輪胎磨損對車內振動和噪聲影響的分析研究

何劍峰，靳曉雄，靳 暢，彭 為，何 海

(同濟大學汽車學院，上海 201804)

前言

車內振動和噪聲作為影響汽車乘坐舒適性的重要因素之一，已受到越來越多的關注。研究車內振動和噪聲的方法主要有軟件仿真分析方法和試驗測試方法，研究內容有車身板件振動對車內噪聲的貢獻量分析［1-2］、振動和噪聲的傳遞路徑分析［3-4］以及使用不同花紋輪胎時車內振動和噪聲分析［5］等。輪胎是汽車與地面接觸的唯一部件，它在路面激勵作用下引起的懸架和連接件振動會對車內振動和噪聲產生很大影響，同時輪胎在高速運轉過程中產生的高頻輻射噪聲也會通過氣隙或者板件透射傳遞到車內而形成車內噪聲［6-7］。

輪胎在整個使用壽命過程中是不斷磨損的，本文中以不同磨損程度的輪胎代表輪胎的整個使用壽命過程，并以其為試驗對象，以整車為試驗平臺，在消聲室內測試不同工況下的車內振動和噪聲信號，以研究輪胎磨損對車內振動和噪聲的影響。

1 輪胎引起的車內振動噪聲傳遞途徑

汽車在運行過程中有多個振動源和噪聲源，如發(fā)動機的振動和噪聲、進排氣系統(tǒng)的振動和噪聲、風噪聲、輪胎噪聲和懸架與轉向系統(tǒng)噪聲等［8］。為了研究磨損后輪胎與車內振動噪聲的關系，在試驗中只考慮以輪胎路面系統(tǒng)作為振動源和噪聲源。

輪胎在路面激勵作用下，一方面由于空氣泵浦效應、號筒效應和輪胎振動等因素產生的高頻噪聲會通過車身縫隙經空氣傳播到車內，也會通過車身板件透射到車內而影響車內噪聲。泵浦效應是輪胎在轉動的過程中，由于輪胎接地前緣處產生壓縮變形和接地后緣處壓縮恢復而造成的花紋溝槽內的空氣被突然擠出和吸入而引起的噪聲，它是一種單極子聲源，與溝槽內的氣流大小有關。號筒效應是由輪胎胎面和地面間形成的類似于號筒狀的半封閉空間對輪胎輻射噪聲產生的放大作用，與輪胎轉速和號筒狀區(qū)域面積有關［9-10］。另一方面，路面激勵通過輪胎傳遞到懸架系統(tǒng)和連接部件，從而引起車身板件振動，也會向車內輻射噪聲［5，8，11］，如圖 1 所示。

車內噪聲的大小和振源與噪聲源的幅值和頻率均有關系，且受到板件振動模態(tài)的聲輻射效率、結構模態(tài)和聲學模態(tài)的影響［8］。整車平臺下，4個輪胎接地點作為4個振源和4個噪聲源，則車內某個目標點的聲壓p可以表示為結構傳播噪聲和空氣傳播噪聲之和，即

2 車內振動和噪聲測試試驗

在對車內振動和噪聲傳遞路徑分析的基礎上，進行試驗設計并確定車內振動和噪聲測點，測試在不同工況下測點的信號。

2.1 試驗對象

試驗以同型號但具有不同磨損程度的輪胎為研究對象，輪胎尺寸為195/65 R15，胎面花紋形式如圖2所示。因以整車為試驗平臺，所以每組為4個磨損量相當?shù)妮喬ィ灿?組12個輪胎，分為未磨損輪胎組(新胎)、中度磨損輪胎組和完全磨損輪胎組。不同磨損程度的輪胎胎面對比如圖3所示。

以花紋溝槽的深度來衡量輪胎的磨損程度。花紋溝槽的深度是指花紋塊外表面到溝槽底部的垂直距離，測量時在輪胎周向的每個磨損標記兩邊共取12個測點，然后取平均值表示該輪胎的磨損程度，值越小則輪胎磨損量越大。測量結果如表1所示。

表1 輪胎平均花紋溝槽深度

2.2 試驗步驟

整車車內振動和噪聲測試在消聲室內進行，試驗時關閉發(fā)動機和電氣系統(tǒng)，車輛由轉鼓拖動。

試驗現(xiàn)場如圖4所示。由于整車頂棚是和車內空腔相連的面積較大的板件，輻射貢獻量大，所以振動信號測點A1布置于頂棚中心;噪聲測點M1布置于駕駛員頭部位置。測點布置如圖5所示，其中噪聲測點布置按照 GB/T 18697—2002［12］。

