黃 偉，曹金鳳

（青島理工大學(xué) 理學(xué)院，山東 青島 266520）

隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展，人們對汽車駕乘舒適性的要求越來越高。噪聲是汽車舒適性的重要方面，而輪胎是汽車重要的噪聲源之一[1]。輪胎噪聲在車輛高速行駛時是整車噪聲的主要部分。研究輪胎噪聲的產(chǎn)生原因并提出降噪措施具有重要的工程意義。

輪胎噪聲的產(chǎn)生機理十分復(fù)雜，包括空氣動力學(xué)機理、振動機理、增加或減弱機理等[2]。與空氣動力學(xué)機理相關(guān)的噪聲包括泵浦噪聲、空氣柱共鳴噪聲、亥姆霍茲共振噪聲和空氣湍流噪聲；與振動機理相關(guān)的噪聲包括胎面花紋塊振動噪聲、花紋塊粘著振動和滑移噪聲；與增強或減弱機理相關(guān)的噪聲包括喇叭口效應(yīng)、輪胎共振、機械阻抗效應(yīng)和聲學(xué)阻抗效應(yīng)。目前業(yè)界對各種噪聲機制對輪胎噪聲的貢獻尚未有明確結(jié)論。馮希金等[3]提出了一種泵浦噪聲源識別的新方法，將試驗與數(shù)值分析結(jié)合，通過對花紋輪胎噪聲測試、輪胎聲場阻抗分析和聲源辨識，利用反演法進行試驗與仿真，以驗證方法的有效性。包秀圖等[4]利用有限元分析得到輪胎表面節(jié)點的振動速度，并將其轉(zhuǎn)化為聲學(xué)計算的頻域邊界條件，再利用聲學(xué)邊界元理論計算輪胎的低頻振動噪聲。

本工作基于非線性有限元分析軟件Abaqus，以385/65R22.5輪胎為例，結(jié)合試驗進行對比分析，為低噪聲輪胎的設(shè)計與開發(fā)提供一種新思路。

1 材料模型

輪胎的力學(xué)行為與橡膠材料的性能密切相關(guān)，而輪胎有限元仿真結(jié)果的精度取決于材料參數(shù)的真實有效性。為了獲得準(zhǔn)確的橡膠材料參數(shù)，在數(shù)值模擬前進行了單向拉伸、純剪切和等雙軸拉伸試驗。試驗在易瑞博科技（北京）有限公司的WDW-10型微控電子萬能試驗機上進行。為了模擬準(zhǔn)靜態(tài)的拉伸狀態(tài)，試樣加載時拉伸需十分緩慢，應(yīng)變速率控制在1%·s-1。為了減少橡膠材料的軟化效應(yīng)帶來的不利影響，3項試驗均需要在試驗前做5次預(yù)拉伸循環(huán)，以便在試驗過程中獲得穩(wěn)定的拉伸曲線。將3種拉伸曲線作為穩(wěn)定的超彈性本構(gòu)關(guān)系曲線[5]，經(jīng)數(shù)據(jù)分析后得到超彈性本構(gòu)關(guān)系曲線，如圖1所示。

圖1 橡膠的本構(gòu)關(guān)系曲線

2 輪胎的滾動仿真分析

2.1 輪胎滾動的數(shù)值模擬

輪胎軸對稱有限元模型如圖2所示。首先在Abaqus軟件中建立光面輪胎的二維有限元模型，利用關(guān)鍵詞“symmetric model generation，revolve”將二維模型轉(zhuǎn)換成三維模型；再將三維光面輪胎模型與三維花紋有限元模型進行組裝，形成完整的帶花紋輪胎的有限元模型，如圖3所示。

圖2 輪胎二維軸對稱有限元模型

圖3 帶花紋的三維輪胎有限元模型

在Abaqus/Standard求解器中模擬輪胎裝配、充氣和垂直預(yù)加載工況，充氣壓力為600 kPa，垂直預(yù)加載力（Fz）為2 700 kN；通過import命令實現(xiàn)將分析結(jié)果由Standard求解器向Explicit求解器的轉(zhuǎn)換，以模擬輪胎的加速及勻速滾動，輪胎的滾動速度為70 km·h-1，并保證勻速轉(zhuǎn)動距離不少于3周，以獲得輪胎滾動狀態(tài)的穩(wěn)定分析結(jié)果。

2.2 流-固耦合仿真分析

基于Abaqus軟件的強大求解器功能，聯(lián)合其他軟件（FlowVision和VirtualLab）進行仿真，不僅可以縮短分析時間，而且可以發(fā)揮兩種軟件的優(yōu)勢。對輪胎進行流-固耦合分析時，首先在Abaqus軟件中建立物理場的仿真環(huán)境，流-固耦合作用面上的單元網(wǎng)格和節(jié)點信息從輪胎滾動數(shù)值模擬結(jié)果文件odb中提取，將流-固耦合面單元信息提取并寫入重啟動文件；在流-固耦合重啟動文件中，使用Abaqus軟件中的“Co-Simulation”關(guān)鍵詞調(diào)用外部流場仿真軟件，實現(xiàn)聯(lián)合仿真。在滾動輪胎在接地過程中，花紋溝的泵浦效應(yīng)以及輪胎表面的轉(zhuǎn)和振動將導(dǎo)致周圍空氣產(chǎn)生不連續(xù)的壓力波動，所發(fā)聲音都屬于氣動噪聲[6-7]。

