室外測試輪胎空腔共鳴噪聲的室內驗證方法

張 勇，郝鵬程，張 舜，喬元梅，田 苗

（青島雙星輪胎工業有限公司，山東 青島 266400）

汽車噪聲、振動和聲振粗糙度（NVH）性能是決定其市場競爭力的重要因素之一，隨著發動機振動和噪聲的不斷降低以及新能源車輛的推廣，整車廠對汽車NVH性能的要求越來越高，這對輪胎噪聲也提出了更高的要求[1-5]。輪胎充氣后與輪輞形成密閉空腔，在滾動過程中胎面和胎側不斷產生形變并受到來自路面的激勵，輪胎空腔內的氣體介質在胎面和胎側的激勵下產生振動，特殊情況下會形成輪胎空腔介質的共振，進而通過車體結構和空氣傳遞到駕駛艙內，產生200～250 Hz頻率范圍內的令人反感、難以忍受的低頻噪聲，即空腔共鳴噪聲[6-8]。

根據一些汽車廠對于噪聲頻率的劃分，本研究將25～50 Hz頻率范圍內的噪聲定義為鼓噪，將60～400 Hz頻率范圍內的噪聲定義為路噪，將600～3 150 Hz頻率范圍內的噪聲定義為胎噪，而將200～250 Hz頻率范圍內采集到的噪聲數據用于輪胎空腔共鳴噪聲的研究。

本工作根據實車測試駕駛艙空間內的輪胎空腔共鳴噪聲，通過室內噪聲測試進行驗證，研究兩者的相關性，并優選出最佳的輪胎結構設計方案。

1 實驗

1.1 主要設備

TR0100ASTA.01室內單胎轉鼓試驗機（半消聲室，可以模擬室外試驗條件狀態），奧地利AVL公司產品；SCM205多通道振動噪聲分析系統，LMS模態探測儀和NVH測試系統（用于數據采集和分析，具備時域和頻域NVH試驗數據處理功能），德國西門子公司產品。

1.2 室外噪聲測試條件

汽車試驗場為高環瀝青路面，溫度為－2～7℃，西南風1級，車速為0～120 km·h-1。

1.3 模態測試

模態是結構系統的固有振動特性。每一個模態具有特定的固有頻率、阻尼比和模態振型。這些模態參數可以由計算或試驗分析得到，即模態分析，模態分析法也可以定義為采用結構的振動模態來描述和分析結構的動態行為[9-10]。

模態分析的最終目標是在識別出系統的模態參數基礎上，為結構系統的振動特性分析、振動故障診斷和預報以及結構動力特性的優化設計提供依據，采用模態分析法對輪胎進行建模的優勢是只需要較少的參數就可以精確地描述輪胎的振動行為[11-13]。

1.3.1 試驗條件

使用鋁制輪輞6J×17，充氣壓力為203和250 kPa。

1.3.2 試驗方法

（1）將輪胎充入測試充氣壓力，室溫停放4 h。

（2）在輪輞中心孔上下對應兩側及頂部胎面粘貼加速度傳感器，使3個加速度傳感器盡量保證在一條直線上且傳感器坐標軸指向共線。

（3）采用阻尼連接將輪輞吊離地面適當距離（見圖1）。

圖1 輪胎模態試驗裝置

（4）依次延鉛垂線方向敲擊輪輞中心孔及2個速度傳感器附近（各敲擊至少5次）。

（5）采集胎面加速度傳感器反饋信號。

（6）對信號進行處理，得到傳遞函數。

1.4 室內噪聲測試

試驗溫度為22 ℃，檢測輪輞為6.5J×17，充氣壓力為203和250 kPa，負荷為487.5 kg。

2 結果與討論

2.1 室外測試結果

（1）NVH性能。在光滑瀝青路面以55 km·h-1速度行駛時，輪胎B后排空腔共鳴噪聲明顯大于輪胎A（大3.6 dB），輪胎C后排空腔共鳴噪聲明顯大于輪胎A（大4.6 dB），且較輪胎A連續；輪胎B和C的胎噪略大于輪胎A，鼓噪和路噪無明顯差異。

（2）操縱穩定性。輪胎A與B在舒適性和抓著性能方面相近，但輪胎B操縱穩定性轉向響應和支撐感好于輪胎A；輪胎C在舒適性方面差于輪胎A，抓著性能相近，操縱穩定性轉向響應和支撐感優于輪胎A。

駕駛員右耳和右后乘客左耳噪聲測試數據見表1。車內空腔共鳴噪聲頻譜如圖2所示。

表1 駕駛員和乘客位置噪聲測試數據 dB（A）

圖2 車內空腔共鳴噪聲頻譜（右后乘客左耳）

由表1和圖2可以看出，空腔共鳴噪聲由小到大的順序為輪胎A、輪胎B、輪胎C，胎噪由小到大的順序為輪胎C、輪胎B、輪胎A；鼓噪和路噪無明顯差異。

因低速空腔共鳴噪聲為通過主觀評價的必達指標，而輪胎A的空腔共鳴噪聲是可接受水平，但胎噪較大；輪胎B僅在右后乘客左耳處空腔共鳴噪聲較大，且胎噪與輪胎C接近，均較小。

