鄧佑鮮， 莊志鵬， 金先柱， 楊曉光

(萬力輪胎股份有限公司 萬力橡膠輪胎研究院，廣州 510080)

近年來隨著人們對汽車舒適性要求的不斷提高，對汽車車內(nèi)噪聲的研究也受到越來越多的關(guān)注。車內(nèi)噪聲特性是影響汽車行駛舒適性的主要因素之一。車內(nèi)噪聲主要是指汽車在行駛過程中車內(nèi)產(chǎn)生的各種噪聲，從傳播路徑上可以分為固體傳播噪聲和空氣傳播噪聲；從聲源上來看車內(nèi)噪聲來源主要有三個，發(fā)動機(jī)噪聲、底盤噪聲和車身由振動或摩擦引起的噪聲[1]。通過固體傳播的噪聲主要是發(fā)動機(jī)、輪胎、路面及氣流引起的振動而向車內(nèi)輻射噪聲，而由空氣傳播的主要是發(fā)動機(jī)表面輻射噪聲和氣流噪聲。

輪胎氣壓不但影響輪胎自身的噪聲特性，還對整車噪聲有很大影響，因此研究輪胎氣壓對車內(nèi)噪聲的影響對于提高汽車行駛舒適性有重要意義。關(guān)于輪胎氣壓對胎噪的影響，已有的研究主要集中在單胎胎噪和車外噪聲的胎噪，熊建強(qiáng)等[2]研究了不同氣壓下輪胎的噪聲水平，指出實(shí)驗(yàn)用輪胎胎噪聲級水平隨氣壓變化不具有規(guī)律性；俞悟周等[3]和譚偉等[4]都研究了輪胎/路面噪聲及其影響因素，指出輪胎胎壓是影響輪胎、路面噪聲的重要因素，但是并未進(jìn)行詳細(xì)研究。

車內(nèi)噪聲來源眾多，在封閉的空間內(nèi)經(jīng)過多次反射使車內(nèi)聲場接近于擴(kuò)散聲場，所以車內(nèi)噪聲實(shí)為直達(dá)聲與混響聲疊加后的結(jié)果，加上其影響因素較多，研究起來比較復(fù)雜。本文基于車內(nèi)噪聲來源劃分，通過與輪胎有關(guān)的主頻確定典型的頻段，這些頻段的噪聲都直接或間接由輪胎引起的，并對典型頻段進(jìn)行了RMS值計(jì)算，來表征各頻段噪聲的聲壓級水平；分析了輪胎氣壓變化對這些典型頻段的影響，得出了相應(yīng)結(jié)果，并對相應(yīng)結(jié)果進(jìn)行了分析。

1 RMS值算法

均方根RMS(Root Mean Square)值，對離散型一系列值{X1,X2,X3,…,Xn}，其統(tǒng)計(jì)學(xué)計(jì)算公式為

(1)

對于連續(xù)型的函數(shù)或者波的均方根RMS在區(qū)間(T1,T2)定義為

(2)

以上是數(shù)學(xué)方面的定義，均方根值通常應(yīng)用于描述電能質(zhì)量問題，如電壓、電流的短期或長期波動及其瞬時或暫時斷電等。在電氣上周期信號的瞬時值隨時間不斷的變化，在測量和計(jì)算中很不方便，因此在工程中常常用有效值來度量周期信號的大小。周期信號的有效值是根據(jù)其本身的熱效應(yīng)與一個直流信號的熱效應(yīng)進(jìn)行對比(等價)而定義的。事實(shí)上均方根值被廣泛應(yīng)用于其他工程問題。

在噪聲測試中，通常出現(xiàn)的都是一系列不規(guī)則波形，應(yīng)用RMS值可以很好的描述這段信號中的有效值，從而反映出這段信號幅值的強(qiáng)弱，即噪聲值聲壓級的大小。

2 車內(nèi)噪聲道路試驗(yàn)

2.1 測點(diǎn)布置

在某款實(shí)驗(yàn)車上，采用LMS Scadas XS設(shè)備測試了車內(nèi)噪聲。測試時主要測量了駕駛員雙耳附近的噪聲，主要以駕駛員右耳的噪聲數(shù)據(jù)進(jìn)行了相關(guān)分析；另外還輔助測量了后排中間位置的噪聲，主要為后續(xù)作輔助說明。其中駕駛員雙耳麥克風(fēng)測點(diǎn)，如圖1所示。

