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轮胎噪声数值分析及研究 摘要 近年来，随着城市车辆数量的急剧增加，城市交通噪声污染日益严重，因 而作为交通噪声主要来源之一的轮胎噪声也倍受人们重视。 本文在总结国内外轮胎噪声研究的基础上，分别从影响轮胎振动噪声的轮 胎胎面径向导纳和影响轮胎花纹槽泵气噪声的轮胎花纹槽泵气效应两方面，研 究相应轮胎噪声机理及低噪优化方法。首先，建立相对转动的两个直角坐标系， 研究转动轮胎在存在外界载荷的情况下的频响函数特性，给出相应的频响函数 方程，并以圆柱壳体轮胎模型为例验证在外界载荷情况下，轮胎径向的导纳曲 线的变化情况；其次，采用有限元软件a b a q u s 建立单个横向花纹槽有限元 模型，模拟花纹槽的泵气效应，并讨论轮胎转速与花纹槽几何参数对泵气噪声 的影响；最后，提出轮胎低噪优化方法。 经过分析研究，可以得出以下结论：转动轮胎在存在外力激励时，其径向 导纳曲线峰值频率存在一定的偏移，且偏移量与轮胎胎面变形有关；随着轮胎 转速和轮胎花纹槽几何参数数值的增加，轮胎泵气噪声增大，但各个因素显著 性各有不同，速度的影响最大，其次是花纹槽深度，影响最小的是花纹槽长度； 通过采用不等花纹节距、花纹错位以及适当选择花纹槽几何参数等方法能有效 控制轮胎噪声。 关键词：轮胎噪声；频响函数；轮胎花纹槽；泵气效应；低噪优化 n u m e r i c a ls i m u l a t i o na n dr e s e a r c ho ft i r en o i s e a b s t r u ct w i t ht h es h a r pi n c r e a s eo ft h en u m b e ro fv e h i c l e so fl a t ey e a r si nt h ec i t y ，t h e u r b a nt r a f f i cn o s ep o l l u t i o ni si n c r e a s i n g l ys e r i o u s ，s ot h et i r en o i s e ，a so n eo ft h e m a i ns o u n ds o u r c eo ft r a f f i cn o i s e ，h a sa t t r a c t e dm o r ep e o p l e sa t t e n t i o n t h i sp a p e r ，b a s e do nt h es u m m a r yo fd o m e s t i ca n df o r e i g nt i r en o i s er e s e a r c h ， s t u d yt h et i r en o i s em e c h a n i s ma n dc o r r e s p o n d i n gl o wn o i s eo p t i m i z a t i o nm e t h o d f r o mt h et i r et r e a dr a d i a la d m i t t a n c ea n dt i r et r e a dg r o o v ep u m p i n ge f f e c t ，w h i c h i n f l u e n tt h et i r ev i b r a t i o nn o i s ea n dt i r et r e a dg r o o v ep u m p i n gn o i s er e s p e c t i v e l y f i r s to fa l l ，t h ec h a r a c t e r i s t i c so ff r e q u e n c yr e s p o n s ef u n c t i o no fr o t a t i n gt i r ew i t h e x t e r n a ll o a dh a sb e e ns t u d i e da n dt h ec o r r e s p o n d i n gf r e q u e n c yr e s p o n s ef u n c t i o n e q u a t i o nh a sb e e ng i v e n ，b a s e do nt w oc o o r d i n a t e sw i t h 。