黃 偉，曹金鳳

（青島理工大學 理學院，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。

輪胎噪聲的產生機理十分復雜，包括空氣動力學機理、振動機理、增加或減弱機理等[2]。與空氣動力學機理相關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的噪聲包括喇叭口效應、輪胎共振、機械阻抗效應和聲學阻抗效應。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，并將其轉化為聲學計算的頻域邊界條件，再利用聲學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，結合試驗進行對比分析，為低噪聲輪胎的設計與開發(fā)提供一種新思路。

1 材料模型

輪胎的力學行為與橡膠材料的性能密切相關，而輪胎有限元仿真結果的精度取決于材料參數(shù)的真實有效性。為了獲得準確的橡膠材料參數(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。為了模擬準靜態(tài)的拉伸狀態(tài)，試樣加載時拉伸需十分緩慢，應變速率控制在1%·s-1。為了減少橡膠材料的軟化效應帶來的不利影響，3項試驗均需要在試驗前做5次預拉伸循環(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)定的超彈性本構關系曲線[5]，經數(shù)據(jù)分析后得到超彈性本構關系曲線，如圖1所示。

圖1 橡膠的本構關系曲線

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，利用關鍵詞“symmetric model generation，revolve”將二維模型轉換成三維模型；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、充氣和垂直預加載工況，充氣壓力為600 kPa，垂直預加載力（Fz）為2 700 kN；通過import命令實現(xiàn)將分析結果由Standard求解器向Explicit求解器的轉換，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格和節(jié)點信息從輪胎滾動數(shù)值模擬結果文件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”關鍵詞調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，花紋溝的泵浦效應以及輪胎表面的轉和振動將導致周圍空氣產生不連續(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果導入VirtualLab中進行聲學仿真建模[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，聲學仿真時應同時考慮輪胎內表面及其中的流場，因此需封閉胎側部分，以防止其對輪胎外部噪聲產生影響。輪胎結構圖的網格處理如圖4所示，基本場點網格的設置如圖5所示。

圖4 輪胎結構圖的網格處理

圖5 聲學場點網格

3 試驗結果分析

3.1 試驗方案設計

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置為25 dB。將試驗輪胎安裝在載重汽車右前輪上，通過轉鼓驅動輪胎，實現(xiàn)輪胎定速轉動。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 聲學仿真結果與試驗結果對比

輪胎滾動仿真是利用轉鼓的驅動進行，輪胎中心保持不變。為研究仿真分析結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，將仿真結果與試驗結果取均值，以1號傳感器為0°方位依次類推，將數(shù)據(jù)繪制于極坐標下，如圖7所示?？梢娸喬ソ鼒鲈肼曉囼炁c仿真結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生的機理[10]，結合圖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。結果表明，試驗與仿真結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，仿真結果的峰值頻率主要分布在360，610，1 090，1 420和1 610 Hz，試驗結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，仿真分析結果與試驗結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°測點的仿真結果

圖9 不同花紋橫溝寬度的輪胎在90°測點的試驗結果

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。仿真結果體現(xiàn)了節(jié)距噪聲的特性，試驗結果也在二階、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果吻合較好。

通過仿真分析結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相關，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。

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