圖1 駕駛員雙耳麥克風(fēng)測點(diǎn)Fig.1 Driver’s left and right microphone measurement point

2.2 試驗(yàn)路況及工況

本次試驗(yàn)主觀評價結(jié)果顯示，高速環(huán)道直線段路上花紋噪聲結(jié)果比較清晰，性能路的粗瀝青路上路噪結(jié)果比較清晰。高速環(huán)道直線段路況是較為平整的瀝青路面，如圖2(a)的大圈內(nèi)所示，與最里面1道的一般瀝青路面(如圖2(a)小圈內(nèi)所示)比較更為光滑平整。性能路粗瀝青路的路面凹凸不平程度大，較為粗糙，具體路況如圖2(b)所示。

本次試驗(yàn)采用的輪胎規(guī)格為225/45R17，其工況為高速環(huán)道直線段上速度為80 kph，性能路粗瀝青路速度為60 kph。輪胎氣壓從260 kPa到180 kPa每隔20 kPa為一個試驗(yàn)工況，其中輪胎標(biāo)準(zhǔn)氣壓為220 kPa，為了更好的評價各個輪胎氣壓下的車內(nèi)噪聲情況，每個工況測四次，在求相關(guān)工況的RMS值時，將四次結(jié)果進(jìn)行平均得到一個平均值，反映了這個工況下的平均噪聲水平。具體見表1所示。

圖2 車內(nèi)噪聲試驗(yàn)道路路況照片F(xiàn)ig.2 The photos of road condition of interior noise test

表1 車內(nèi)噪聲道路試驗(yàn)具體工況Tab.1 Specific working conditions of interior noise test

3 試驗(yàn)結(jié)果與分析

3.1 輪胎氣壓對低頻轟鳴聲的影響

汽車在封閉狀態(tài)下，車內(nèi)空氣會形成許多振動模態(tài)或聲腔模態(tài)，當(dāng)發(fā)動機(jī)激勵或路面激勵時，車身某些鈑金的振動頻率與密閉空氣的固有模態(tài)頻率一致，將會產(chǎn)生很強(qiáng)的耦合作用，空氣就會產(chǎn)生體積變化，在車內(nèi)產(chǎn)生很高的壓力脈動，引起人耳不適，甚至出現(xiàn)頭暈及惡心等癥狀，這樣的現(xiàn)象叫轟鳴(boom)[5]。轟鳴聲屬于低頻噪聲，通常在20～100 Hz范圍內(nèi)，普遍存在于汽車的怠速、勻速和加速過程中，發(fā)動機(jī)、傳動系、排氣系統(tǒng)及不平路面激勵等因素都可能成為轟鳴聲產(chǎn)生的源頭，而輪胎剛度差異、偏心以及不規(guī)則路面沖擊激勵，主要頻率在20～100 Hz[6-8]。

通過相應(yīng)的計(jì)算公式，可以計(jì)算出相應(yīng)的聲學(xué)空腔模態(tài)的基本頻率，聲腔模態(tài)計(jì)算公式為

(3)

式中：Lx,Ly,Lz為x,y,z向的聲腔尺寸， m；c,聲速，340 m/s；i(0,1,2…),j(0,1,2…),k(0,1,2…)為x,y,z向的聲腔階次。本試驗(yàn)用的乘用車車艙內(nèi)的前后方向設(shè)為x向，其長度為3.7 m；左右方向設(shè)為y向，其長度為1.6 m； 上下方向設(shè)為z向，其長度為1.2 m。由式(3)計(jì)算有

(4)

