胎面結構設計參數對輪胎振動噪聲的影響

裴曉朋,王國林,周海超,趙　璠

(江蘇大學 汽車與交通工程學院,江蘇 鎮江 212013)

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胎面結構設計參數對輪胎振動噪聲的影響

裴曉朋,王國林,周海超,趙璠

(江蘇大學 汽車與交通工程學院,江蘇 鎮江 212013)

摘要:為了研究胎面結構設計參數對輪胎振動噪聲的影響及降噪機理,以295/80R22.5載重子午線輪胎為研究對象,利用模態聲學向量技術對輪胎振動噪聲進行模擬分析,采用面板聲學貢獻度分析方法研究在噪聲聲壓峰值所對應頻率下輪胎外輪廓各部件的聲學特性,找到胎面為主聲學正貢獻部件. 選取顯著影響胎面結構的參數為設計變量,通過正交試驗法分析各參數改變對輪胎振動噪聲的影響規律. 結果表明,輪胎振動噪聲隨帶束層端點至旋轉軸半徑以及胎冠點至旋轉軸半徑的增大而減小,隨帶束層壓力分布形狀系數以及帶束層壓力分擔率的增加先減小后增加. 通過正交試驗極差分析得到低噪聲輪胎的最優胎面參數組合,并從輪胎各部件對振動噪聲的貢獻度角度揭示了低噪聲輪胎的降低機理.

關鍵詞：載重子午線輪胎；面板聲學貢獻度；正交試驗；振動噪聲

噪聲污染與大氣污染、水污染并列為3大環境污染,交通噪聲污染為噪聲污染的重要組成部分,受到廣泛關注. 高速行駛時的輪胎噪聲為汽車噪聲的主要來源,當載重車輛行駛在60 km/h以上時,輪胎噪聲占整車噪聲的30%以上. 歐盟、美國、日本等國家和地區的輪胎標簽法以及我國出臺的《綠色輪胎技術規范》均對輪胎噪聲性能提出了明確的要求及實施期限. 據統計,中國近一半輪胎噪聲性能達不到歐盟輪胎標簽法的要求. 然而,輪胎噪聲的發聲機理復雜,受多種因素影響,目前尚未有統一的設計思路來指導低噪聲輪胎設計[1].

Ruhala等[2]采用實驗方法指出在頻率為600 Hz以下胎側振動是輪胎振動噪聲的主要原因. Takayuki等[3]采用聲全息技術確定了在頻率為500 Hz以下輪胎胎側振動是滾動輪胎輻射噪聲的主要因素. Lopez等[4]建立了輪胎滾動過程中的動態模型,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響應. 法國Perlsse[5]進行了滾動輪胎徑向振動實驗,并且計算了輪胎在靜態載荷作用下,純滾動狀態下接地印跡長,表明了胎面和胎側振動為相干源. 張濤[6-9]運用有限元和邊界元法相結合的方法,對輪胎的結構振動噪聲進行研究,提出了在頻域上計算輪胎振動噪聲的方法,并分析了運行參數和結構參數對輪胎結構振動噪聲頻率和空間分布特性的影響. 但以往研究只定性的得出胎面和胎側振動是滾動輪胎產生噪聲的主要原因,尚未定量分析胎面和胎側的振動對輪胎振動噪聲的貢獻程度,且對低噪聲輪胎結構優化及其降噪機理研究尚不充分.

本文以載重子午線輪胎295/80R22.5為研究對象,利用模態聲學傳遞向量技術模擬分析輪胎振動噪聲以及輪胎外輪廓各部件對其的聲學貢獻度. 利用正交試驗方法分析影響胎面結構設計的4個設計參數改變對輪胎振動噪聲的影響規律,并得到使輪胎振動噪聲值最小的最優胎面設計參數組合. 在此基礎上,從輪胎外輪廓聲學貢獻角度分析輪胎振動噪聲降低的原因,從而為低噪聲輪胎結構設計提供參考依據.

