基于田口理論分析的輪胎結構因子對空腔噪聲的影響

劉 坤，王 君，崔宗老，張 勇，李金明，蘇國慶

（青島雙星輪胎工業有限公司，山東 青島 266400）

輪胎結構受路面激勵與內部空腔空氣振動耦合產生共振，傳遞到駕駛室內形成頻率范圍為200～250 Hz，令人難以忍受的低頻嗡嗡聲，被稱為空腔噪聲，是路面結構噪聲的主要成分之一。隨著新能源汽車行業的快速發展，輪胎空腔噪聲逐漸成為影響車輛噪聲和振動與聲振粗糙度（NVH）性能的主要難題。

國內外很多學者致力于NVH問題的研究。于學華[1]研究表明，輪胎空腔斷面變化率越大，越有利于降低空腔共振噪聲。S.R.KIM等[2]通過有限元分析發現，尺寸相同的輪胎，其空腔噪聲很大程度上取決于胎面曲率。石宇鵬等[3-4]研究表明，在輪胎內腔貼吸音棉和在腔體內充氦氣等惰性氣體可有效降低空腔噪聲。耿聰聰等[5]通過試驗發現，在高速條件下輪胎16階模態與空腔模態產生了耦合。

本工作從輪胎內部體積、質量和各部位剛性變化等角度思考，基于田口設計試驗方法確定研究方案，采用半消聲室內轉鼓模擬測試室外主觀評價空腔噪聲的方法得出試驗結果，確定最優方案及相關結構因子水平以改善空腔噪聲。同時研究輪胎結構因子水平對空腔噪聲的差異影響、空腔噪聲顯著性影響結構因子水平以及各結構因子水平變化導致的空腔噪聲變化趨勢。

1 影響因子以及水平的確定

利用假設與檢驗的思路，設定可能影響輪胎空腔噪聲的5個主要結構因子分別為模具、帶束層角度、三角膠高度、胎面厚度和胎側厚度，每個因子取兩種水平。各結構因子水平如表1所示。

表1 各結構因子水平

結合經驗，通過改變模具外形設計因素來抑制空腔噪聲，重點優化胎面兩段弧的曲率半徑和胎側及胎圈部位輪廓。模具因子水平設計參數如表2所示，其輪廓對比如圖1所示。

圖1 模具因子兩水平輪廓對比

表2 模具因子水平設計參數

2 田口試驗設計

根據影響因子和水平，確定田口試驗為5因子2水平，使用L8（25）正交表，見表3。

表3 田口試驗設計各因子水平表

由于在實際研究過程中各因子的交互作用不易解決，因此本工作重點研究每個因子水平的均值主效應的影響、影響的顯著性及變化趨勢，不分析因子間的交互作用影響。

3 測試方法

在主觀評價過程中，空腔噪聲是車輛行駛過程中的特定速度下出現的峰值噪聲，并且峰值對應的速度和頻率區間都較狹小，再加上路面等原因，有時表現不連續，因而不易被感知。但在中等勻加速或勻減速工況下，至某一特定速度時會出現較為清晰的空腔噪聲，這種狀態的空腔噪聲容易被評價工程師所察覺。由于評價要涵蓋大部分輪胎規格、結構設計、路面等狀況，因此工程師選擇研究空腔噪聲峰值對應的速度區間為勻減速工況下的100～40 km·h-1。

為消除天氣、風速和路面等因素的不利影響，本研究采用原車鋁合金輪輞裝配輪胎，在半消聲室內采用轉鼓法模擬（見圖2）測試主觀評價過程中速度由100 km·h-1勻減速至40 km·h-1過程中的行車工況，每間隔一個速度區間（即10 km·h-1）采集并整理200～250 Hz（見圖3）范圍內的噪聲值[6-10]。

圖2 半消聲室內空腔噪聲測試

圖3 空腔噪聲聲壓級與頻率的對應關系

該方法可較為真實地反映室外車輛在行駛過程中的空腔噪聲狀況。測試條件為：室內溫度25 ℃，測試壓力 250 kPa。

4 結果與分析

對各方案分別進行3次空腔噪聲測試，試驗誤差為±3%，重復性較好。選取最接近均值的1組試驗結果（見表4）進行分析。

表4 空腔噪聲聲壓級測試結果 dB

4.1 絕對差值分析

均值絕對差值是因子在不同水平下產生不同空腔噪聲的正值差異，工程師希望兩水平之間的絕對差值盡可能大，以找出產生絕對差值大的因子水平。

在60～50和50～40 km·h-1減速區間內，5個結構因子的兩水平空腔噪聲聲壓級的絕對差值分析如表5所示。信噪比響應越大，表明該因子水平抵抗外界噪聲能力越強，穩定性越高。

從表5可以看出，在這2個減速區間內，空腔噪聲的結構因子按照影響由大到小的排序為帶束層角度、胎側厚度、模具、三角膠高度和胎面厚度。結合信噪比響應得到最佳因子水平組合為：帶束層角度 24°，胎側厚度 6.2/7.0 mm，模具 2#，三角膠高度 15 mm，胎面厚度 8.5/10.5 mm。