即縱向一階的基本頻率為45.95 Hz。

為了分析輪胎不同氣壓對車內(nèi)低頻轟鳴聲的影響，選擇粗糙瀝青路上的噪聲時域圖，進(jìn)行頻譜分析，結(jié)果如圖3 所示，在噪聲頻域圖上，可以找到42 Hz左右的峰值，與之相對應(yīng)。為了進(jìn)一步證實(shí)低頻轟鳴噪聲的主頻，在此工況下同時測量了駕駛員右耳和后排座椅中間位置的噪聲，并做了頻譜分析，如圖4所示，一階42.25 Hz主頻處，駕駛員右耳的噪聲幅值大，在二階84.5 Hz主頻處，后排中間的噪聲幅值大。根據(jù)低頻轟鳴聲產(chǎn)生機(jī)理，車身壁板輻射的噪聲會與其反射的聲波相互疊加而形成合成聲場，產(chǎn)生聲壓波腹和聲壓波節(jié)[9]。在縱向第一階中，聲壓主要沿縱向分布，沿其他方向聲壓沒有變化，在縱向中間截面內(nèi)出現(xiàn)一個聲壓波節(jié)面，兩端最外的截面為聲壓波腹面[10]；而在縱向第二階中，縱向中間截面內(nèi)出現(xiàn)波腹面，在前后兩端的中間出現(xiàn)波節(jié)面。由于駕駛員右耳和后排中間的麥克風(fēng)位置處于模態(tài)的不同位置，一個靠近前端的中間截面，一個靠近縱向中間截面，因而在一階和二階主頻處噪聲幅值會有圖4的結(jié)果。所以綜上，基本可以確定42 Hz左右的1階縱向聲腔模態(tài)主頻。

圖3 低頻轟鳴聲中1階縱向聲腔模態(tài)主頻Fig.3 1st order longitudinal acoustic mode frequency of low-frequency booming noise

圖4 低頻轟鳴噪聲中1階和2階縱向聲腔模態(tài)主頻Fig.4 1st and 2nd order longitudinal acoustic mode frequency of low-frequency booming noise

通過上述主頻位置的確定，對兩種路面的20～100 Hz的頻段進(jìn)行了RMS值的計(jì)算，結(jié)果如圖5所示。從圖5可以看到，隨著輪胎氣壓的增大，平整瀝青路面上RMS值趨勢不明顯，但是在氣壓較大時相對下降較多；在粗糙瀝青路面上RMS值呈減小趨勢。具體原因見后面陳述。

圖5 低頻轟鳴噪聲隨輪胎氣壓變化趨勢Fig.5 The trend of low frequency booming noise with the change of tire air pressure

3.2 輪胎氣壓對空腔共振噪聲的影響

汽車在行駛中，由于路面激勵引起的車內(nèi)噪聲頻率在200～300 Hz區(qū)間，且具有急劇峰值，一般稱為空腔共振噪聲，對司乘人員產(chǎn)生非常不適的感覺，空腔共振噪聲是由從路面輸入激勵使輪胎和盤式車輪構(gòu)成的超低壓空腔聲響系統(tǒng)共振而產(chǎn)生，其基本的頻率可由下式算出：

(5)

頻率響應(yīng)函數(shù)在輪胎不接觸地面、不變形的情況下出現(xiàn)一個峰值；而在輪胎接觸地面部分變形時出現(xiàn)兩個峰值[11]。選擇粗糙瀝青路上的噪聲測試結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，類似的可以找到兩個臨近的頻率峰值，分別是224.94 Hz和237.04 Hz，如圖6所示。通過Hiroshi等[12]研究輪胎內(nèi)部空腔的共鳴聲的結(jié)果，認(rèn)為240 Hz左右的峰值主要是輪胎內(nèi)部的空腔共振噪聲引起的，此外很多其他學(xué)者[11，13]都有類似的觀點(diǎn)。因此基本可以確定圖6的兩個峰值是輪胎空腔共振噪聲的主頻。

圖6 輪胎空腔共振噪聲主頻Fig.6 Main frequency of tire cavity noise

通過對主頻的尋找，確定了輪胎輪胎空腔共振影響的頻段，為了更明確的分析輪胎氣壓對空腔共振噪聲的影響，對兩種不同路況下的頻譜在210～250 Hz頻段計(jì)算RMS值，其結(jié)果如圖7所示?？梢园l(fā)現(xiàn)兩種路面條件下輪胎空腔共振噪聲隨著輪胎氣壓的增大呈增大趨勢。

圖7 輪胎空腔共振噪聲隨氣壓變化趨勢Fig.7 The trend of tire cavity noise with the change of tire air pressure

3.3 輪胎氣壓對花紋噪聲的影響

常見的齒形花紋輪胎，當(dāng)胎面花紋節(jié)距相同時，花紋塊沖擊噪聲可通過式(6)進(jìn)行計(jì)算。

(6)