r e l a t i v es p e e dh a sb e e n e s t a b l i s h e d ；ac y l i n d r i c a ls h e l lt i r em o d e la sa ne x a m p l et ov e r i f yi t s e c o n d l y ，a s i n g l et r a n s v e r s et r e a dg r o o v ef i n i t ee l e m e n tm o d e lh a sb e e ne s t a b l i s h e db yu s i n g s o , w a r ea b a q u st os i m u l a t et h ep a t t e r ng r o o v ep u m p i n ge f f e c t ，a n dad i s c u s s i o n t h a tt h ei n f l u e n c eo ft h er o t a t i o ns p e e da n dt h eg e o m e t r i cp a r a m e t e ro ft i r et r e a d g r o o v eo nt i r ep u m p i n gn o i s ei sp r e s e n t e d f i n a l l y ，s u m m a r i z e st h et i r el o wn o i s e o p t i m i z a t i o nm e t h o d t h r o u g ha n a l y s i sa n ds t u d y ，t h ef o l l o w i n gc o n c l u s i o n sc a nb ed r a w n ：t h e r a d i a la d m i t t a n c ec u r v ep e a kf r e q u e n c yi nt h ep r e s e n c eo fc e r t a i no f f s e t ，w h e n r o t a t i n gt i r e si nt h ep r e s e n c e so fe x t e r n a lf o r c ee x c i t a t i o n ，a n dt h eo f f s e to f t h et i r e t r e a do nd e f o r m a t i o n ；a st h et i r es p e e da n dt i r et r e a dg r o o v eg e o m e t r yp a r a m e t e r v a l u ei si n c r e a s e d ，t h et i r ep u m p i n gn o i s ei n c r e a s e s ，b u tv a r i o u sf a c t o r sh a v e d i f f e r e n ti n f l u e n c ed e g r e e ，t h es p e e dh a st h eb i g g e s ti n f l u e n c ed e g r e e ，f o l l o w e db y t h et r e a dg r o o v ed e p t h ，t h et i r et r e a dg r o o v el e n g t hh a st h es m a l l e s t ；t h r o u g ht h e u s eo fd i f f e r e n tt r e a dp a t t e r np i t c hm e t h o d ，p a t t e r nd i s l o c a t i o nm e t h o da n d a p p r o p r i a t ec h o i c eo ft r e a dg r o o v eg e o m e t r ym e t h o dc a ne f f e c t i v e l yc o n t r o lt h et i r e n o j s e k e y w o r d s ：t i r en o i s e ；f r e q u e n c yr e s p o n s ef u n c t i o n ；t i r et r e a dg r o o v e ；p u m p i n g e f f e c t ；l o wn o i s eo p t i m i z a t i o n 致谢 在此论文完成之际，回顾在合肥工业大学的三年求学历程，深感求学的艰 辛，感慨万千。众多老师、同学、朋友和亲人对我的关心、指导和支持，我毕 生难忘! 首先，我要感谢我的导师一一毕传兴教授在我攻读硕士学位期间给予我的 悉心指导和亲切关怀。毕传兴老师渊博的学识、精深的学术造诣、严谨求实的 治学精神和一丝不苟的工作态度给我很大的启迪和帮助，使我受益匪浅，终身 受益。在以后的学习工作中，我将谨记导师的教诲，努力拼搏，以实现自己的 人生目标。 