1理論基礎

由運動學方程、連續性方程和物態方程可以得到聲波的線性方程：

(1)

式中：▽2為Laplace算子,c為流體介質中的聲速,p為聲壓,t為時間.

在線彈性流體介質內,聲壓p應滿足Helmholtz微分方程：

▽2p+k2p=0.

(2)

式中：k=ω/c,ω為聲源簡諧振動圓頻率.

和流固界面條件：

(3)

式中：i為虛數單位,ρ為密度,n為邊界面的外法向，vn為結構表面指向流體域的法向振速．

以及Sommerfeld輻射條件：

(4)

式中：r為空間聲場內任意的場點.

Helmholtz微分方程的基本解為

G(Q,P)=exp(-ikr)/4πr .

(5)

結合方程(1)、(2)、(3)、(4)、(5),可得到聲場中任一點P處采用單層勢ξ和雙層勢μ表示的間接積分方程：

(6)

式中：Q為結構表面內的任意點,單層勢ξ為結構表面的速度差,雙層勢μ為聲學邊界表面的聲壓差s為結構表面.

2輪胎振動噪聲仿真分析

2.1輪胎有限元分析模型建立

以某公司生產的295/80R22.5載重子午線輪胎為研究對象,利用ABAQUS軟件,采用文獻[10]中的方法建立帶縱溝花紋的輪胎三維有限元模型,如圖1所示. 橡膠部分采用CGAX3和CGAX4R單元模擬,鋼絲簾線采用SFMGAX1和REBAR單元模擬.

圖1　輪胎三維有限元模型Fig.1　Three dimensional tire finite element model

橡膠本構模型的選取對提高模擬分析方法的計算精度、保證大變形分析過程中橡膠單元保持良好的形態、避免發生體積自鎖現象具有重要作用. 將測得的橡膠的拉伸數據輸入ABAQUS軟件,并利用其自帶的OGDEN、Neo-hookean和Yeoh等橡膠本構模型分別進行擬合. 以胎肩墊膠為例,其材料應力σ和應變ε曲線擬合如圖2所示.

圖2　不同本構模型的胎肩墊膠擬合曲線Fig.2　Fitting curves of tire shoulder rubber for different constitutive models

由圖2中可以看出,在名義應變小于0.5的范圍內,Yeoh本構模型可以較好地擬合試驗數據,因此本文選用Yeoh模型描述輪胎膠料的力學特性. 輪胎各部位的膠料參數由單軸拉伸試驗數據擬合獲得.

參照文獻[10]的方法對輪胎進行加載分析,載荷為額定載荷3 550 kg,氣壓為額定氣壓0.9 MPa. 在ABAQUS軟件中完成對輪胎的裝配、充氣、加載和穩態自由滾動分析.

2.2輪胎模態試驗及有限元分析

模態分析是一種以試驗為基礎的結構動態特性分析方法,為驗證輪胎有限元模型建立的正確性,采用法國OROS公司的動態試驗設備進行輪胎的模態試驗. 在試驗過程中,輪胎處于自由懸置狀態,如圖3所示,輪胎表面布置81個均布的測點.

圖3　輪胎模態試驗實物圖Fig.3　Scheme of tire mode test

本次試驗采用錘擊法激勵,利用加速度傳感器測量響應信號. 將激勵和響應信號放大后輸入動態分析儀,分析處理得到0～200 Hz傳遞函數,每測點錘擊3次,經線性平均后將該點的傳遞函數保持到計算機中. 由模態分析軟件得到輪胎自由懸置狀態下前六階固有頻率和振型如圖4所示.

輪胎自由模態的有限元分析采用Block Lanczos法,并將有限元分析得到的前六階模態固有頻率仿真值fβ和試驗測試得到的前六階模態固有頻率試驗值fγ進行對比,兩者之間的誤差用ζ表示,對比如表1所示,其中j為模態階次.