表5 60～50和50～40 km·h-1減速區間內不同結構因子水平空腔噪聲聲壓級的絕對差值分析 dB

在90～80，80～70和70～60 km·h-1減速區間內，5個結構因子的兩水平空腔噪聲聲壓級的絕對差值分析如表6所示。

從表6可以看出，在這3個減速區間內，空腔噪聲的結構因子按照影響由大到小的排序為帶束層角度、胎側厚度、三角膠高度、模具和胎面厚度。結合信噪比響應得到最佳因子水平組合為：帶束層角度 24°，胎側厚度 6.2/7.0 mm，三角膠高度 15 mm，模具 2#，胎面厚度 8.5/10.5 mm。

表6 90～80，80～70和70～60 km·h-1減速區間內不同結構因子水平空腔噪聲聲壓級的絕對差值分析 dB

在100～90 km·h-1減速區間內，5個結構因子的兩水平空腔噪聲聲壓級的絕對差值分析如表7所示。

從表7可以看出，在該減速區間內，空腔噪聲的結構因子按照影響由大到小的排序為胎面厚度、胎側厚度、三角膠高度、模具和帶束層角度。結合信噪比響應得到最佳因子水平組合為：胎面厚度 6.5/8.5 mm，胎側厚度 6.2/7.0 mm，三角膠高度 15 mm，模具 1#，帶束層角度 24°。

表7 100～90 km·h-1減速區間內不同結構因子水平空腔噪聲聲壓級的絕對差值分析 dB

4.2 算數差值分析

算數差值可體現因子水平變化后空腔噪聲隨之產生變化的趨勢，具體分析如表8所示。

從表8可以得出以下結論。

表8 結構因子水平變化引起空腔噪聲聲壓級的變化 dB

（1）在90～40 km·h-1的各減速區間內，空腔噪聲隨模具因子的水平變化呈下降趨勢；而在100～90 km·h-1的減速區間內呈上升趨勢。

（2）在100～40 km·h-1的各減速區間內，空腔噪聲隨帶束層角度和胎側厚度因子的水平變化呈下降趨勢，隨三角膠高度因子的水平變化呈上升趨勢。

（3）在90～40 km·h-1的各減速區間內，胎面厚度對空腔噪聲聲壓級的影響在0.4 dB以內。在100～90 km·h-1減速區間內，胎面厚度因子由水平1變化為水平2，對應的空腔噪聲聲壓級會提高4.36 dB。因此在方案優化時可忽略90～40 km·h-1減速區間內胎面厚度對空腔噪聲的影響；在100～40 km·h-1各減速區間內，選擇胎面厚度因子的水平1對空腔噪聲進行改善。

4.3 均值方差分析

利用均值絕對差值分析方法雖然直觀，但無法區分試驗結果的差異是由因子水平不同引起的還是試驗誤差引起的。因此采用均值方差分析法對試驗結果差異產生的原因進行分析。利用F檢驗法進行顯著性（P值）檢驗，取95%置信區間。若P值＜0.05，則說明因子水平與試驗結果之間的關聯在統計意義上顯著；若P值≥0.05，則認為兩者關聯不顯著。

利用Minitab軟件對各速度區間不同因子的空腔噪聲試驗結果進行P值檢驗，結果如表9所示。

從表9可以看出：在70～60 km·h-1減速區間內，帶束層角度對空腔噪聲的試驗結果影響顯著；在80～70 km·h-1減速區間內，帶束層角度和胎側厚度對空腔噪聲的試驗結果影響顯著；在90～80 km·h-1減速區間內，帶束層角度和胎側厚度對空腔噪聲的試驗結果影響顯著；在100～90 km·h-1減速區間內，模具、三角膠高度、胎面厚度和胎側厚度均對空腔噪聲的試驗結果影響顯著；其他減速區間內相關因子影響不顯著，說明試驗過程中存在誤差，且對試驗結果影響較大。

表9 各個減速區間內不同因子對空腔噪聲試驗結果的P值檢驗結果

4.4 綜合分析

不同減速區間內各方案空腔噪聲排序如表10所示。

從表10可以看出，方案G為最優方案，對應最優因子水平分別為：帶束層角度 24°，胎側厚度6.2/7.0 mm，三角膠高度 15 mm，模具 2#，胎面厚度 6.5/8.5 mm。

表10 不同減速區間內各方案空腔噪聲大小順序

5 結論

（1）選取5個結構因子，每個因子設兩種水平，基于田口理論分析方法設計8個方案，減小了試驗次數，縮短了試驗周期。

（2）在半消聲室內，使用原車鋁合金輪輞和輪胎裝配，用轉鼓法模擬測試室外實車測試空腔噪聲，測試在100～40 km·h-1的勻減速工況下，不同速度區間內，模具、帶束層角度、三角膠高度、胎面厚度和胎側厚度5個結構因子不同水平的輪胎在頻率為200～250 Hz范圍內的空腔噪聲。

（3）綜合均值和信噪比響應絕對差值、算數差值以及均值方差分析的結果可得：在70～60 km·h-1的勻減速工況下，帶束層角度對空腔噪聲的改善有顯著影響；在90～70 km·h-1的勻減速工況下，帶束層角度和胎側厚度對空腔噪聲的改善有顯著影響；在100～90 km·h-1的勻減速工況下，胎面厚度、胎側厚度、三角膠高度和模具對空腔噪聲的改善有顯著影響。

（4）綜合分析得到的最優方案為：帶束層角度24°，胎側厚度 6.2/7.0 mm，三角膠高度 15 mm，模具 2#，胎面厚度 6.5/8.5 mm。

（5）本工作只研究了5個結構因子及其兩種水平，局限性較大，后續還需要進一步的試驗補充與完善。