同时还要衷心感谢陈剑所长的支持和帮助；感谢徐亮老师和张永斌老师在 平常的学习和生活中给予我的指导和帮助以及对论文提出的许多修改意见，感 谢噪声振动工程研究所所有老师这三年对我的指导和帮助。 感谢胡定玉、李有哲、郭明建和周益等噪声所的同学在论文写作之际提出 的宝贵意见和无私帮助，同时，感谢室友王友成、崔鑫和王虎在平常的生活中 给予我的关心和帮助。感谢我所有给予我帮助的朋友和同学，在我收获学业的 同时，也收获了他们真挚的友谊。 衷心感谢在合肥工业大学三年的学习和生活中所有给予我关心和帮助的领 导、老师、同学和朋友们。 最后要特别感谢我的父母，感谢父母这么多年对我的养育教导、关心爱护 和理解支持，正是在父母的支持下，我才能在顺利的完成学业。 悻羞态撂呙 2 0 1 2 年3 月2 5 日于合肥 插图清单 图2 一l 轮胎噪声分类图6 图2 - 2 单个横向花纹槽泵气噪声理论声压曲线6 图2 - 3 亥姆霍兹共振器示意图8 图2 - 4 轮胎声学喇叭效应图8 图2 - 5 整车远场噪声测试法示意图1 0 图2 - 6 整车近场噪声测试法示意图1 0 图2 - 7 拖车内部示意图1 1 图2 - 8 室内试验测试法示意图1 1 图2 - 9 等响曲线图1 2 图2 1 0m 频谱指标线1 4 图3 - i 轮胎胎面圆柱壳体模型1 6 图3 - 2 轮胎胎面相对坐标示意图1 8 图3 - 3 轮胎几何模型图2 2 图3 - 4 圆柱壳体几何模型2 2 图3 - 5 圆柱壳体有限元模型2 2 图3 - 6 = o r a d s 和u = 2 0 r a d s 导纳实频图2 3 图4 - i 单个横向花纹槽有限元模型2 8 图4 - 2 空气区域网格2 8 图4 - 3 弹性聚合物形变一时间曲线2 8 图4 - 4 观测面设置示意图2 9 图4 - 5m o o h e y - r i v l i n 本构模型3 1 图4 - 6n e o h o o k e a n 本构模型3 1 图4 7y e o h 本构模型3 2 图4 - 8o g d e n 本构模型3 2 图4 - 9a r r u d a b o y c e 本构模型3 2 图4 - 1 0v a nd e rw a a l s 本构模型3 2 图4 一l1 速度8 0 k m h 下两观测面声压比较3 5 图4 1 2 速度8 0 k m h 下两观测面声压级比较3 5 图4 一1 3 速度1 0 0 k m h 下两观测面声压比较3 6 图4 一1 4 速度1 0 0 k m h 下两观测面声压级比较3 6 图4 一1 5 速度1 2 0 k m h 下两观测面声压比较3 7 图4 一1 6 速度1 2 0 k m h 下两观测面声压级比较3 7 图4 1 7 三种速度下噪声压强比较3 8 图4 一1 8 三种速度下噪声声压级比较3 8 图4 1 9 花纹槽几何参数位置示意图3 9 图4 2 0 不同花纹槽深度下泵气噪声压强比较3 9 图4 2 1 不同花纹槽深度下泵气噪声声压级比较4 0 图4 2 2 不同花纹槽宽度下泵气噪声压强比较4 0 图4 - 2 3 不同花纹槽宽度下泵气噪声声压级比较4 1 图4 2 4 不同花纹槽长度下泵气噪声压强比较4 1 图4 2 5 不同花纹槽长度下泵气噪声声压级比较4 2 图4 2 6 多个横向花纹槽发声特征示意图4 4 图4 2 7 待整合单个横向花纹槽噪声压强4 5 图4 2 8 多个横向花纹槽整合后泵气噪声频谱图4 6 图5 1 轮胎花纹开口端与速度方向示意图一4 9 图5 2 轮胎花纹错位降噪措施示意图5 0 图5 3 轮胎花纹错位优化前后声压比较5 0 图5 4 两种变节距花纹噪声的声压形状示意图5 0 图5 5 两种变节距花纹( s l ) 噪声频谱图5 2 图5 6 ( g t ) m - - o 频率特性( b ) m = 6 频率特性5 2 表格清单 表格卜12 0 0 6 年全国道路交通噪声监测情况表2 表格2 1c 1 型轮胎噪声标准值1 3 表格2 2c 2 和c 3 型轮胎噪声标准值d b ( a ) 1 4 表格3 1 圆柱壳体模型参数表一2 1 表格3 2 轮胎壳体有限元模型材料参数表一2 3 表格4 1 强制位移曲线表2 9 表格4 2y e o h 本构模型参数表3 3 表格4 3a b a o u s 联合仿真单元类型表3 4 表格4 4 互换物理量定义及类型3 4 表格4 - 5 花纹槽几何参数变化表3 9 表格4 6 花纹槽泵气噪声影响因素极差分析表4 3 表格5 1 路面状况对轮胎噪声的影响5 3 第一章绪论 1 1 引言 随着社会的不断进步，人们生活水平的提高，各种污染也应运而生，噪声 污染就是其中之一。 