（固体力学专业论文）不同工况和结构参数对轮胎振动噪声影响的数值分析.pdf

摘要 摘要 随着汽车的普及，汽车噪声已经成为城市的主要噪声污染源。各国出台的汽 车噪声限值标准越来越严格。轮胎噪声是汽车噪声的主要来源之一，轮胎制造商 一直非常重视低噪声轮胎的设计和研究。轮胎噪声的产生机理比较复杂，但胎面 和胎体振动而引发的低频噪声一直被认为是轮胎主要的噪声源之一，研究轮胎结 构噪声能给降低车内噪声、提高乘坐舒适性提供依据。目前轮胎振动噪声的有限 元模拟主要侧重于时域上的分析，而采用频域分析能够分辨出噪声中不同频率信 号的来源，更便于研究噪声的变化规律。本文针对上述问题进行了一些初步的研 究。 基于a b a q u s 和s y s n o i s e 软件，建立了可分析瞬态滚动的简化有限元模 型和声学边界元模型。通过增加轮胎有限元网格的周向划分数，提高了计算的噪 声频率范围及计算精度；以忽略摩擦的原位滚动轮胎模型替代了相对地面运动的 轮胎模型，从而消除了相对滑移对计算精度的影响。综合考虑轮胎振动噪声的主 要频率范围和计算结果的精度，最终选定了2 5 4 0 0 h z 作为本文的分析频率范围。 对2 1 5 5 5 r 1 6 型轮胎静负载状态和速度为6 8 k m h 的滚动状态进行了模态分析， 将计算结果中特征频率下的轮胎表面振速分布与对应振型进行对比，初步验证了 噪声计算结果的可靠性。 考察了不同速度、载荷、充气压力等工况对轮胎振动噪声频率和空间分布特 性的影响，同时分析了帘线角度、胎面厚度和纵向花纹等结构参数的改变对轮胎 振动噪声的影响。结果表明，噪声声压水平随速度增加而显著增大；随着充气压 力和载荷的增减，轮胎刚度发生变化，从而导致振动噪声的改变，但幅值变化很 小，且无明显规律；改变带束层帘线角度和胎面厚度对轮胎振动噪声的影响很小； 增加纵向花纹后，轮胎振动噪声的变化幅度很小，仅峰值频率升高了1 h z 左右。 关键词：轮胎振动噪声有限元边界元频率分析 a b s t r a c t a b s t r a c t w i t ht h ep o p u l a r i t yo ft h ea u t o m o b i l e ，v e h i c l en o i s eh a sb e c o m et h em a i ns o u r c e s o fc i t y sn o i s e s t a t e sp u to u tm o r ea n ds t r i c t e rr e g u l a t ef o rv e h i c l en o i s e t i r en o i s ei s am a j o rs o u r c eo fv e h i c l en o i s e t i r em a n u f a c t u r e r sh a v ea t t a c h e dg r e a ti m p o r t a n c et o t h el o w - n o i s et i r ed e s i g na n dr e s e a r c h t h em e c h a n i s mo ft i r en o i s ei sc o m p l i c a t e d ， b u tt h el o w - f r e q u e n c yn o i s ec a u s e db yt h et r e a da n dc a r c a s sv i b r a t i o nh a sb e e n r e g a r d e da sam a j o r t i r en o i s es o u r c e ，r e s e a r c ht ot h et i r ev i b r a t i o nn o i s ec a np r o v i d e b a s i st or e d u c i n gv e h i c l en o i s ea n di m p r o v i n gr i d ec o m f o r t a tp r e s e n t ，t h ef e s i m u l a t i o no ft i r ev i b r a t i o nn o i s ei sf o c u s e do nt i m e d o m a i na n a l y s i s h o w e v e r , f r e q u e n c yd o m a i na n a l y s i sc a nd i s t i n g u i s h d i f f e r e n ts o u r c eo ft h en o i s e ；t h e r e