列表Tab.5 Tire modal test experiment equipment list

本次試驗采用錘擊法激勵，采用逐點激勵（測點的R方向），單點響應的方法激勵出各點間的響應信號，將激勵和響應信號放大后輸入動態(tài)分析儀，處理后得到0～200 Hz范圍內(nèi)的傳遞函數(shù)。每測點錘擊3次，經(jīng)線性平均后將該點的傳遞函數(shù)保存到計算機中，利用結構動態(tài)分析軟件進行處理，得到輪胎的模態(tài)穩(wěn)態(tài)圖如圖5所示。進一步求解得到輪胎自由懸置狀態(tài)下前6階徑向固有頻率和振型如圖6所示。

圖5 輪胎模態(tài)穩(wěn)態(tài)圖Fig.5 Stable chart of tire modal test

圖6 輪胎前6階模態(tài)振型圖Fig.6 The mode shape of tire first 6th mode

有限元分析中采用Lanczos法進行輪胎自由模態(tài)仿真，該方法比較適合求解具有大量離散自由度結構的較多階特征值問題［14］。現(xiàn)行設計輪胎的前6階振動模態(tài)有限元仿真結果如圖7所示，仿真計算所得模態(tài)振型特征與圖6中試驗結果相一致。

圖7 現(xiàn)行設計輪胎前6階自由模態(tài)Fig.7 The first 6th tire free mode of current design

表6 輪胎固有頻率試驗與仿真結果對比Tab.6 Comparison of tire test mode and simulation results

對比表6輪胎模態(tài)試驗與仿真結果發(fā)現(xiàn)，輪胎仿真模態(tài)振型與試驗測試模態(tài)結果誤差在4%以內(nèi)，說明所建立的輪胎有限元模態(tài)仿真模型是準確的。

輪胎的振動主要是由路面激勵引起，當路面的徑向激勵達到共振頻率會產(chǎn)生明顯的輪胎振動輻射噪聲的峰值，其峰值大小會對噪聲總聲壓級產(chǎn)生重要影響。而輪胎的低階模態(tài)對輪胎的振動輻射噪聲貢獻量較大。為分析輪胎在滾動過程中的振動情況，仿真計算出兩種胎體結構在受到路面垂向約束狀態(tài)下的前6階徑向振動頻率，如表7所示。

表7 約束狀態(tài)下輪胎徑向振動頻率Tab.7 Tire frequency under vertical constraint

由表7可知，在約束狀態(tài)下，采用新非自然平衡輪廓設計會使輪胎前3階的振動頻率減小，而4～6階固有頻率基本保持不變。這說明新非自然平衡輪廓結構設計改變了胎面剛度，使得輪胎接地過程中與路面的相互作用時產(chǎn)生的胎面振動降低。結果表明，對載重子午線輪胎而言，胎體結構對輪胎固有頻率有顯著影響，Byoung等通過試驗研究也得到了同樣結論［10］。

2.3 路面激勵

輪胎振動輻射噪聲與路面對輪胎的激勵密切相關，路面對輪胎的激勵頻率與路面紋理特征、胎面花紋的尺寸以及行駛速度密切相關［7］。

路面不平度的統(tǒng)計特性主要通過位移功率譜密度函數(shù)描述，如下式所示

式中n為空間頻率，單位 m-1；n0為參考空間頻率，n0=0.1 m-1；Gd（n0）為參考空間頻率為n0時的路面譜，稱為路面不平度系數(shù)，單位m2/m-1；w為頻率指數(shù)。利用式（4），通過AR模型重構的A級路面不平度如圖8所示，具體過程見文獻［15］。對路面不平度的位移功率譜功率進行換算，在速度為ν=19.44 m/s，n0=0.1 m-1，采樣頻率f=1 000 Hz的條件下，得到A級路面功率譜密度圖，如圖9所示。從圖9可知，在本文的參考車速下，路面激勵輸入的能量集中在500 Hz內(nèi)。