圖4　輪胎前六階模態振型圖Fig.4　Mode shape of tire first 6th mode

Tab.1Comparison of tire natural frequency of former six modal

jfγ/Hzfβ/Hzζ/%181.2359.1727.2291.4576.1516.73109.3396.7511.54128.78117.628.75149.14136.726.26169.5152.2510.2

由表1可知,輪胎有限元模型能較好的計算出輪胎的各階模態. 計算模態頻率普遍比試驗模態偏低,其中前2階模態固有頻率相對誤差較大,第3階到第6階模態的固有頻率的相對誤差在10%左右.

輪胎前6階模態固有頻率的試驗值與仿真值對比曲線fα-j如圖5所示,由圖5中可以看出,試驗值與仿真值卻有很好的一致性.

圖5　輪胎前六階模態固有頻率對比Fig.5　Comparison of tire natural frequency of former six modal

這主要是因為建立輪胎有限元分析模型時,對其結構進行了簡化,且忽略了輪輞,導致輪胎質量降低. 根據質量與固有頻率的關系,質量越小,固有頻率應越高,但輪胎質量的減小同時也減小了輪胎胎體剛度,且對胎體剛度的影響大于對質量的影響. 因此,輪胎有限元模態分析的固有頻率小于輪胎模態試驗測得的固有頻率.

綜合考慮上述因素,可以得出該數值仿真模型具有一定的可靠性.

2.3輪胎振動噪聲數值分析

2.3.1輪胎聲學邊界元模型建立將受載變形狀態下的輪胎有限元模型導入到Hypermesh中提取面網格,為了避免聲能量泄露,在輪輞處設置圓形區域將聲學邊界元模型封閉起來,建立輪胎聲學邊界元分析模型,如圖6所示.

圖6　輪胎聲學邊界元分析網格Fig.6　Mesh used for BEM calculation

模型共16 440個單元,16 434個節點. 該模型的節點與滾動分析的有限元模型相應的節點號和節點坐標完全一致. 從而保證了有限元振動信號傳遞到邊界元網格的準確性.

考慮到輪胎的對稱性,根據GB/T3767-1999《聲學-聲壓法測定噪聲源聲功率級-反射面上方近似自由場的工程法》,在其周圍建立半徑為1 m的半圓罩型模型,該模型定義了19個聲學觀測點. 分析時定義路面為剛性反射面. 輪胎振動噪聲聲壓值通過聲壓疊加的方法計算場點網格19個觀測點的A計權聲壓均值. 通過計算分析得知,場點網格上的19個聲學測點的聲壓頻響函數曲線變化趨勢一致,只是聲壓值的大小不同. 不失一般性,本文通過觀測場點網格上聲學觀測點,分析輪胎外輪廓結構各部件的聲學貢獻度. 聲學分析模型與聲學觀測點如圖7所示.

圖7　聲學模型與聲學觀測點Fig.7　Acoustic model and Acoustic study point

2.3.2輪胎振動噪聲數值分析合理選取路面激勵對準確預測輪胎振動噪聲具有重要作用. 本文利用ABAQUS隱式向顯式傳輸功能,在ABAQUS/Explicit模擬輪胎滾動分析,所得的路面激勵作為輪胎振動噪聲計算的輸入激勵. 提取輪胎在路面穩態滾動一周后的徑向力作為激勵,徑向力F隨時間t的變化如圖8所示.

圖8　時域內輪胎與路面徑向激勵力Fig.8　Excitation force between tire and road in time domain

在此基礎上,對徑向激勵力進行傅里葉變換,得到輪胎振動噪聲計算所需的頻域上的激勵力,如圖9所示.

圖9　頻域內輪胎與路面徑向激勵力Fig.9　Excitation force between tire and road in frequency domain

以此力作為激勵力施加在輪胎與路面接觸的中心點,導入輪胎模態分析結果求其模態參與因子. 在聲壓求解過程中,通過數據轉移將輪胎表面節點信息映射到聲學網格上,運用模態聲學傳遞向量技術計算原始設計20 Hz到500 Hz輪胎振動噪聲值為78.79 dB. 場點網格觀測點處的聲壓級Lp與頻率f之間的關系,如圖10所示.

