基于頻譜分析的全鋼載重子午線輪胎花紋噪聲優化

張春生，侯丹丹，廖發根，項大兵，危銀濤

（1.中策橡膠集團有限公司，浙江 杭州 310018；2.清華大學 汽車安全與節能國家重點實驗室，北京 100084）

輪胎噪聲的產生機理非常復雜，U.Sandberg等[1]將輪胎噪聲產生機理分為機械振動機理和空氣動力學機理兩大類，實際上兩部分噪聲會相互耦合，很難在試驗中進行解耦。輪胎噪聲性能與花紋結構密切相關，輪胎花紋結構的優化設計是降低輪胎噪聲最有效的方法。對于輪胎花紋的設計開發，其研究方法主要有試驗和模擬仿真。近年來，隨著計算機技術的發展，采用模擬仿真方法進行輪胎噪聲機理的研究逐漸成熟。Y.Nakajima等[2]、K.Sungtae等[3]、王琦等[4]、馮希金[5]、余潔冰等[6]和趙崇雷等[7-8]提出相關仿真分析方法，對輪胎振動噪聲和氣動噪聲展開大量研究工作。

相比模擬仿真，測試分析是對輪胎噪聲研究最直接有效的方法。常規輪胎花紋開發流程如圖1所示。首先工程師對輪胎花紋進行經驗設計，然后生產實際輪胎并雕刻花紋，最后進行性能試驗和方案改進。

圖1 輪胎花紋開發流程

本工作根據上述開發流程，首先對待優化輪胎與對標輪胎進行噪聲測試，對比分析二者的噪聲頻譜特性，診斷出待優化輪胎的主要噪聲源。在此基礎上，采用輪胎花紋節距優化理論及節距優化軟件對原始花紋進行優化，并對重新雕刻優化后花紋的輪胎進行噪聲測試，驗證輪胎噪聲頻譜診斷方法的有效性。

1 輪胎噪聲產生機理

通過噪聲頻譜分析法改進輪胎花紋設計首先需明確頻譜中各峰值所對應輪胎噪聲的發聲機理，才能有針對性地提出花紋改進及其優化方向。

在滾動輪胎與路面接觸的過程中，振動噪聲和氣動噪聲的分析可以分為接地前端、完全接地和接地后端3個區域。輪胎接地過程中不同部位的噪聲發聲機理如圖2所示。

圖2 滾動輪胎接地時主要的噪聲發聲機理

1.1 泵浦噪聲

輪胎花紋溝從接地前端區域Ⅰ經過完全接地區域Ⅱ再到接地后端區域Ⅲ的過程中，體積經歷壓縮和擴張的變化。在接地前端區域Ⅰ，輪胎花紋溝體積減小，空氣從接地前端花紋溝中泵出；在接地后端區域Ⅲ，花紋體積由封閉狀態打開，體積增大，空氣吸入花紋溝內。接地前后端空氣的泵出與吸入的流動形成空氣泵浦噪聲。

R.E.Hayden[9]，S.Samuels[10]和K.Plotkin等[11]都對泵浦噪聲進行了相關研究，K.Plotkin通過試驗得出泵浦噪聲遠場噪聲聲壓級（p）的計算公式如下：

式中，ρ0為靜態空氣密度，Q″為花紋溝體積變化的二階導數，V為車速，L為測點到聲源的距離。

1.2 管腔共振噪聲

在完全接地區域Ⅱ，如果存在橫向或縱向溝槽，接地區域內花紋溝和路面形成類似兩端開口的“管腔結構”，管腔溝槽在輪胎與路面的相互作用下，輪胎胎體的振動使溝槽內的氣體不斷受到擠壓和釋放，從橫向花紋溝的兩側或縱向花紋溝的前后端排出，形成管腔共振噪聲。由聲學理論得知，其發聲的波長（λn）和頻率（fn）取決于路面和輪胎花紋溝的幾何形狀，相應公式如下：

式中，le為管子的有效長度，c為聲速，n為模態階次，n＝1，2…。

如果花紋所有節距長度和排列順序不當，隨著輪胎速度的變化，當花紋管腔共振頻率與花紋泵浦噪聲頻率吻合時，管腔共振噪聲會明顯增大，而變節距花紋設計和一定的節距排列則可有效改善這種情況。

1.3 振動噪聲

在接地前端區域Ⅰ，輪胎花紋塊撞擊路面時發生機械振動并產生振動噪聲，振動噪聲是輪胎花紋特性與路面紋理相互作用的共同結果。在完全接地區域Ⅱ，輪胎花紋受到滾動輪胎振動的影響，花紋塊發生徑向、切向和側向的變形；同時，由于滑動摩擦系數隨接觸時間相對速度增大而減小，產生粘滑效應，輪胎的粘附機理一般在輪胎受到較大切向力（如加速、制動、轉向等工況）時較為明顯。在接地后端區域Ⅲ，輪胎花紋脫離路面，迅速從壓縮狀態恢復原狀，導致花紋塊發生徑向和切向振動，稱為振動噪聲。輪胎花紋的振動及胎冠振動傳遞到胎側引起胎側的振動，由胎側向外輻射噪聲。

2 輪胎通過噪聲測試

2.1 試驗樣品

待優化輪胎型號為A01，對標輪胎為國外知名品牌，型號為B01，試驗輪胎規格為275/70R22.5，花紋樣式如圖3所示。

圖3 輪胎花紋樣式

2.2 試驗方法

本工作采用的噪聲測試方法為歐盟標簽法ECE R117中所規定的輪胎通過噪聲測試方法，試驗現場如圖4所示。試驗車輛沿圖中所示的豎直中心線C-C′行駛，按指定速度從A-A′端空擋滑行（關閉發動機并切斷離合器）經過試驗區域至B-B′端，通過兩側的聲級計記錄車輛每次通過時噪聲的最大值[12]，同時記錄噪聲頻譜數據。