式中：V為汽車速度，km/h;R為輪胎滾動半徑，m;n為輪胎上的花紋溝槽數(shù)。

本次試驗(yàn)的輪胎規(guī)格是225/45R17。按照設(shè)計(jì)圖紙，它是不對稱花紋，外側(cè)是64個節(jié)距，內(nèi)側(cè)是72個節(jié)距。所以如果是等節(jié)距的話，有兩個基本的頻率，分別如式(7)和式(8)所示。選擇高速環(huán)道直線段平整瀝青路測試結(jié)果進(jìn)行分析，其試驗(yàn)頻譜如圖8所示。

(7)

(8)

圖8 輪胎花紋塊沖擊噪聲主頻Fig.8 Main frequency of pitch noise

通過花紋塊接地印痕分析，花紋塊半封閉管管長大約為0.034 m，則管腔共振噪聲的主頻為2 500 Hz；花紋塊全開管的管長為0.180 m，則管腔共振噪聲的主頻為944.4 Hz，具體計(jì)算如式(9)和式(10)所示。選擇高速環(huán)道直線段平整瀝青路噪聲測試結(jié)果分析，其試驗(yàn)頻譜如圖9所示。

(9)

(10)

圖9 花紋全開管管腔共振噪聲主頻Fig.9 Main frequency of fully open pattern pipe resonance noise

花紋噪聲主要由兩部分構(gòu)成，即花紋塊沖擊噪聲和氣動噪聲，這里的氣動噪聲主要指管腔共振噪聲。由分析得到的花紋塊沖擊噪聲和管腔共振噪聲主頻，將500～5 000 Hz作為花紋噪聲影響的頻段，并對這個頻段計(jì)算得到了RMS值。雖然500～5 000 Hz這個頻段太大，引起的因素并非只有輪胎，但是在試驗(yàn)條件80 km/h下，輪胎花紋噪聲已成為主要聲源。通過頻譜計(jì)算的RMS值結(jié)果如圖10所示，可知隨著輪胎氣壓的增大，平整瀝青路面上花紋噪聲有明顯的增大趨勢，在粗瀝青路面上花紋噪聲總體來說有一定的增大趨勢，但是在相鄰氣壓之間有一定的回落，具體原因分析見后面陳述。

圖10 花紋噪聲隨輪胎氣壓變化趨勢Fig.10 The trend of pattern noise with the change of tire air pressure

3.4 輪胎氣壓對各個典型頻段影響結(jié)果的分析

輪胎不同氣壓條件下，輪胎各個方向的剛度也是不同的，很多文獻(xiàn)表明：隨著輪胎氣壓的增大，其徑向、橫向和切向三個方向的剛度均增大。表2和表3是實(shí)測的不同輪胎氣壓下接地面積和橫軸及縱軸的長度。可以發(fā)現(xiàn)，隨著輪胎氣壓的增大，其接地面積逐漸減小，橫軸和縱軸長度均減小，尤其縱軸長減小的更明顯。

低頻轟鳴噪聲的主要激勵源是凹凸不平的路面，并由于輪胎低氣壓條件下，由表2和表3的數(shù)據(jù)可知接地面積大，激勵源多，而導(dǎo)致對低頻轟鳴聲的貢獻(xiàn)增大；另外，低頻轟鳴噪聲與輪胎切向二階模態(tài)相關(guān)，其模態(tài)幅值的增強(qiáng)主要由胎側(cè)剛度增大決定，而輪胎氣壓增大導(dǎo)致胎側(cè)剛度增大，二階切向模態(tài)幅值增大，輪胎響應(yīng)增大，此時輪胎作為整車激勵源增大。上述這兩個原因最終促成了地面和輪胎對低頻轟鳴聲的激勵貢獻(xiàn)。在粗瀝青路面上，凹凸不平的激勵劇烈，主導(dǎo)了激勵貢獻(xiàn)，因此在粗瀝青路面上，隨著輪胎氣壓增大，低頻轟鳴聲有減小趨勢；在平整瀝青路面上，地面凹凸不平的程度相對較弱，此時模態(tài)響應(yīng)影響較大，導(dǎo)致低頻轟鳴噪聲的變化趨勢與粗糙路面不同。