圖10場點聲壓頻響函數曲線Fig.10　Field sound pressure frequency response function curve

從圖10分析可知,295/80R22.5型全鋼載重子午線輪胎現形設計主要聲壓峰值所對應的頻率為116、146 、296、338 、374 Hz.

3輪胎外輪廓聲學貢獻度分析

3.1面板聲學貢獻度分析方法

面板聲學貢獻度分析方法能夠量化每個結構部件對輻射噪聲的貢獻程度,并且已經廣泛應用于汽車行業中[11].

當某個部件的聲學貢獻相位與總的聲學貢獻的相位一致,并且該部件的聲壓貢獻幅值最大,稱為主最大聲學正貢獻部件. 當某個部件的聲學貢獻相位與總的聲學貢獻相位相反時,并且該部件的聲壓貢獻最大,稱為主最大負貢獻部件. 所以,在進行結構修改前,確定對輪胎外輻射聲場貢獻較大的輪胎外輪廓部件,并采取相應的控制策略,取得的降噪效果最理想.

3.2輪胎外輪廓聲學貢獻度分析模型建立

為定量分析在如圖10所示5個峰值頻率下,輪胎外輪廓各部位對輪胎振動噪聲的貢獻大小,將載重子午線輪胎295/80R22.5的外輪廓分成了6個部件,分別定義為胎面(Tread)、上胎側(Side-upper)、中胎側(Side-middle)、下胎側(Side-lower)、耐磨橡膠(Abrasion)和輪輞部件(Yuan),如圖11所示.

1- 胎面； 2-上胎側 ；3-中胎側； 4-下胎側 ；5-耐磨橡膠； 6-輪輞區域圖11　輪胎外輪廓各部件模型Fig.11　Tire outer contour panel model

3.3輪胎外輪廓聲學貢獻度分析

從圖10中可以看出在頻率f=116、146、296、338、374 Hz時,聲壓出現較為明顯的峰值. 因此,降低輪胎的振動噪聲,可降低對應頻率下主最大聲學正貢獻部件的噪聲. 輪胎外輪廓各部件l在f=116、146、296、338、374 Hz 處峰值頻率下的聲壓幅值Lp和相位θ貢獻直方圖如圖12所示.

圖12　輪胎外輪廓部件聲學貢獻度Fig.12　Tire outer contour panel acoustic contribution

由圖12可知,在f=116 Hz時,Tread、Side-upper和Abrasion為正貢獻部件,并且Tread的聲壓幅值貢獻最大,為主最大正貢獻部件. 而Side-middle、Side-lower和Yuan的相位貢獻與總的相位相反,是負貢獻部件；在f=146 Hz時,Tread、Side-upper和Abrasion部件的相位與總的貢獻相位一致,為聲學正貢獻部件. Tread聲壓幅值最大,是主最大聲學正貢獻部件. 而Side-middle、Side-lower和Yuan的相位貢獻與總的相位相反,是聲學負貢獻部件；在 f=296 Hz時,Tread、Side-middle、Side-lower和Abrasion的相位與總的貢獻的相位一致,都是聲學正貢獻部件. Tread的聲壓幅值最大,是主最大聲學正貢獻部件. 而Side-upper和Yuan的相位與總的貢獻相位相反,為負貢獻部件；在f=338 Hz時,Tread、Side-upper和Abrasion的相位與總的貢獻的相位一致,都是聲學正貢獻部件. 而Side-middle、Side-lower和Yuan的相位與總的貢獻相位相反,為聲學負貢獻部件；在f=374 Hz時,輪胎外輪廓各部件的相位與總的貢獻相位一致,都是正貢獻部件. 綜上所示,在5個峰值頻率下胎面和耐磨膠為聲學正貢獻部件,而胎面的聲壓幅值較大. 因此,分析胎面結構對輪胎振動噪聲的影響具有重要意義.

