帶束層結構參數對輪胎振動噪聲的影響分析

王 琦，翟輝輝，周海超，張穎文

（1.鎮江高等專科學校 交通學院，江蘇 鎮江 212028；2.江蘇大學 汽車與交通工程學院，江蘇 鎮江 212013）

目前，輪胎噪聲已成為汽車噪聲的主要組成部分，尤其是輪胎的振動噪聲對汽車的乘坐舒適性影響較大。歐盟新頒布的汽車噪聲法規包含新的測試方法和汽車噪聲限值，目前有85%的車輛沒有達到法規的要求。國內出口輪胎必須滿足歐盟對噪聲的法規要求。因此，降低輪胎的振動噪聲具有重要的理論和工程應用價值。

輪胎結構對其各項性能影響顯著，K. Yamagishi等[1]提出了乘用車輪胎最佳滾動輪廓理論，通過控制帶束層和胎體的張力優化輪胎輪廓，從而提升輪胎性能。H.Yamauchi等研究表明[2]，優化輪胎結構可有效抑制輪胎共振峰值的產生。B.S.Kim[3]研究了輪胎結構參數對振動噪聲性能的影響，指出胎體輪廓設計對輪胎振動噪聲影響顯著。張典等[4]根據輪胎的雙層結構耦合模型，設計了不同半鋼子午線輪胎胎體結構，并對各方案輪胎的噪聲進行了測試和對比分析，結果表明，不同頻率下輪胎噪聲的發聲機理略有差別，胎體骨架材料的種類和層數影響其振動特征，進而對輪胎噪聲產生影響。輪胎帶束層結構決定著輪胎質量和剛度的均勻性，會產生自激振動而向外輻射噪聲，雖然已有學者研究了結構對輪胎性能的影響，但僅停留在非帶束層結構影響振動噪聲或者帶束層結構影響其他性能方面[5-8]，尚未系統闡述帶束層結構設計參數對輪胎振動噪聲的影響規律及其原因。

本工作以295/80R22.5載重子午線輪胎為研究對象，結合模態聲學傳遞向量技術和聲學邊界元理論對輪胎的振動噪聲性能進行數值模擬，研究帶束層寬度和角度對輪胎振動噪聲的影響，并從輪胎固有頻率、胎面和胎側的振動加速度以及激勵力功率譜角度分析優化后輪胎的降噪機理。

1 輪胎振動噪聲的數值分析

295/80R22.5載重子午線輪胎的標準負荷為3 550 kg、標準充氣壓力為900 kPa。利用文獻[9]中的方法建立輪胎有限元模型。分析時將輪輞和路面定義為解析剛體。橡膠部分采用CGAX3和CGAX4R單元進行模擬，鋼絲簾線采用SFMGAX1和REBAR單元進行模擬。

本構模型是對理想化物質本構行為的數學和力學描述。因此，選取合適的超彈性本構模型描述橡膠材料的力學特征，對提高輪胎有限元分析的計算精度以及保證大變形分析過程中單元良好的形態、避免發生體積自鎖現象具有重要作用。將測得的橡膠拉伸數據輸入Abaqus軟件中，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-應變曲線如圖1所示。

圖1 不同本構模型擬合的胎肩墊膠應力-應變曲線

從圖1可以看出，在名義應變小于0.5時，Yeoh本構模型擬合的應力-應變曲線與試驗結果吻合較好。因此，本工作選用Yeoh模型描述輪胎橡膠的力學特性。輪胎各部位膠料的參數由單軸拉伸試驗數據擬合獲得。

為驗證所建立的有限元模型的正確性，采用法國OROS公司生產的動態信號分析儀對輪胎的模態特征進行測試。試驗時，輪胎處于懸置狀態，在輪胎表面取81個測點。

試驗激勵的施加方式為錘擊法，采用逐點錘擊的方式，利用加速度傳感器采集響應信號。將信號通過放大處理輸入到動態信號分析儀中，每個測點測量3次，取平均值，得到0～200 Hz頻率范圍內的傳遞函數，將其導入建有輪胎模型的Modal 2分析軟件中進行模態分析，從而得到輪胎前6階徑向模態的固有頻率和振型[10-11]。