圖4 輪胎室外通過噪聲測試示意

依據法規要求，每套輪胎在60～80 km·h-1的速度范圍內均勻選取8個測試點（測試過程中選擇62，64，66，68，72，74，76和78 km·h-1共8個測試點，每個測試點控制速度誤差在±1 km·h-1范圍內）。最終將8個測試點的數據歸一化到速度為70 km·h-1工況下的等效聲壓級。

3 結果與討論

3.1 初始花紋方案測試結果

A01和B01兩種輪胎的測試噪聲聲壓級分別為73和71 dB（A）。可以看出，待優化輪胎的噪聲聲壓級比對標輪胎大2 dB（A），因此需要進行頻譜分析，以確定噪聲優化方向。

3.2 頻譜分析

為分析待優化輪胎的主要噪聲源，需對其噪聲頻譜進行分析。在后續分析過程中，選擇每種輪胎速度在（72±1）km·h-1工況下的數據作為分析對象。A01和B01輪胎在不同速度工況下的噪聲頻譜對比如圖5所示。

圖5 A01和B01輪胎的噪聲頻譜

從圖5可以看出，在100～3 500 Hz頻率范圍內兩種輪胎的聲壓級變化趨勢較為一致，這與兩種輪胎花紋在聲學特征上高度相似有關。但是，在不同速度下A01輪胎都在600～900 Hz頻率范圍內出現明顯的噪聲峰值，而且隨著速度的增大，峰值向高頻方向移動。結合這兩點趨勢，初步推斷該噪聲峰值是由速度相關性聲源產生。

為了進一步分析峰值噪聲形成的具體原因，重點研究A01輪胎噪聲幅值隨速度和頻率變化的Colormap圖（見圖6）。從圖6可以清晰地看出A01輪胎的噪聲Colormap圖存在明顯的階次噪聲成分（圖中表現為黃色傾斜線條）。

圖6 A01輪胎的噪聲Colormap圖

已知A01輪胎周長為3 034.8 mm，花紋周節數為54。根據節距噪聲頻率計算公式：

式中，ve為輪胎滾動速度，Np為花紋周節數，rt為輪胎滾動半徑。

得到花紋節距噪聲峰值頻率如表1所示。

表1 A01輪胎節距噪聲頻率理論與試驗結果 Hz

從表1可以看出，在不同車速工況下，A01輪胎試驗頻譜均在二階節距頻率處產生較大峰值，而且在四階節距頻率處再次產生峰值。通過原始設計參數可以分析出該輪胎中節距噪聲出現明顯峰值的主要原因是其使用了周期性的節距排列方案，導致聲能量在頻域內過于集中，從而產生較大的節距噪聲峰值。后續主要改進方案是對其重新進行節距設計和節距排列優化，以降低噪聲的節距峰值，從而降低整體通過噪聲水平，使其噪聲頻譜更加接近對標輪胎。

3.3 花紋優化及測試結果

根據初步診斷結果，A01輪胎噪聲偏大的主要原因是花紋節距噪聲峰值偏大。通過采用清華大學輪胎力學課題組自主研發的低噪聲輪胎花紋節距優化軟件對A01輪胎花紋節距個數和排列順序進行了優化。優化前（A01）和優化后（A01′）輪胎花紋的節距參數和排列方式如表2所示。

表2 A01和A01′輪胎花紋的節距參數和排列方式

根據優化后的A01′花紋設計方案重新雕刻輪胎花紋進行噪聲測試，通過噪聲聲壓級比A01輪胎降低2 dB（A）。輪胎花紋優化后與優化前及對標輪胎的噪聲頻譜對比如圖7所示。

從圖7可以明顯看出：花紋節距排列優化后的輪胎在不同測試速度下的噪聲頻譜峰值均得到了有效消除；優化后輪胎不僅在聲壓級上與對標輪胎一致，而且頻譜規律非常相近。因此二者的花紋設計方案在輪胎噪聲特性上實現了較為精準的對標。

圖7 輪胎花紋優化后與優化前及對標輪胎的噪聲頻譜對比

綜合優化前后輪胎的通過噪聲聲壓級、頻譜特性以及優化后輪胎與對標輪胎的頻譜結果，驗證了該節距優化方法的有效性，同時也體現了頻譜分析法在輪胎噪聲優化過程中的重要作用。

4 結語

本工作首先對待優化輪胎和對標輪胎進行通過噪聲測試，基于輪胎通過噪聲的頻譜特性和Colormap圖分析，診斷出待優化輪胎的主要噪聲源是由花紋節距設計與排列不當引起的。在此基礎上，采用節距優化理論對待優化輪胎花紋進行節距排列和優化，對優化后輪胎進行通過噪聲測試，輪胎通過噪聲聲壓級比優化前降低2 dB（A）。進一步分析優化后的輪胎頻譜特性，在不同試驗速度下的噪聲頻譜峰值均得到了有效消除，且其噪聲頻譜更加接近對標輪胎在相同試驗條件下的噪聲頻譜。試驗結果表明，對待優化輪胎的噪聲源診斷結果是有效的，同時體現了輪胎花紋節距設計與優化在降低輪胎噪聲設計中的重要作用。