輪胎空腔共振噪聲實(shí)質(zhì)是輪胎內(nèi)部的空氣聲學(xué)響應(yīng)，在240 Hz左右的是輪胎二階空腔共振模態(tài)。我們可以用在圓形坐標(biāo)系四周的微小粒子角位移來表示輪胎空腔聲學(xué)系統(tǒng)[14]，輪胎空腔共振系統(tǒng)運(yùn)動方程為

(11)

(12)

式中：r為從車輪中心到輪胎空腔斷面重心的距離；ρ為輪胎空腔內(nèi)的空氣密度；A為輪胎空腔內(nèi)的斷面積；E為輪胎空腔內(nèi)的空氣體積彈性模量；Φ(θ,t)為輪胎空腔內(nèi)空氣粒子角位移；T為運(yùn)動的能量；V為潛在的能量。氣壓增大，導(dǎo)致輪胎空腔內(nèi)的空氣密度增大，則運(yùn)動的能量增大；氣壓增大，導(dǎo)致輪胎空腔內(nèi)的空氣體積彈性模量增大，則潛在的能量增大。由于能量的增大，空腔共振模態(tài)振動及其輻射的噪聲也增大。由于空腔共振噪聲與輪胎內(nèi)秉屬性相關(guān)，噪聲與氣壓的特性在兩種路面條件下都成立。

花紋噪聲主要包括花紋塊沖擊噪聲和氣動噪聲兩部分，而氣動噪聲主要是管腔共振噪聲。隨著輪胎氣壓增大，胎面剛度增大，花紋塊沖擊振動的噪聲增大，這是其中一個原因；另外，從圖11可以看到隨著壓力增大，輪胎花紋塊受力逐漸由邊側(cè)向中心轉(zhuǎn)移，很多花紋塊受力都增大了，花紋塊變形增大的數(shù)目多了，導(dǎo)致花紋塊沖擊噪聲也相應(yīng)增大。但是另一方面，隨著氣壓的增大，接地的減小，吸入和擠壓的空氣量減小了，管腔共振噪聲應(yīng)該減小。但是通過頻譜圖我們可以得到，花紋塊沖擊噪聲頻段的幅值遠(yuǎn)大于管腔共振噪聲的，所以隨著輪胎氣壓增大導(dǎo)致花紋塊沖擊噪聲增大，從而導(dǎo)致花紋噪聲增大。通過上面分析，在平整瀝青路面上，隨著氣壓增大輪胎接地印痕變化趨勢明顯，因而花紋噪聲變化趨勢明顯，但是在粗糙瀝青路面上，接地印痕出入較大，花紋噪聲結(jié)果存在一定的偏差。

圖11 輪胎不同氣壓下的接地印痕Fig.11 The footprint under different pressure

表2 輪胎不同氣壓下的接地面積Tab.2 Ground area of tire under different air pressure

表3 輪胎不同氣壓下的橫軸和縱軸長Tab.3 Tire horizontal and vertical length under different pressure

4 結(jié) 論

(1) 本文通過在不同路況上的車內(nèi)噪聲測試，運(yùn)用相關(guān)理論公式的計(jì)算，明確了與輪胎相關(guān)的幾個典型頻率，并在頻譜圖上找到了相應(yīng)的頻率峰值。

(2) 通過相應(yīng)的頻率峰值位置，結(jié)合有關(guān)文獻(xiàn)，確立了與輪胎相關(guān)的幾個典型頻段。通過RMS值的計(jì)算結(jié)果分析，隨著輪胎氣壓的增大，較為粗糙路面上的輪胎低頻轟鳴噪聲有逐漸減小趨勢；輪胎空腔共振噪聲有逐漸增大趨勢；較為平整路面上輪胎花紋噪聲有逐漸增大趨勢。但影響噪聲效果的因素是多方面的,輪胎氣壓僅是其中的參數(shù)之一,具體噪聲值大小還需綜合多個參數(shù)進(jìn)行考慮。

(3) 對于輪胎低頻轟鳴噪聲，在不同輪胎氣壓下接地面積是主要影響因素；輪胎空腔共振噪聲在不同氣壓條件下，內(nèi)部氣體分子運(yùn)動的動能和勢能是主要影響因素；對于輪胎花紋噪聲在不同輪胎氣壓下，接地印痕的花紋塊受力情況是主要影響因素。