在Abaqus軟件中，利用Block Lanczos法求出計算模態，并與試驗模態的頻率進行比較。結果表明，應用Abaqus軟件建立的輪胎有限元模型能很好地計算輪胎的各階模態[11]。

前期輪胎振動噪聲的數值分析結果表明[11]：聲學觀測點的振動噪聲頻響函數曲線的變化趨勢一致，但聲壓值略有差別；接地后端的聲壓級大于接地前端。這與葛欣等[12-13]的測試結論相吻合。

2 輪胎帶束層結構對振動噪聲的影響

帶束層是子午線輪胎的主要受力部件，其結構參數主要包括簾布層數，簾線角度、密度和排列方式，帶束層厚度、寬度和長度以及所采用的簾線結構與類型等。295/80R22.5 WSL60輪胎的帶束層為“3＋0”結構。其中，第1層為過渡層，第2和第3層為主要受力層，0°帶束層為保護層。本工作選取第2和第3帶束層的寬度和簾線角度作為設計參數，分析各參數變化對輪胎振動噪聲的影響。

2.1 試驗方案設計

以第2和第3帶束層寬度和簾線角度為影響因子，采用正交試驗方案[14]。帶束層簾線角度是指簾線鋪設方向所在直線與輪胎前進方向之間形成的銳角，并規定朝向左側為正值，朝向右側為負值。

依據載重子午線輪胎的設計原則及設計經驗，選擇如表1所示的因子水平。A，B，C，D分別代表第2帶束層簾線角度（°）、寬度（mm）和第3帶束層簾線角度（°）、寬度（mm）。根據正交試驗設計原則，選擇L9（34）正交試驗表安排試驗，對各方案輪胎的振動噪聲進行計算，結果如表2所示。

表1 帶束層寬度及簾線角度設計因子與水平

表2 帶束層結構正交試驗方案與輪胎噪聲

2.2 優化方案

為分析帶束層結構設計參數對輪胎T的影響，根據試驗結果建立極差（R）分析，結果見表3。

從表3可以看出，RA＞RC＞RB＞RD，4個因子對輪胎T的影響由大到小順序為A，C，B，D，即對輪胎T的影響由主到次順序為第2帶束層簾線角度、第3帶束層簾線角度、第2帶束層寬度、第3帶束層寬度。

表3 極差分析結果

此外，由表3可以看出最優水平為A1B3C2D3，即當第2帶束層簾線角度為12°、寬度為204 mm，第3帶束層簾線角度為-15°、寬度為126 mm時，帶束層結構設計方案最優，輪胎的T最小。

2.3 結果分析

經計算，帶束層結構參數最優組合方案下輪胎振動噪聲的A計權平均聲壓級為84.22 dB，較現行設計輪胎降低了7.55 dB。

帶束層結構優化前后輪胎某聲壓觀測點處的頻譜曲線如圖2所示。

圖2 帶束層結構優化前后振動噪聲聲壓頻譜曲線

由圖2可見：帶束層結構優化輪胎的振動噪聲聲壓峰值向高頻段轉移；在20～80 Hz頻段內，結構優化前后輪胎的振動噪聲頻譜曲線變化不大；在100～320 Hz頻段內，帶束層結構優化輪胎的振動噪聲頻譜特性曲線波動相對較小，出現噪聲峰值的峰數量相對較小；在320～500 Hz頻段內，帶束層結構優化前后輪胎的振動噪聲頻譜曲線變化較為明顯，結構優化的輪胎在440 Hz處的振動噪聲峰值顯著降低。