4胎面結構參數對輪胎振動噪聲的影響

4.1試驗方案設計

正交試驗能夠有效的研究多因素多水平的設計方法,并已用于輪胎外輪廓設計參數的優化中[12]. 為分析胎面結構參數對輪胎振動噪聲的影響,選取顯著影響輪胎胎面結構設計參數的帶束層端點至旋轉軸半徑rd(mm)、帶束層壓力分布形狀系數α、帶束層壓力分擔率τ0和胎冠點至旋轉軸半徑rk(mm)為設計變量[13],其中帶束層壓力分布形狀系數是指帶束層壓力分擔率的分布形狀,當α=0時,表明帶束層壓力分擔率的分布是均勻的；當α=0.625時,表明帶束壓力分擔率是呈拋物線形狀分布；當α=0.375時,表明帶束層壓力分擔率的分布是介于兩者形狀之間的分布. 帶束層壓力分擔率是指帶束層與胎體接觸面上的接觸壓力通常可以代表帶束層對充氣壓力的分擔程度,可以表示為

(7)

式中：σn為帶束層與胎體層之間的法向接觸應力,pλ為充氣壓力.

研究以上參數對輪胎振動噪聲的影響,設計參數如圖13所示.

圖13　設計參數示意圖Fig.13　Design parameters

選用正交表L9(34)安排試驗,每個因素3個水平,如表2所示為正交試驗因素水平表.

表2　因素水平

利用正交試驗表安排試驗方案,并利用本文方法對各方案的輪胎振動噪聲進行計算,其結果如表3所示.

表3　實驗正交表L9(34)及試驗結果數據

4.2極差分析

為分析rd、α、τ0、rk設計參數對輪胎振動噪聲的影響,根據表3的試驗結果,建立極差分析,結果如表4所示. 表中：Lp1為不同水平情況下對應的聲壓級的平均值，Rj為極差,通過Rj的大小可以判斷各因素對輪胎振動噪聲的影響的主次順序. 由表4可知，胎冠點至廢轉軸半徑對輪胎振動噪聲的影響最為顯著，其次為帶束層壓力分布形狀系數、帶束層壓力分擔率和帶束層端點至旋轉軸半徑.此外，通過對比不同水平情況下對應的輪胎振動噪聲聲壓級平均值的大小，可以確定各因素的優水平，即rd=487.13 mm,α=0.2、τ0=0.8、rR=495.94 mm時輪胎振動噪聲聲壓級值最小.利用本文提出的方案對最優組合方案的輪胎振動噪聲進行計算，其值為75.27 dB,降噪量達3.5 dB.

表4　綜合評判極差分析結果

圖14　聲壓均值主效應圖Fig.14　Main effects plot of Mean Sound Stress

為進一步研究這4個設計參數對輪胎振動噪聲的影響規律,如圖14所示為各設計參數對振動噪聲的影響.

由圖14可知,輪胎振動噪聲隨帶束層端點至旋轉軸半徑以及胎冠點至旋轉軸半徑的增大而減小；輪胎振動噪聲隨帶束層壓力分布形狀系數以及帶束層壓力分擔率的增加先減小后增加,兩者之間存在使輪胎振動噪聲為最小的值.

4.3降噪機理分析

為分析結構優化后輪胎的振動噪聲降低原因,對優化前后輪胎外輪廓的聲學貢獻度進行了對比,結果如圖15所示.

圖15　峰值頻率下輪胎外輪廓聲學貢獻度對比Fig.15　Comparison of tire outer contour panel acoustic contribution at five peak frequency

從圖15中可以看出,在f=116 Hz時,優化后的輪胎外輪廓結構降低了聲學正貢獻部件Tread、Side-middle和Side-lower的聲壓幅值貢獻,同時Side-upper、Abrasion和Yuan部件變為聲學負貢獻部件；在f=146 Hz時,優化后的輪胎外輪廓結構降低了Tread、Side-upper和Side-middle部件的聲學正貢獻部件的聲壓幅值,Side-lower變為聲學負貢獻部件；在f=296 Hz時,優化后的輪胎外輪廓結構降低了聲學正貢獻部件Tread和Side-lower的聲壓幅值貢獻,Side-upper和Side-middle變為聲學負貢獻；在f=338 Hz時,優化后的輪胎外輪廓結構降低了聲學正貢獻部件Tread的聲壓幅值貢獻,Side-upper和Side-middle變為聲學負貢獻部件；在f=374 Hz時,優化后的輪胎外輪廓結構降低了聲學正貢獻部件Side-upper、Side-lower的聲壓幅值貢獻,Side-middle和Yuan變為負貢獻部件. 通過對比分析優化前后輪胎外輪廓聲學貢獻度可以看出,優化后的輪胎結構降低了主最大聲學正貢獻部件胎面的聲壓幅值. 同時也增加了輪胎外輪廓結構聲學負貢獻部件的數量,進而降低了輪胎振動噪聲.