1 1 1 噪声污染的特点 噪声污染是一种物理性污染，它与水体和空气等的化学污染不同，其特点 是 1 】： ( 1 ) 物理性，声源发出的声能以波动的形式传播，看不见、摸不着、闻不 到，直接作用于人的听觉器官，一般不会致命，是一种感觉、精神公害； ( 2 ) 难避性，由于噪声以3 4 0 m s 的速度传播，因而即使闻声而跑，也避 之不及，即使很小的孔缝隙也能透过大量的噪声，低频声还具有很强的绕射能 力，可以说噪声是无孔不入； ( 3 ) 局限性，噪声源一般只能影响它周围的一定区域，不会扩散到很远的 地方； ( 4 ) 能量性，噪声污染是能量的污染，只造成空气物理性质的暂时变化， 不具有物质的积累性； ( 5 ) 危害潜伏性，噪声污染在人心理承受上有一定的延续效应，长期接触 或短期高强度接触有损健康。 基于以上特点，噪声污染一直被认为是最让人厌恶、最直接的环境污染之 1 1 2 噪声污染的危害 虽然噪声对人们的影响可分为听觉的和非听觉的两条途径，但噪声的实际 危害还是相当严重的，尤其对儿童的健康和生长发育十分有害，必须引起人们 的高度重视。噪声污染的危害归纳起来主要有4 个方面： ( 1 ) 损伤听力，影响人体健康，大量调查研究表明，如果人长时间处于强 噪声的环境中，会使内耳听觉器官组织受到损伤，造成不同程度的耳聋，当人 们处于强噪声环境中停留一段时间后，人的听觉系统受到伤害，从而使得听力 下降，而当人远离噪声，到安静的地方待一段时间，听觉系统就会自我恢复， 这种现象称为暂时性阀移，又称听觉疲劳，但如果在强噪声的环境中长时间的 工作，听觉系统就无法自我恢复，从而导致人耳的感觉器官发生器质性的病变， 由暂时性阀移转变成永久性阀移，即成为噪声性耳聋或噪声听力损失； ( 2 ) 噪声的生理效应，暴露在噪声中所导致的人体生理变化称为噪声的生 理效应，噪声具有强烈的刺激作用，对人体的影响也是多方面的，除去对听力 的影响外，对神经系统、心血管系统、消化系统、内分泌系统等也有明显的影 响； ( 3 ) 噪声对人们生活和工作的影响，噪声妨碍人们休息、睡眠，干扰语言 交谈和日常社交生活，使人烦躁、注意力下降，甚至精神失控、行为反常； ( 4 ) 噪声还对动物、建筑物和仪器设备有影响。 1 1 3 控制轮胎噪声的意义 按照产生噪声源头的类型，城市噪声污染可分为工业( 厂) 噪声污染源、 交通( 运输) 噪声污染源、建筑施工噪声污染源和社会生活噪声污染源，其中 交通噪声日益为人们重视。 2 0 0 6 年全国3 9 8 个市( 镇) 开展道路交通噪声监测，道路噪声平均等效声 级如表格1 1 所示。 表格1 - 12 0 0 6 年全国道路交通噪声监测情况表 道路交通噪声平均等效声级d a ( a ) 6 86 8 7 07 0 7 27 2 7 47 4 相应声级内的城市数个 2 2 91 2 43 474 相应声级内的城市数占总数的比例慌5 7 5 3 1 28 51 8 1 0 2 0 0 8 年我国环保重点城市环境噪声的声源结构为：交通噪声占2 2 5 ；工 业噪声占9 9 ；施工噪声占3 2 ；社会生活噪声占5 3 8 ；其它噪声占1 0 6 。 而我国各类声源的平均等效a 声级为：交通噪声5 6 2d b ( a ) ；工业噪声5 4 7 d b ( a ) ；施工噪声5 5 3d b ( a ) ；社会生活噪声5 3 4d b ( a ) ；其它噪声5 3 0d b ( a ) 。 交通噪声强度与行车速度有关，车速加倍，噪声级平均增加7 9 d b ；车流量增 加1 倍，噪声级平均增加2 7 d b 。不同交通运输工具的噪声差别也大，载重车 的噪声级可达9 0 d b ( a ) ，而飞机起飞时在测点上的噪声可以达到1 0 0 d b ( a ) 以上 ( 1 】。由此可以认为道路交通噪声是城市环境噪声的最主要噪声源。 近年来，城市汽车数量的猛增，使得汽车噪声已经成为交通噪声污染的主 要来源。降低汽车噪声是一项涉及到整车各个方面的综合技术问题，它包括发 动机的设计、材料的选择、质量的分布、生产工艺水平、零部件装配精度以及 密封性能等等。汽车的噪声源有多种，但发动机噪声和轮胎噪声一直是汽车噪 声的两个主要来源，这两个噪声源都是随着车辆的行驶被动产生的，无法消除 只能控制。 从1 8 8 5 年德国人发明第一辆汽车至今，汽车制造技术日新月异，汽车内部 机械系统间的振动噪声已经得到极大的控制，随着车辆发动机制造技术的改进， 发动机噪声得到有效抑制，使得汽车噪声中的轮胎噪声比重增加；有研究表明 当车辆加速行驶时，车辆行驶噪声中的2 3 为轮胎噪声，而车辆匀速行驶时， 轮胎噪声大约占车辆行驶噪声的五分之四【2 】。所以，人们越来越重视控制轮胎 噪声，降低了轮胎噪声也就降低了交通噪声。 1 2 国内外研究发展与现状 上个世纪初，由于缺少相应的噪声发声机理和声学理论的支持，人们无法 深入的研究轮胎噪声，只能进行简单的噪声测试，直到二十世纪七十年代，人 们在轮胎噪声理论研究方面取得了突破，开始采用经验模型预测轮胎噪声。 h a y d e njre 于2 0 世纪7 0 年代初首先提出产生轮胎噪声主要因素是空气 泵气效应【3 4 】。