圖8 路面不平度Fig.8 Road unevenness

圖9 路面功率譜密度Fig.9 Road power spectrum density

路面激勵頻率與路面波長、胎面花紋尺寸以及速度密切相關，其關系可以用公式f=ν/λ描述，f為路面激勵頻率，ν為車速，λ為胎面花紋塊的長度或者路面紋理波長。Sandeberg和Descornet通過實驗研究發(fā)現(xiàn)，42～320 mm之間的路面波長是影響振動輻射噪聲的主要因素［7］。在70 km/h車速下，路面激勵范圍是60～460 Hz。考慮載重輪胎花紋塊的長度通常在40～65 mm之間，以及輪胎接地長度，在相同車速下，影響花紋塊振動的路面激勵頻率范圍為80～500 Hz。

綜合考慮路面波長、載重輪胎花紋塊尺寸、車速以及輪胎與路面作用的接地印痕長度對輪胎的影響，在振動輻射噪聲仿真預測中選取路面的徑向激勵頻率范圍為10～500 Hz，幅值為1N的簡諧函數(shù)作為路面激勵，計算掃頻間隔為3 Hz。

2.4 振動輻射噪聲預測

2.4.1 評價指標

輪胎噪聲水平采用A計權聲壓級表示。設有n個聲壓信號，其總聲壓級為

式中L1，L2，…，Li，…，Ln為n個聲壓信號，其平均值為L；相應地其各自對應聲壓值分別為P1，P2，…，Pi，…，Pn，參考聲壓P0=2×10-5Pa。

2.4.2 邊界元分析

利用邊界元方法對輪胎滾動過程中的輻射噪聲進行分析，求解邊界條件為通過振動模態(tài)疊加法獲得輪胎表面節(jié)點的振動位移。采用對稱面模擬路面對聲音的反射。仿真試驗參照ISO 362道路車輛噪聲測試標準中有關要求，該標準為歐盟輪胎標簽法規(guī)中采用的國際標準。參照上述標準，在聲學模型中建立輪胎、地面、測試聲墻和聲壓測點，測試聲墻位于平行于胎側平面距離接地中心位置7.5 m處，在聲墻上設置5個聲壓測點A，B，C，D，E，如圖10所示。

圖10 輪胎噪聲模擬測點布置Fig.10 Alignment of test points in acoustic simulation

在頻域范圍內(nèi)，輪胎滾動工況下的結構變形情況是其振動模態(tài)的疊加。因此，聲學求解的邊界條件是采用模態(tài)疊加法計算得到滾動輪胎表面振動位移。聲壓求解過程中，將輪胎表面節(jié)點位移映射的聲學網(wǎng)格表面，以參考聲速c=343 m/s，空氣密度為1.22 kg/m3進行求解。利用公式（8）計算5個測試點聲壓的均方根值，聲壓值計算結果如表8所示。

表8 輪胎滾動過程的聲壓預測Tab.8 Tire noise prediction in rolling procedure

從表8中可知，改變胎體輪廓結構對振動輻射噪聲影響較大，降噪量可達3.7 dB。結果表明，采用新非自然平衡輪廓設計可明顯改善輪胎的振動輻射噪聲，這是因為在400～600 Hz范圍內(nèi)，輪胎振動輻射噪聲主要是胎肩部位振動引起的，新非自然平衡輪廓設計可以改善胎肩部位的受力，使原始結構中胎肩部位最大受力位置向帶束層轉移，從而減輕了輪胎的胎肩部位的劇烈振動。