3 降噪機理分析

分別對現行結構設計和帶束層結構優化的輪胎從固有頻率、胎面和胎側振動加速度以及激勵力功率譜密度角度出發，分析噪聲降低的機理。

3.1 固有頻率

帶束層結構優化前后輪胎前6階模態的固有頻率如表4所示。

表4 帶束層結構優化前后輪胎前6階模態的固有頻率

由表4可知，帶束層結構優化后輪胎前2階模態的固有頻率低于現行設計輪胎，但3—6階模態的固有頻率高于現行設計輪胎。隨著帶束層結構優化后輪胎高階模態固有頻率的增大，輪胎的徑向振動更不容易被激發，從而使輪胎振動噪聲降低。同時說明，帶束層結構優化設計對輪胎振動噪聲性能的影響主要體現在中高頻段。

3.2 胎面和胎側振動加速度

輪胎表面振動加速度與噪聲有密切聯系。從頻響分析的角度出發，得到滾動過程中由路面激勵得到的加速度響應。輪胎滾動過程中振動主要來源于接地區和胎側部位，因此選取接地胎面的中心點和最大斷面寬處作為觀測點，如圖3所示。

圖3 胎面和胎側振動加速度測點

帶束層結構優化前后輪胎胎面和胎側測點的振動加速度響應如圖4所示。

由圖4可見：帶束層結構優化后，胎面和胎側表面測點振動加速度峰值顯著降低，且出現峰值的峰數量減小；胎面測點在100～180 Hz和260～350 Hz頻率范圍內振動加速度的峰值顯著降低，胎側測點在110 Hz處出現了一個明顯的加速度峰值，而在310～500 Hz頻段內，振動加速度降低較為明顯。結果表明，帶束層結構對胎面測點加速度的影響主要體現在中頻段，而對胎側測點加速度的影響則主要體現在高頻段。

圖4 帶束層結構優化前后輪胎加速度頻響函數曲線

3.3 激勵力功率譜密度

功率譜密度是結構在隨機動態負荷激勵下響應的統計結果，是一條功率譜密度S（ω）-頻率的關系曲線。其計算公式如下：

式中，t表示時間，s；Xt(ω)表示輪胎激勵力加速度的復函數；ω為角頻率，rad·s-1。可以看出，功率譜密度是一個非負實數，是一個頻域中的量，直接反映了頻域中不同頻率所對應的值（誤差或能量）。現行結構設計和優化設計后輪胎的激勵力功率譜密度曲線如圖5所示。

由圖5可以看出，帶束層結構優化后輪胎激勵力功率譜密度的峰值和數量顯著減小。聯系場點聲壓頻響函數可知，帶束層結構優化后輪胎的激勵力功率譜密度總體波動較小，在220～260 Hz和380～450 Hz頻率范圍內激勵力功率譜密度顯著減小，尤其在440 Hz處激勵力功率譜密度降低明顯。這說明振動噪聲的降低是由于帶束層結構優化后引起輪胎內部結構的自激激勵力顯著減小。

圖5 帶束層結構優化前后輪胎的激勵力功率譜密度曲線

4 結論

采用模態聲學傳遞向量技術和聲學邊界元理論對輪胎振動噪聲進行模擬分析，以295/80R22.5輪胎為例，研究了不同帶束層結構設計方案對輪胎振動噪聲的影響，得到如下結論。

（1）比較輪胎試驗模態和計算模態的特征參數，證明了振動噪聲模擬分析方法的準確性和實用性。

（2）帶束層結構影響輪胎振動噪聲的參數由主到次順序為第2帶束層簾線角度、第3帶束層簾線角度、第2帶束層寬度、第3帶束層寬度；優化帶束層結構參數為：第2帶束層簾線角度 12°，第2帶束層寬度 204 mm，第3帶束層簾線角度 -15°，第3帶束層寬度 126 mm。

（3）帶束層結構優化后輪胎高階模態的固有頻率增大，振動噪聲頻譜曲線波動減小，出現噪聲峰值數量相對較小，且顯著降低了輪胎在440 Hz處的噪聲峰值，降噪量達到7.55 dB。帶束層結構優化后輪胎顯著降低了胎面、胎側表面測點振動加速度和激勵力功率譜密度的峰值。

本工作的研究結果為降低輪胎振動噪聲提供了理論指導和現實依據。