当时他将单个轮胎花纹槽简化为一个单极子声源，并提出相应的 半经验公式来预测花纹槽泵气噪声，但该公式对轮胎花纹槽噪声的模拟结果仍 然存在较大的误差【5 j 。 19 7 5 年，s o e d e l 采用施加了角速度的简化圆柱壳体模型模拟转动轮胎，利 用格林方程分析计算，获得了轮胎模型的动态响应，并分析了系统阻尼对轮胎 固有频率、振型以及驻波现象的影响1 6 j 。 2 0 世纪8 0 年代，人们在声学理论和噪声振动理论的研究成果基础上，开 始运用实验数据与仿真计算相结合的方法研究轮胎噪声。有学者根据固流耦合 的原理提出：在克希霍夫亥姆霍兹积分公式中代入轮胎振动方式和噪声声场的 边界条件，就能预测出轮胎振动噪声l r ，j 。 l9 8 2 年，h u n c k l e r 等【8 】采用轮胎有限元模型研究了非线性大形变对于对称 壳结构平衡状态的影响，并在此基础上分析了小幅振动对轮胎固有频率的影响。 由于h u n c k l e r 等建立的轮胎有限元模型具有几何双曲率的轴对称结构和非线性 刚度，且采用了正交的各项异性材料，十分接近实际工况，所以固有频率的计 算结果与实测结果很接近。 1 9 8 5 年，通用汽车研究实验室的l a w r e n c ej 等通过对横向花纹槽噪声的多 年研究，发现了除花纹槽泵气效应之外的另一个产生花纹槽噪声的原因：气柱 共鸣效应。他指出：当车辆在行驶过程中气柱的固有频率与花纹间距频率一致 时，就会产生气柱共鸣噪声，从而加剧轮胎噪声一j 。 19 9 2 年，n a k a j i m ay 等运用联合算法模拟了轮胎的振动噪声，该算法综合 了有限元法、边界元法以及模态分析法。采用该算法能够很好的预测低频段和 中频段的轮胎噪声，但是在预测高频噪声时，由于巨大的计算量，使得计算误 差急剧增加，因此，人们引入能量统计法对高频轮胎噪声进行预测【l 。 1 9 9 8 年，d o h r m a n n 建立悬架与车轮的联合动态系统模型，把系统中的悬 架简化为径向和切向分布的线性弹簧和阻尼块，在此模型中轮胎的变形是与坐 标系固结的，因而可以用定时间的线性系统表示其运动方程，该模型能够较容 易地得到转动轮胎的模态参数【1 1 i 。 2 0 0 2 年，h i r o s h iy 【1 2 等对轮胎内部空腔内的气体共鸣噪声进行了研究，发 现轮胎空腔内气体在车辆行驶过程中发生了共振，共振频率在2 5 0 h z 附近，这 也是导致车辆内部噪声频谱线在2 5 0 h z 附近出现峰值的主要原因，并提出通过 改变轮胎结构使得轮胎固有频率与轮胎内部空腔共振频率不同，从而很好的降 低轮胎内部空腔内气体的共振噪声。 现阶段，国外普遍使用逆边界元法【l 副对轮胎进行仿真分析，同时进行实验 测试，最后比较结果，相比之下误差减小。 我国对轮胎噪声的研究起步较晚，2 0 世纪9 0 年代中后期，上海轮胎橡胶( 集 团) 股份有限公司建立了国内最早的轮胎噪声实验室。2 0 0 3 年，上海轮胎橡胶 股份有限公司与同济大学声学研究所共同组建了“上轮同济轮胎噪声与振动技 术中心”。该中心建立了专门用于轮胎噪声测试的半消声室，装配了轮胎噪声 实验机床。经过多年的学习和研究，我国轮胎工业技术进步非常快，尽管如此 国内的自主轮胎企业生产技术仍然比较落后，一方面国内企业一直依赖于外国 的技术，但由于国外技术的保密性，增加了国内研究轮胎噪声的困难，另一方 面，国内对轮胎噪声的实验及研究的技术和经费投入少，造成自主开发能力低 的状况【1 4 。 1 3 课题来源及意义 轮胎噪声是由行驶车辆的轮胎与路面相互作用而产生的噪声，研究过程最 好在实际工况中完成，但由于实验过程的复杂及实验器材的缺乏，大多数研究 者只进行理论研究；他们采用力学公式、声学公式和经验公式相结合的方法模 拟轮胎噪声，而利用有限元软件对轮胎噪声进行有限元仿真研究的不多。于增 信、肖旺新在文献 1 5 中基于轮胎力学特性分析提出了一种轮胎噪声的半经验 计算模型，该模型几乎涵盖轮胎所有设计参数；李福军等在文献 1 6 】中在轮胎 受力变形经验公式基础上，利用有源波动方程模拟计算了花纹槽的发声；白秀 荣、王卫防、葛剑敏等人在文献 1 7 ，1 8 中采用仿真分析和实验测量相结合的方 法研究轮胎固有频率和振型，讨论了轮胎气压、轮胎质量、轮胎花纹以及轮胎 刚度对轮胎固有频率的影响，同时分析了有限元模态分析产生误差的原因；余 洁冰、臧孟炎在文献 1 9 】利用商用有限元软件对花纹槽与空气耦合与不耦合两 种工况进行了仿真分析，其研究过程中只给出一个特定的强制载荷进行仿真， 没有分析载荷施加与速度的关系。实验方面的研究受工况影响较大，实验的结 果也无法体现明确的噪声机理，相对于路面研究时影响路面噪声因素的多样性， 采用数值仿真的方法研究轮胎噪声更为为简单、直接。 本课题源自于合肥工业大学青年创新群体项目“现代噪声源识别技术与低 噪声设计方法研究”。 