5結論

(1)在選取的影響胎面結構設計的4個設計參數中,輪胎振動噪聲隨著帶束層端點至旋轉軸半徑以及胎冠點至旋轉軸半徑的增大而減小；輪胎振動噪聲隨著帶束層壓力分布形狀系數以及帶束層壓力分擔率的增加先減小后增加；

(2)通過結構優化設計能夠改變輪胎外輪廓的聲學貢獻特性,降低輪胎振動噪聲；

(3)本文僅針對風神輪胎股份有限公司生產的295/80R22.5型載重子午線輪胎進行研究,研究對象相對較少. 在接下來的研究中,將增加輪胎的數量和類型,通過多組統計分析得出適合輪胎振動噪聲的普適性結論,從而指導低噪聲輪胎結構設計；

(4)本文只是通過輪胎外輪廓聲學貢獻度方法分析得到輪胎胎面為主聲學正貢獻部件,并沒有從內部結構分析其原因. 在接下來的課題研究中,將從內部結構對輪胎振動噪聲的貢獻度分析,揭示其產生的原因；

(5)由于試驗條件的限制,本文未能對新設計的輪胎樣品進行噪聲測試,但是目前已經完成樣胎的試制,準備送往歐洲進行輪胎室外通過噪聲測試.

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Influence of tread design parameters on tire vibration noise

PEI Xiao-peng,WANG Guo-lin,ZhOU Hai-chao,ZhAO Fan

(SchoolofAutomotiveandTrafficEngineering,JiangSuUniversity,Zhenjiang212013,China)

Abstract:The radial heavy duty tire 295/80R22.5 was taken as the object of the research, in order to research the effects of tread design parameters on tire vibration noise and the mechanism of noise reduction. Tire vibration noise was computed by using modal acoustic transfer vector technolog. Then the acoustic characteristics of tire outer contour panels at the peak frequency was analyzed using acoustic contribution method. Tread is the main acoustic positive panel. Parameters influence tire tread design were selected to analyze the effect of these parameters on tire vibration noise by orthogonal method. Results show that the tire vibration noise decreases;with the increase of the radius of the belt layer to the axis of rotation and the radius of tire tread to the axis of rotation, with the increase of the shape coefficient of belt layer pressure rate and the belt layer pressure rate, the tire vibration noise decreases at first and then increase. The optimal tread parameters of the low-noise were obtained by the orthogonal test range analysis. The reasons why the tire vibration noise was reduced were studied by means of acoustic contribution．

Key words:heavy duty radial tire; acoustic contribution; orthogonal test; vibration noise

收稿日期：2015-05-30.浙江大學學報(工學版)網址： www.journals.zju.edu.cn/eng

基金項目：國家自然科學基金資助項目(51405201)；江蘇省汽車工程重點實驗室開放基金項目資助(QC201303)；江蘇省2013年度普通高校研究生創新計劃資助項目(CXLX13_676).

作者簡介：裴曉朋(1991-)，男，碩士生，從事現代汽車輪胎結構設計等研究.ORCID：0000-0002-5475-038X. Email：pxp@ujs.edu.cn通信作者：王國林，男，教授，博導.ORCID：0000-0001-6936-6535. Email：glwang@ujs.edu.cn

DOI:10.3785/j.issn.1008-973X.2016.05.009

中圖分類號：U 463.341

文獻標志碼：A

文章編號：1008-973X(2016)05-0871-08