f o r e ，i ti s e a s i e rt os t u d yt h el o w - f r e q u e n c yn o i s e i nt h i sp a p e r , s o m ep r e l i m i n a r yr e s e a r c ho f t h ea b o v e m e n t i o n e dh a sb e e nc a r r i e do u t a r o l l i n gt i r ef em o d e la n da na c o u s t i cb em o d e lh a v eb e e ns e tu pb yu s i n g a b a q u sa n ds y s n o i s es o f t w a r er e s p e c t i v e l y b yr e f i n e m e n to ft h et i r ef em e s h , t h ec a l c u l a t i o nu p p e rl i m i to fn o i s ef r e q u e n c yr a n g eh a sb e e ni m p r o v e d a n dt h e p r e c i s i o no fn u m e r i c a lr e s u l t si si m p r o v e db yr e m o v i n gt h er e l a t i v es l i pb e t w e e nt i r e a n dr o a d c o n s i d e r e dt h em a i nf r e q u e n c yr a n g eo ft i r ev i b r a t i o nn o i s ea n dp r e c i s i o no f t h ec a l c u l a t i o n ，e v e n t u a l l y2 5 - 4 0 0 h zi ss e l e c t e da st h ef r e q u e n c yr a n g ei nt h i sp a p e r c o m p a r i s o nb e t w e e nm o d a la n a l y s i sa n ds u r f a c ev i b r a t i o nv e l o c i t yo fr o l l i n gt i r e s h o w st h er e l i a b i l i t yo ft h i sm e t h o d t oi n v e s t i g a t et h ei n f l u e n c eo fo p e r a t i n gc o n d i t i o n sa n ds t r u c t u r a lp a r a m e t e r s s h o w st h a t ：t h es o u n dp r e s s u r eo ft h en o i s ew i l li n c r e a s e 、析t 1 1s p e e ds i g n i f i c a n t l y , w h i l ec h a n g e sl i t t l e 嘶t ht h ev a r y i n gp r e s s u r ea n dl o a d a l s ot r e a dt h i c k n e s s ，b e l t a n g l ea n dl o n g i t u d i n a lp a t t e r n sh a v el i t t l ee f f e c to nt h es o u n dp r e s s u r ea n dv i b r a t i o n c h a r a c t e r i s t i co ft h et i r e k e yw o r d s ：t i r ev i b r a t i o nn o i s e f i n i t ee l e m e n ta n a l y s i s lb o u n d a r ye l e m e n ta n a l y s i s i f r e q u e n c ya n a l y s i s 论文原创性和授权使用声明 本人声明所呈交的学位论文，是本人在导师指导下进行研究工作 所取得的成果。除已特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含任 何他人已经发表或撰写过的研究成果。