本课题研究的目的： 轮胎噪声主要来自轮胎振动和花纹槽泵气效应，通过转动轮胎的频响函数 数值分析和花纹槽泵气噪声的有限元仿真，分析影响轮胎振动噪声和泵气噪声 大小的因素，发掘轮胎降噪潜力，降低环境噪声污染，提高乘车舒适度和平稳 度。 4 1 4 本课题主要研究工作 ( 1 ) 建立两个相对转动的坐标系，通过坐标变换，计算分析轮胎转动变形 过程中，轮胎固有频率的变化情况； ( 2 ) 建立单一横向花纹槽有限元模型，对其泵气效应进行仿真分析，验证 有限元模型的正确性；接着讨论不同速度和不同花纹槽几何尺寸对泵气噪声的 影响；并在此基础上运用极差分析的方法分析花纹槽泵气噪声的影响，为轮胎 花纹低噪设计提供一个思路； ( 3 ) 分析轮胎噪声的发声机理其测试方法，结合轮胎噪声的降噪方法优化 轮胎结构参数，并给出轮胎降噪措施。 第二章轮胎噪声的发声机理及其测量方法 2 1 轮胎噪声发声机理及其影响因素 2 1 1 轮胎噪声的分类及其发声机理 轮胎噪声作为汽车噪声的主要噪声源之一，按照其产生的机理主要可以分 为空气噪声、振动噪声和振鸣噪声，其详细的分类如图2 1 所示： 轮 胎 噪 尸 空气泵气噪声 空气噪声卜_ 斗一空气共鸣噪声 振鸣噪声 振动噪声 空气扰动噪声 冲击振动噪声 滑移振动噪声 复原振动噪声 路面振动噪声 图2 - 1 轮胎噪声分类图 ( 1 ) 空气噪声 当轮胎转动时，轮胎周围的空气因相互流动和扰动而引起的噪声称为空气 噪声。 空气泵气噪声 p 图2 2 单个横向花纹槽泵气噪声理论声压曲线 车辆行驶时，轮胎胎面花纹槽与地面耦合形成多个半封闭的空腔。当轮胎 与路面接触时，空腔内的空气被压缩而向花纹槽侧面开口处流动，形成喷射气 流；当轮胎离开路面时，受挤压的胎面花纹槽恢复原状，导致空腔容积迅速恢 复而使得空腔内气体压强过小，具有一定的真空度，而外界空气受压力差影响 被吸入花纹槽空腔内，这个过程即为轮胎的泵气效应。因为轮胎的泵气效应是 以一定的周期重复出现的，从而形成疏密不同的空气波，以轮胎为中心向外界 6 辐射，即形成了噪声，其理论声压波形类似于衰减的正弦脉冲【2 0 1 ，理论声压波 形 2 l 】如图2 2 所示。由轮胎花纹的空气泵气效应产生的噪声被称为轮胎的泵气 噪声，它是轮胎噪声的重要声源之一，路面上凹凸不平处也会因泵气效应而发 出泵气噪声。 空气共鸣噪声 车辆行驶过程中，轮胎受外界激励产生振动，导致花纹槽中流动的气体在 某一特定的频率下发生共振，由此引起的噪声称为空气共鸣噪声，这个特定的 频率不受轮胎外形结构的影响，而一般固定出现在1 2 k h z 范围之内。 空气扰动噪声 轮胎转动时会带动周围的空气流动，形成湍流，湍流中空气压力起伏变化 引起的噪声称为空气扰动噪声。这种噪声的声能不强，在轮胎噪声中所占的比 重较小，只有车速超过2 0 0 k m h ，才对轮胎噪声级有所影响。 ( 2 ) 振动噪声 轮胎胎面和胎侧在外界激励下产生振动引起的噪声称为振动噪声，它也是 轮胎噪声的最重要声源之一。 冲击振动噪声 当轮胎与路面接触时存在一个冲击力，该冲击力使得轮胎胎面和胎侧发生 一定的形变，而该形变变形与恢复过程中产生的噪声称为轮胎冲击振动噪声。 滑移振动噪声 轮胎胎面与路面耦合时，接触面上的橡胶花纹块与路面之间在位移上产生 了一定的偏移，而偏移过程中花纹块在摩擦力作用下引起振动而产生的噪声称 为滑移振动噪声。 复原振动噪声 轮胎转动过程中，受压部位离开接触面后变形恢复，而形变复原过程中产 生的振动噪声称为复原振动噪声。 路面振动噪声 车辆行驶过程中轮胎受凹凸不平的路面激励所引起的噪声称为路面振动噪 声。 ( 3 ) 振鸣噪声 汽车在路面上起步、急刹车或急转向时，轮胎和地面接触面发生局部白激 振动而产生的噪声称为振鸣噪声，其频率一般为0 5 l k h z 。 ( 4 ) 其它轮胎噪声发声机理 亥姆霍兹共振机理【2 2 2 3 】 亥姆霍兹共振又称单腔共振，其结构如图2 3 ( a ) 所示，是由一个一定体积 的空腔通过与一个具有一定深度的小孔和外界空间相连接组成的，当声波波长 远大于小孔的直径d 和深度h 时，小孔中的空气柱受压变形极小，可以视为不 变形，这是可将其视为一个质量块( 质点) ，而由于封闭空腔中体积v 比孔腔 中体积大的多，空腔中的空气看作为一个共振弹性，随着声波的起伏做弹性振 动，如同一个弹簧振子，如图2 3 ( b ) ，整个系统即为亥姆霍兹共振器。当外界 声波入射频率与亥姆霍兹共振器固有频率一致时，会引起孔腔中空气柱的共振， 从而加剧噪声，一定情况下还会发生颈口喷射现象，起二次声源的作用；但从 另外一个角度来看，在振动过程中，孔腔中的空气柱与孔壁发生摩擦，消耗了 声能，起到了吸声的作用，所以亥姆霍兹共振原理在轮胎噪声中所起的作用还 有待证实。 