3 結果分析與討論

3.1 路面激勵下的輪胎振動響應

在上述模態(tài)分析的基礎上進行頻響分析，求解輪胎滾動過程中由于路面激勵產(chǎn)生的振動響應，路面激勵的施加如2.3小節(jié)所述，求解得到給定激勵下的輪胎表面節(jié)點位移。圖11（a）為在輪胎胎面上布置的3個頻響函數(shù)的測點（測點1位于下胎側靠近胎圈部位，測點2為輪胎接地中心點，測點3為胎肩處）；圖11（b）為輪胎不同位置在上述激勵作用下的位移響應。在路面激勵下，輪胎的胎面和胎側表現(xiàn)出強烈的振動。通過對比輪胎表面3個不同測點的位移頻響發(fā)現(xiàn)，胎面中心和靠近胎肩位置在激勵作用下位移響應顯著。大量研究表明，振動輻射噪聲的聲源 主要 位于胎 面 及 胎肩部位［8-10］，本 文 的 仿真結果與此結論相一致。為進一步對比新非自然平衡輪廓胎體結構設計與現(xiàn)行結構設計的頻響函數(shù)，胎面、胎肩和胎側的不同輪胎結構設計同一位置處的頻響函數(shù)如圖12和13所示。

圖11 輪胎表面測點頻響分析結果Fig.11 Tire frequency analysis results in tire surface

圖12 胎面測點頻響函數(shù)對比Fig.12 Comparison of frequency response function on tire surface test point

圖13 胎側測點頻響函數(shù)對比Fig.13 Comparison of frequency response function on sidewall test point

輪胎在路面激勵下的振動響應是引起振動輻射噪聲的主要原因，滾動輪胎節(jié)點表面位移的頻響函數(shù)與輪胎振動輻射噪聲密切相關。對比圖12和圖13中胎面和胎側位置的頻響函數(shù)可知，采用新非自然平衡輪廓設計的輪胎胎面和胎側位移在120 Hz左右的位移峰值明顯降低，且在整個頻段內(nèi)分布更加均勻。這是因為，采用新非自然平衡輪廓結構改變了胎體的共振頻率，從而避免了原始設計輪胎在路面激勵下產(chǎn)生的噪聲峰值。同時，新的胎體結構設計使得胎面部位更加平坦，緩解了輪胎撞擊路面的過程，使胎面位移波動在整個頻段內(nèi)分布更均勻。

3.2 接地壓力分布與胎面振動

輪胎與路面間的接地壓力分布直接影響輪胎振動輻射噪聲性能［4］。Doan等的研究表明輪胎胎面部位的振動是輪胎振動輻射噪聲的主要聲源，并得出降低輪胎接地面內(nèi)中心軸上的接地壓力可降低輪胎噪聲的結論［16］。因此，可從輪胎接地壓力分布和胎面受力方面對輪胎性能進行研究。

3.2.1 輪胎接地壓力偏度

接地壓力偏度值表征了接地面內(nèi)的壓力相對平均接地壓力的離散程度，是描述輪胎接地壓力分布的重要指標，其計算公式為

式中pi為接地面內(nèi)第i個點的接地壓力，ˉp為靜態(tài)接地分析中接地面內(nèi)壓力分布的平均值。現(xiàn)有研究表明，接地壓力偏度值可以作為衡量輪胎接地磨損性能的指標，在相同的工況下，接地壓力偏度值小，則表明輪胎磨損性能好。

現(xiàn)行設計與新非自然平衡輪廓輪胎與路面的接地印痕如圖14所示。

圖14 輪胎接地印痕對比圖Fig.14 Comparison of tire contact patch

對比圖14中兩種輪胎結構的接地印痕可知，新非自然平衡輪廓設計使得印痕的中心區(qū)域的受力發(fā)生改變，接地印痕形狀近似為矩形，這表明采用新非自然平衡輪廓設計，改變了接地壓力分布。

輪胎路面接觸面內(nèi)接地壓力偏度值的計算結果如表9所示。

表9 輪胎接地壓力偏度值Tab.9 Skewness of tire contact pressure

由表9可知，新非自然平衡輪廓結構設計的輪胎的靜態(tài)接地壓力偏度值降低了5.1%，最大接地壓力降低了30.7%，接地面積增加了2.2%。而輪胎滾動過程中與路面的各種作用力都呈現(xiàn)在與路面的接地面積中，接地面內(nèi)壓力的合理分配更加會對輪胎性能產(chǎn)生顯著影響。接地壓力偏度值的降低和接地面積的增加表明新非平衡輪廓設計可以使得接地區(qū)域內(nèi)胎面壓力分布更均勻，降低輪胎與路面接觸過程中的不規(guī)則振動，抑制輪胎偏磨，可有效改善胎面引起的振動輻射噪聲性能。