綜上測試結果，在輪胎B基礎上減小低速空腔共鳴噪聲。

2.2 模態分析試驗結果

輪胎噪聲模態分析結果見圖3。由圖3可得出如下結論。

圖3 輪胎噪聲模態分析結果

（1）輪胎A與B模態固有頻率基本重合，兩者都在101.54，219.91，375.65，827.29和1 397.30 Hz等頻率下存在固有模態。

（2）輪胎B節距數量為83個，可計算56 km·h-1時對應花紋塊激振頻率為667.32 Hz，不在顯著的固有模態頻率上，因此可排除花紋塊影響形成的共振。

2.3 室內噪聲測試數據

203和250 kPa充氣壓力下室內噪聲測試數據見表2—5。203 kPa充氣壓力下室內噪聲頻譜見圖4，203和250 kPa室內噪聲頻譜彩圖分別見圖5和6。

表2 室內鼓噪和空腔共鳴噪聲測試結果（203 kPa） dB（A）

表3 室內路噪和胎噪測試結果（203 kPa） dB（A）

表4 室內鼓噪和空腔共鳴噪聲測試結果（250 kPa） dB（A）

圖4 203 kPa充氣壓力下輪胎的噪聲頻譜

圖5 203 kPa充氣壓力下輪胎的噪聲頻譜彩圖（55 km·h-1）

圖6 250 kPa充氣壓力下輪胎的噪聲頻譜彩圖（55 km·h-1）

由表2—5及圖4—6可以得出如下結論。

（1）車速微小的變化就會引起輪胎空腔共鳴噪聲較大的變化，例如充氣壓力為203 kPa時，55 km·h-1速度下，輪胎B的空腔共鳴噪聲最大值比輪胎A小3.90 dB（A），均方根值小2.94 dB（A）；56 km·h-1速度下，輪胎B的空腔共鳴噪聲最大值比輪胎A小5.23 dB（A），均方根值小3.98 dB（A）。

（2）隨著充氣壓力的增大，230～250 Hz頻率范圍內噪聲逐漸增大，并有最大噪聲頻率提高的趨勢（219.22 Hz存在固有頻率）。

2.4 解決方案思路及室內驗證

降低輪胎空腔共鳴噪聲一般從以下兩個方面考慮。

（1）研究車輛模態，規避車輛相關聯的固有頻率，避免共振現象。施工設計變化對空腔共鳴噪聲的改善效果不大，但因為聲音在氦氣中的傳播速度大于在空氣中的傳播速度，通過充入氦氣可以有效改變輪胎腔體的模態；也可以改變輪輞的材質，鋁制輪輞的共振頻率遠大于鋼制輪輞，輪輞與腔體之間的結構聲學耦合可以被削弱[14]。

（2）輪胎設計時考慮聲音吸收，例如貼吸音海綿，可根據輪胎規格在腔體內表面胎冠不同位置進行周向粘貼。

在輪胎B的基礎上進行改善，方案1輪胎將基部膠厚度由1.5 mm調整為2 mm，方案2輪胎在方案1輪胎的基礎上將冠帶條二層平鋪改為S形纏繞，張力由25 N調整為75 N，方案3輪胎在方案2輪胎的基礎上充入氦氣，方案4輪胎在方案2輪胎的基礎上貼上吸音海綿。采用室內測試方法對不同方案輪胎噪聲進行測試，數據分析要求如下。

（1）采用連續增速法44～70 km·h-1測量（速度范圍及速度選擇可以根據需要自行確定）。

（2）數據分析選取4種不同頻率區間（198～315 Hz，217～244 Hz，最大值頻率±4.8/6.4 Hz）。

（3）測試結果提供兩種能量值的計算方式：最大值和均方根值。不同解決方案輪胎室內空腔共鳴噪聲測試結果見表6，傳遞函數曲線見圖7。

表6 不同解決方案輪胎室內空腔共鳴噪聲測試結果 dB（A）

圖7 傳遞函數曲線

從表6和圖7可以得出如下結論。

（1）方案3和方案4輪胎的空腔共鳴噪聲明顯低于輪胎A[（3～7 dB（A）]，噪聲最大值由小到大為方案3輪胎、方案4輪胎、輪胎A、方案2輪胎、輪胎B、方案1輪胎，但方案1輪胎噪聲均方根值比輪胎B減小。

（2）方案3和方案4輪胎在198～315 Hz頻率范圍內空腔共鳴噪聲最大值對應的速度變化與空腔共鳴噪聲消失有關（為其他頻率下的最大值）。

（3）施工方案改進可使空腔共鳴噪聲最大值減小0.5～2.5 dB，說明調整施工設計可減小空腔共鳴噪聲，但效果不大。

（4）方案3和方案4輪胎198～315 Hz頻率范圍內模態峰值減小。

3 結論

（1）輪胎室內噪聲模擬試驗結果與輪胎室外噪聲測試結果之間具有相關性，可以采取多種方案先進行室內模擬測試，優選方案再進行室外測試，可以縮短輪胎開發時間及節約成本，從陣型來看，室內噪聲模擬試驗頂端位置的麥克風能更好地反映輪胎空腔共鳴噪聲輻射特性。

（2）輪胎空腔共鳴噪聲與規格選型有關，輪胎花紋和結構設計對模態的影響不大，尤其是施工的調整對輪胎空腔共鳴噪聲的影響不大。

（3）從室內噪聲結果來看，輪胎模態與空腔共鳴噪聲存在相關性，模態出現峰值的情況下空腔共鳴噪聲也明顯偏大。

（4）通過充入氦氣及貼吸音海綿的方式，可以明顯減小輪胎空腔共鳴噪聲。