图2 - 3 亥姆霍兹共振器示意图 声学喇叭效应 2 4 , 2 5 】 当轮胎与路面接触时，接触点前后的胎面与路面间形成了声学喇叭筒，如 图2 4 所示，声学喇叭效应放大了声压，使得噪声增大，但该现象指向性非常 强，特别是在波长小于轮胎胎面宽度频带的噪声，指向性非常明显，喇叭筒正 前方噪声增加明显，最多可达5 6 d b ，然而轮胎侧面噪声没有明显增加，所以 声学喇叭效应对轮胎噪声影响还有待进一步的研究和证实。 图2 4 轮胎声学喇叭效应图 ( 5 ) 随机沙声4 ，2 5 】 车辆行驶过程中，路面不可能为绝对光滑的路面，而轮胎胎面在转动过程 中也不可能与路面完全贴紧，由此，胎面与路面之间产生许多大小不等的空隙， 空隙中的空气受压缩产生不规律的沙沙声，就称之为随机沙声。随机沙声的发 声机理与花纹块和花纹槽腔体发声机理相同，只是腔体大小和发声位置为随机 的。在轮胎花纹槽作用下，随机沙声产生的噪声很小，可以忽略不计，但对于 光面胎面或纵向花纹胎面，随机沙声在轮胎噪声中占有较大的比重。 通常行驶中车辆的轮胎噪声主要由冲击振动噪声和轮胎花纹噪声组成，其 它机理产生的噪声所占的比重相对较小。 不同性质的轮胎噪声，其产生机理各不相同，在大多数情况下，这些机理 是同时存在的，只是形成噪声能量的大小和对轮胎总噪声的贡献主次不同。 2 1 2 轮胎噪声的影响因素 轮胎噪声的影响因素可以分为轮胎的设计因素和使用因素。设计因素主要 包括轮胎结构设计和花纹设计：使用因素主要包括汽车的行驶速度、轮胎载荷 和气压、路面状况以及轮胎磨耗等，其中花纹设计和路面状况是影响轮胎噪声 的主要因素。 ( 1 ) 轮胎设计因素 花纹槽的设计不同直接造成各种花纹轮胎泵气噪声声强的不同，横向花纹 槽容易形成封闭空腔，产生的空气喷射流压强也较大，而纵向花纹槽中空气流 动较为顺畅，受压时容易排出，不会产生较大的空气压差，因而引起的噪声也 较小。 ( 2 ) 轮胎使用因素 使用因素包括车辆行驶速度、路面状况以及轮胎载荷和气压等。一般情况 下，车速越快，轮胎噪声越大；路面的粗糙度以及干湿程度能影响轮胎噪声大 小；而轮胎的新旧程度也对轮胎噪声有一定影响，相同型号的轮胎磨损后要比 新轮胎噪声增加2 4 d b 。 2 2 轮胎噪声测试方法 目前，我国还没有统一的轮胎噪声测试方法，也没有一种测试方法能够适 用于所有工况，较为常见的测试法有整车远场噪声测试法、整车近场噪声测试 法、拖车近场噪声测试法以及室内试验噪声测试法等。 2 2 1 整车远场噪声测试法 整车远场噪声测试法也称滑行法测试法，在保证对轮胎噪声测试结果准确 的前提下，尽可能降低了其它声源的干扰。测量场地内( 图2 5 ) ，车辆空载挂常 用档位，匀速到达起始线，然后立刻关闭发送机，断开离合器，使车辆以预定 的速度滑行经过传声器。该测试法要求场地平坦、空旷，路面坡度小于0 5 而 且在测试中心5 0 m 半径范围内，不应有大型建筑物、围墙等反射物。 整车远场噪声测试法测得的结果能够很好地体现轮胎噪声向外部远场辐射 9 的实际情况，但测试到的噪声中含有轮胎噪声以外的附加噪声，所以它只适合 于轮胎噪声的对比实验：除此之外，该测试法受到外部环境影响较大，且不能 对单个轮胎进行测试。 a 圆 a 图2 - 5 整车远场噪声测试法示意图 b 圆 2 2 2 整车近场噪声测试法 整车近场噪声测试法就是在实际行驶的车辆后部贴近轮胎的地方安装传声 器来测试轮胎噪声的方法，如图2 - 6 所示，这种测试法测试到的噪声并非轮胎 的全部噪声。低速时，该方法能较好测得各种路况下的轮胎花纹槽泵气噪声和 振动辐射噪声，而在高速时，主要测得气流噪声。 图2 - 6 整车近场噪声测试法示意图 2 2 3 拖车近场噪声测试法 拖车近场噪声测试法就是制造一个拖车，并将其连接在车辆之后，该拖车 内部是一个近似的半自由声场，将待测的轮胎安放于拖车内部，并在其周围安 1 0 装传声器，传声器安装位置在待测轮胎同一侧的前后端，距地面1 0 c m 处，如 图2 7 所示，实验时，驾驶牵引车将装有被测轮胎的拖车匀速拖行，为了提高 测量精度可在牵引车的排气管处安装消声器。该测试方法能够测量大多数平坦 路面状况下的轮胎噪声，且精度较高。 前置传声器 2 2 4 室内试验测试法 图2 - 7 拖车内部示意图 传声器 1 0 c m 置传声器 图2 - 8 室内试验测试法不意图 室内试验测试法也称为转鼓法。测试在实验室中进行，把待测试轮胎安装 于转鼓设备上，用胎面与转鼓面接触来模拟轮胎与地面接触情况，轮胎以一定 速度转动，在距离轮胎中心位置1 r n 、高o 2 5 m 处安放一个传声器，如图2 8 所 示。这种测试法的缺点在于转鼓表面的粗糙程度以及轮胎与转鼓接触时的变形 情况同实际工况存在一定的差距，除此之外，转鼓在转动过程中也存在振动， 这些都影响轮胎噪声的测试结果；但由于该方法为室内测量，所以外界干扰小， 而且测试时间短，容易进行重复测试，因而该测试法尤其适合于研究轮胎噪声 的机理。 2 3 轮胎噪声评价标准 人是通过听觉器官来感受声音强弱的，人们通常使用声压和声强两个物理 量来衡量声音的强弱。