3.2.2 輪胎胎面振動

輪胎胎面振動與輪胎輻射噪聲相關性顯著，Doan通過試驗利用回歸分析得到了如下公式［16］

式中x（t）為胎面的振動位移；a0，a1為回歸系數(shù)；Pce為胎面位置的靜態(tài)接地壓力；Ksh為胎面彎曲剛度。由式（7）可知降低接地中心壓力或者增加胎面位置的彎曲剛度可降低胎面的振動，進而降低輪胎的振動輻射噪聲。圖15中給出了沿接地中心縱向軸線上輪胎接地壓力分布。

圖15 輪胎接地中心壓力分布Fig.15 Distribution of contact pressure in contact center axle

綜合公式（7）和圖15發(fā)現(xiàn)，新非自然平衡輪廓設計可以使得胎面在接地面中心處沿行駛方向上的接地壓力梯度（上圖中AB段直線的斜率）降低，從而抑制了胎面部位的振動。接地壓力分布在胎面接地中心軸線上接地壓力梯度值的降低使得輪胎沿行駛方向與路面撞擊過程更加平緩，降低了輪胎路面相互作用產(chǎn)生的振動輻射噪聲。

4 結 論

本文主要對295/80R22.5WSL60輪胎的振動輻射噪聲進行了分析，從結構設計角度研究了輪胎振動輻射噪聲降噪設計方法，得到了如下結論：

1）通過新非自然平衡輪胎胎體結構設計方案與現(xiàn)行設計方案對比發(fā)現(xiàn)，改變輪胎的結構設計可以使接地壓力偏度值降低5.1%，接地面積增加2.2%，使輪胎與路面相互接觸的作用力分布更均勻，輪胎撞擊路面的作用過程更加平緩，有效地改善輪胎接地過程。

2）采用新非自然平衡輪廓結構設計使輪胎充氣后的靠近胎肩部位的胎體輪廓的曲率增大，胎體受力分布更加均勻，抑制了滾動過程中胎側部位的劇烈振動，通過對胎體結構改進設計，改善輪胎自身在路面激勵下的振動響應，降低了輪胎振動輻射噪聲。

3）采用新非自然平衡輪廓設計輪胎內(nèi)輪廓可提升輪胎接地性能，降低輪胎振動輻射噪聲，降噪量較現(xiàn)行設計達3.7 dB，為低噪音輪胎結構設計提供指導。

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Tire vibration noise study of radial truck tire based on a new non-natural equilibrium design

LIANG Chen，ZHAO Fan，WANG Guo-lin，YANG Jian，ZHOU Hai-chao，WAN Zhi-jun
（School of Automobile and Traffic Engineering，Jiangsu University，Zhenjiang 212013，China）

This research aims at improving tire vibration noise by reducing tire vibration behavior in tire/road contact period through tire contour design.Firstly，the tire steady state rolling process is simulated by ALE method and the corresponding tire transient dynamic response is achieved.Considering the effect of tire contact pressure on tire vibration，the relationship between tire contact pressure and tire vibration noise is analyzed.The result shows that，the new non-natural equilibrium tire contour design will improve the tire road contact process and achieve a more evener tire contact pressure distribution，which improveds the tire noise level as far as 3.7 dB reduction relative to the original structure design.This research will provide a guideline for low noise tire structure design and effectively improve the tire vibration noise.

vibration noise；radial tire；new non-natural equilibrium tire contour design；structure design；contact pressure distribution

TB533+.2；U463.341

A

1004-4523（2015）05-0800-09

10.16385/j.cnki.issn.1004-4523.2015.05.016

梁晨（1985—），男，講師。電話：（0511）88780271-2603；E-mail：liangchen@ujs.edu.cn

2014-05-09

2014-10-14

中國博士后科學基金資助項目（2014M551509）；江蘇省2013年度普通高校研究生科研創(chuàng)新計劃項目（CXLX13-676）