整車測試前，檢查車內確保無異物和異響，且門窗關閉，并確保消聲室背景噪聲對測量的影響在容許范圍內。正式測試開始前，先用轉鼓拖動車輛運行一段時間，使輪胎達到正常工作溫度。每組輪胎進行測試前，都須做輪胎動態(tài)平衡，然后安裝到整車上，4個輪胎氣壓均為2.0MPa。測試工況如下:(1)60km/h勻速穩(wěn)態(tài)工況;(2)120km/h勻速穩(wěn)態(tài)工況;(3)車速從140km/h降至20km/h模擬道路滑行工況。以上每個工況均測3次，然后取平均值。

2.3 實測信號

振動信號的采樣頻率為10240Hz，噪聲信號的采樣頻率為40960Hz。未磨損輪胎組的相關實測信號如圖6所示。從圖中可以看出，低車速工況下頂棚中心點振動加速度幅值和車內噪聲聲壓幅值都比高速工況要小。

3 車內振動和噪聲信號分析

對各組輪胎進行整車測試，得到不同工況下測點的振動信號和噪聲信號，并做信號處理，結果如圖7～圖10所示。圖中縱坐標值，對于振動信號為振動加速度級La，dB;對于噪聲信號為聲壓級Lp，dB。

式中:A為某一頻域內加速度均方根值;A0為加速度參考值，A0=10-6m/s2;p為聲壓值;p0為參考聲壓值，p0=2 ×10-5Pa。

圖7(a)和圖7(b)分別為60km/h勻速工況下振動信號測點A1的頻譜和噪聲信號測點M1的自功率譜。由圖可見:頂棚振動在2000Hz以上頻段，未磨損輪胎組要低于中度磨損組和完全磨損組，在2000Hz以下頻段，各組差異小，但完全磨損輪胎組要低于其他兩組;駕駛員頭部噪聲在1000Hz以下頻段3組無明顯差異，在1000Hz以上頻率內，中度磨損輪胎組明顯較高。

圖8為120km/h勻速工況的測試結果。

由圖8可見:高速工況下，不同輪胎組的振動和噪聲信號變化規(guī)律同低速工況一致;完全磨損輪胎組的頂棚振動在2000Hz以上要明顯高于另外兩組，而在2000Hz以下要稍低于其他兩組;中度磨損輪胎組的車內噪聲在800Hz以上要明顯高于其他兩組;3組輪胎的車內中低頻噪聲變化不明顯。這主要是由于輪胎縱向花紋的號筒效應和泵浦效應引起的。輪胎未磨損時，花紋溝槽較深而泵浦效應不明顯，也具有較淺的縱向溝槽，能夠在一定程度上抑制高頻噪聲;隨著磨損程度加劇，號筒效應和泵浦效應變明顯，較淺的縱向溝槽被磨損掉，輻射到車內的空氣噪聲會增大;當輪胎近乎完全磨損時，橫向和縱向溝槽已非常淺，這時泵浦效應被削減，車內高頻噪聲減弱。

圖9和圖10為車速從140km/h降至20km/h模擬道路滑行工況下的振動信號測點A1的頻譜瀑布圖和噪聲信號測點M1的自功率譜瀑布圖。由圖可見:隨著速度的升高，振動信號和噪聲信號的幅值均增加;中度磨損輪胎組振動信號幅值的譜峰要比其他兩組密集，未磨損輪胎組的幅值峰值是3組中最低的，完全磨損輪胎組由于磨損加劇而胎面花紋塊體積減小抑制了花紋塊高頻振動，所以該組振動信號峰值集中在100～300Hz的中低頻域;3組輪胎的車內噪聲信號自功率譜峰值都集中在200Hz以下的低頻域內，同時未磨損輪胎組的幅值峰值要比其他兩組的小，而中度磨損輪胎組的幅值峰值最大。

4 結論

在分析輪胎引起的車內振動和噪聲傳遞途徑的基礎上，確定車內振動和噪聲測點，以不同磨損程度的輪胎為研究對象，以整車為試驗平臺，在消聲室內測量了不同工況下振動測點和噪聲測點的信號，從信號分析可以得到如下結論。

(1)車內振動和噪聲信號幅值隨著車速的升高而增大。

(2)對于60和120km/h勻速工況，車內振動幅值在2000Hz以上頻域內隨著磨損程度的增加而增加，而在2000Hz以下頻域內完全磨損輪胎組的車內振動幅值最小，中度磨損輪胎組的最大;車內噪聲信號在800Hz以上的頻域內中度磨損輪胎組要高于未磨損和完全磨損的，而在800Hz以下的頻域內輪胎磨損對車內噪聲的影響不明顯。

(3)對于車速從140km/h降至20km/h滑行工況，中度磨損輪胎組的車內振動和噪聲信號幅值要高于未磨損和完全磨損的，且中度磨損輪胎組的譜峰更為密集。

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