本工作主要研究輪胎花紋對噪聲的影響，以花紋橫溝寬度為自變量，將流-固耦合仿真后的壓力波動結(jié)果導(dǎo)入VirtualLab中進行聲學(xué)仿真建模[8-9]。由于在流-固耦合分析時輪胎花紋與胎體同時參與分析，聲學(xué)仿真時應(yīng)同時考慮輪胎內(nèi)表面及其中的流場，因此需封閉胎側(cè)部分，以防止其對輪胎外部噪聲產(chǎn)生影響。輪胎結(jié)構(gòu)圖的網(wǎng)格處理如圖4所示，基本場點網(wǎng)格的設(shè)置如圖5所示。

圖4 輪胎結(jié)構(gòu)圖的網(wǎng)格處理

圖5 聲學(xué)場點網(wǎng)格

3 試驗結(jié)果分析

3.1 試驗方案設(shè)計

本研究涉及的輪胎試驗在半消聲室進行，以排除外界環(huán)境因素的干擾。為提供自由場或半自由場的試驗測試環(huán)境[9]，半消聲室背景噪聲設(shè)置為25 dB。將試驗輪胎安裝在載重汽車右前輪上，通過轉(zhuǎn)鼓驅(qū)動輪胎，實現(xiàn)輪胎定速轉(zhuǎn)動。輪胎近場噪聲試驗傳感器布置如圖6所示。為測試不同角度近場噪聲，在輪胎不同方位布置9個傳感器，同時采集噪聲數(shù)據(jù)，每個傳感器距輪胎中心位置均為1 m。

圖6 輪胎近場噪聲試驗傳感器布置

3.2 聲學(xué)仿真結(jié)果與試驗結(jié)果對比

輪胎滾動仿真是利用轉(zhuǎn)鼓的驅(qū)動進行，輪胎中心保持不變。為研究仿真分析結(jié)果與試驗工況的吻合度，選取1，3，5，7和9共5個傳感器的數(shù)據(jù)進行對比分析，將仿真結(jié)果與試驗結(jié)果取均值，以1號傳感器為0°方位依次類推，將數(shù)據(jù)繪制于極坐標(biāo)下，如圖7所示?？梢娸喬ソ鼒鲈肼曉囼炁c仿真結(jié)果都具有明顯的指向性[9]，輪胎接地前后端的聲壓級最大，且接地后端的聲壓級大于接地前端，90°方向（5號）的聲壓級最小，總體呈“M”字形分布。

圖7 聲壓級隨測點方位角度的變化曲線

為了進一步研究輪胎噪聲產(chǎn)生的機理[10]，結(jié)合圖8和9對90°方向聲場測點的試驗和仿真頻譜特性進行對比分析。結(jié)果表明，試驗與仿真結(jié)果在主要的峰值頻率（400，800，1 000和1 500 Hz）上具有較好的吻合度，仿真結(jié)果的峰值頻率主要分布在360，610，1 090，1 420和1 610 Hz，試驗結(jié)果峰值頻率主要分布在356，617，1 078，1 424和1 617 Hz。分析比較可知，頻率在300～1 500 Hz之間時，仿真分析結(jié)果與試驗結(jié)果的峰值頻率的誤差范圍為4～12 Hz。

圖8 不同花紋橫溝寬度的輪胎在90°測點的仿真結(jié)果

圖9 不同花紋橫溝寬度的輪胎在90°測點的試驗結(jié)果

節(jié)距噪聲（泵浦噪聲）的基本頻率（f）計算如下：

式中，Ve為輪胎滾動速度，rt為輪胎滾動半徑，np為花紋周節(jié)數(shù)。輪胎的運行工況為：Ve＝70 km·h-1，rt＝0.52 m，np＝54，計算得到f為321 Hz。仿真結(jié)果體現(xiàn)了節(jié)距噪聲的特性，試驗結(jié)果也在二階、三階、四階和五階節(jié)距噪聲頻率附近出現(xiàn)峰值，尤其是第5階節(jié)距噪聲頻率與理論結(jié)果吻合較好。

通過仿真分析結(jié)果與試驗聲壓頻譜對比發(fā)現(xiàn)，花紋橫溝寬度為8和12 mm的輪胎峰值趨勢較為一致，花紋橫溝寬度為8 mm的輪胎在中高頻段的聲壓級較為平緩，衰減速度相對較快；花紋橫溝寬度為12 mm的輪胎聲壓級較陡，衰減速度較慢。

4 結(jié)論

（1）輪胎近場噪聲主要分布在輪胎接地前端和后端，試驗與仿真分析結(jié)果均表明其具有明顯的指向性，在0°和180°方向的聲壓級最大，在3 000 Hz左右接地后端的聲壓級明顯大于接地前端，90°測點的聲壓級最小，試驗與仿真聲壓級在極坐標(biāo)上呈“M”字形分布。

（2）通過改變花紋橫溝寬度，發(fā)現(xiàn)輪胎近場噪聲的聲壓級在中高頻段衰減速度與花紋橫溝寬度呈負(fù)相關(guān)，花紋橫溝寬度為8 mm的輪胎在中高頻段的聲壓級相對平緩，而花紋橫溝寬度為12 mm的輪胎的聲壓級則表現(xiàn)相對陡勢。節(jié)距噪聲基本頻率與花紋橫溝寬度無關(guān)。

（3）通過對比90°測點的噪聲頻譜特性，仿真結(jié)果與試驗結(jié)果非常接近，誤差范圍為4～12 Hz。