在单位时间内某一指定传播方向的法平面上单位面积上 通过的声能称之为声强；而声波在传播过程中，通过的媒介中某一点的瞬时压 强与平均大气压强之差称之为声压。虽然声压和声强都可以用来衡量声音强弱， 但考虑到声强具有的方向性，要直接描述声强较为复杂，而声压却相对容易测 得，因此，在大多数情况下都以声压作为衡量声音强弱的标准，对于平面波， 在某一传播方向上的声强，与声压户有如下关系： p 2 ，：二_ 一 p c 式中p 为空气密度( 砌朋3 ) ；c 为空气中声音传播速度( 朋厶) 。 ( 2 1 ) 图2 9 等响曲线图 正常人耳恰好能感觉到的最低声压称为听阈声压，而能使人耳有痛感的声 压称为痛阂声压，在频率为10 0 0 h z 的声音下，听阈声压通常为2 1 0 p a ，痛 阈声压通常为2 0 p a 。由此可知，人能感受到的声压范围跨度非常大，甚至有数 百万倍，而使用声压或者声强的绝对值在大范围衡量声音的强弱是极不方便的， 因此，人们使用声压级来衡量声音的强弱，它的数学表达式为： ( 2 - 2 ) p r g io2 2 = p e 式中只为基准声压，一般取2 1 0 。砌。 人耳对声音强弱变化感觉的感觉不仅仅来自于声压级的变化，而且还与声 音频率的改变有关，例如一般情况下，同样是低声压声音，人耳对于低频声音 反应迟钝，而对于高频声音感觉敏感；而对于高声压级，不论高频声音还是低 频声音，人耳感觉是相同的。如图2 - 9 等响曲线所示，低声压级下，曲线随频 率变化起伏较大，而高声压级下，曲线则起伏较小，相对平滑。 2 3 1 轮胎噪声的客观评价标准 对于噪声的客观评价主要是对噪声强弱和频谱的分析 2 6 , 2 7 】。现阶段轮胎噪 声的客观评价标准在国际上还没有统一的规定，但是不同的地区各自制定了相 应的评价标准。 ( 1 ) 欧洲轮胎噪声认证标准【2 8 j 欧洲通过对装有待测轮胎的车辆进行整车远场测试实验，采用处理后的实 验数据与限值数据比较的方式评价轮胎噪声，其实验数据处理方法如下： p r = p a v( 2 - 3 ) ：三窆只 以i - i 一 1 击 v2 一乞v ， ni = l 主，一；烛，一z ) a = 生! 窆0 ，一；) 2 f - 1 式中：n 一一轮胎噪声最终声压级；p 一一声压级； 以一一加速度；v 一一速度；n 一一测试次数。 c 1 型轮胎噪声标准值按照轮胎断面宽度进行划分，如表格2 1 所示。 表格2 - 1c 1 型轮胎噪声标准值 ( 2 - 4 ) ( 2 - 5 ) ( 2 - 6 ) 理论断面宽度d m m 限值d b ( a ) d 1 4 5 7 2 1 4 5 d 1 6 5 7 3 1 6 5 d 1 8 5 7 4 1 8 5 b c 主次 ( 1 ) 仿真数据的计算 表中综合加权评分值y i 的计算公式： r = b i l r l b i 2 2 2 b o y o ( 4 - 2 1 ) 式中b “一一综合权系数；y i 厂一评分指标； 综合权系数b 标示各项指标在综合加权评分中应占的权重。在轮胎花纹槽 的泵气噪声中，人们主要注重最大的噪声声压级造成的影响，其重要性在整个 噪声发声过程中占8 0 以上，所以取最大噪声权重分值为8 5 ，最小噪声权重分 值为l5 。 计算各个影响因素的变化范围，即最大值与最小值之差k i ： 最大噪声差值k l = 1 5 1 9 6 0 1 4 1 1 6 5 = 1 0 7 9 5 最小噪声差值k 1 = 6 3 8 0 7 5 2 9 5 6 = 1 0 8 5 1 则综合权重系数b = 权重分值k ： b i l = 8 5 10 7 9 5 = 7 8 7 4 0 b i 2 = 1 5 1 0 8 5 1 = 1 3 8 2 4 4 3 在计算综合加权评分值时，由于在统计方法中，某项指标的各指标值都同 乘( 除) 或者同加( 减) 一数，其变化趋势规律不变。所以，当某项指标值偏 大时，可同减去某一数，使各个指标间在数值上都在同一较小的数量级上，以 方便计算。这里把最大噪声指标值都减去1 0 0 ，然后在进行综合加权评分值的 计算。计算结果如表中相应栏内。 计算影响因素各个水平的综合评分和。 由深度影响下的各个水平综合评分和： ia = 4 5 4 0 2 6 7 + 4 2 4 8 8 5 3 + 4 1 7 0 8 7 3 = 1 2 9 5 9 9 9 3 i ia = 3 9 7 3 3 9 6 + 4 9 1 2 3 0 4 + 4 6 2 8 4 8 8 = 1 3 5 1 4 1 8 8 i i i a = 4 6 5 8 2 7 7 + 4 3 2 1 9 6 0 + 4 9 7 3 3 9 8 = 1 3 9 5 3 6 3 5 其它影响因素各个水平的综合评分和计算与此方法相同，计算结果如表格 4 - 6 相应栏内。栏内i 、i i 、是每个水平三次综合评分和的平均值，即1 = i 3 。 由每列的i