与我一同工作的同志对本研究 所做的贡献均已在论文中作了明确的说明。 本人授权中国科学技术大学拥有学位论文的部分使用权，即：学 校有权按有关规定向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子 版，允许论文被查阅和借阅，可以将学位论文编入有关数据库进行检 索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编学位论文。 保密的学位论文在解密后也遵守此规定。 作者签名：够囝 2 d o 盛年1 0 月2 弓日 第一章绪论 1 1 引言 第一章绪论 车辆的n v h ( n o i s e 、v i b r a t i o n 、h a r s h n e s s ) 问题，即噪声、振动、舒适性， 是衡量汽车制造质量的重要标准之一。随着汽车的普及，汽车噪声已经成为城市 的主要噪声污染源。各国出台的汽车噪声限值标准越来越严格。而轮胎噪声是汽 车噪声的主要来源之一，轮胎制造商一直非常重视低噪声轮胎的设计和研究。此 外，轮胎作为汽车与地面接触的唯一部件，其动力学特性对汽车的操纵稳定性和 安全性也有着重要的影响，因此轮胎的动力学和噪声特性是轮胎设计、研究的重 要内容之一。轮胎噪声的产生机理比较复杂，但胎面和胎体振动而引发的低频噪 声一直被认为是轮胎主要的噪声源之一【l 训，据报道轮胎振动噪声占到整个轮胎 噪声水平的4 0 以上，且轮胎振动会显著影响乘车人的舒适性，因此研究轮胎 结构噪声能给降低车内噪声、提高乘坐舒适性提供重要依据。 1 2 轮胎振动噪声研究现状 从公开发表的文献上看，轮胎噪声研究主要开始于上世纪6 0 年代，开展了 大量的理论和实验研究，各种先进的测试技术和手段，如声学全息、光学全息、 激光一多普勒振动测量仪相继被应用于轮胎噪声的研究中，探索噪声源和致噪机 理，寻求降低轮胎噪声的途径【5 1 。意大利p i r e l l i 公司是世界顶尖的六大轮胎生产 商之一，非常极重视将新技术用于轮胎噪声的优化。p i r e l l i 公司为了深入了解产 生辐射噪声的转动轮胎的表面状况，基于a s q ( 空气声源定量法) 技术，在轮 胎周围大约3 c m 处对3 3 6 个不同位置进行工作声压的测量( 转鼓试验机的速度 保持在5 0 k m h ) ，确定了近场和远场声学频响函数，远场噪声的合成与实际测量 非常吻合。但轮胎噪声研究领域由于企业之间的激烈竞争，导致了相关技术的保 密，很多重要成果并没有公之于众。总体上看，现阶段实测依然是研究轮胎噪声 特性最重要的手段，但是实验代价比较昂贵，费时，因此常采用的方法是利用易 修改的胎面花纹进行花纹噪声研究，得出了一系列花纹设计及其噪声的经验规 第一章绪论 律。这些经验规律仍不能满足轮胎整体噪声的需要，特别是对低频部分占主要地 位的轮胎振动噪声研究不足。 在最近的十多年里，得益于非线性有限元理论和计算机软硬件的进一步发 展，轮胎结构有限元分析的求解精度和计算效率不断提高，研究内容也日趋多样： 从结构分析到稳态温度场、损耗计算、振动特性、噪声和侧倾侧偏特性等【5 一。 应用有限元等数值分析可以减少、甚至取代部分的轮胎试验，为轮胎的设计开发 和改进提供科学的理论依据，使其摆脱经验的束缚，提高研发效率。 1 9 9 2 年，n a k a j i m a 8 1 将有限元和边界元法联合应用于轮胎振动噪声的计算， 利用振型叠加法求解轮胎的振动响应，利用边界元计算声压和声强。在计算声场 时，仅考虑了胎侧区的振动响应，认为胎侧的振动响应对轮胎噪声的贡献最大。 然而该文对于如何确定轮胎滚动过程中所受的激励并未给出明确的交代。 文献【9 1 提供了一种计算滚动轮胎振动响应的方法，以此作为声学计算的输入 边界条件。假设系统为线性，则胎侧的振动位移置砌删 ) 和输入激励细) 满 足下列关系： 五删( 缈) = 玩( 缈) 只岫( 缈) ( 1 1 ) 或 ) 为复频响应矩阵，利用其逆矩阵，则有： ? k ( c o ) = h - i a s ( 彩) k 础( 彩) ( 1 2 ) 同理，轮胎的形变和激励满足： 乙 ) = 也) )( 1 3 ) 由( 1 1 ) 、( 1 2 ) 、( 1 3 ) n 得： x c o n t a a ( c o ) = 玩( c o ) h - l , 。 ) k )( 1 4 ) 通过静态轮胎激振实验，可以得n ( 1 2 ) 和( 1 3 ) d p 的复频响应函数，只要测得 滚动轮胎的胎侧振动响应，利用( 1 4 ) 式便可以得到轮胎的整体响应。文中也提及 了与静止轮胎相比，滚动轮胎的动态特性会发生变化，其中之一就是轮胎的固有 频率会降低。 1 9 9 7 年，l e e ，j j 等将统计能量法( s e a ) 引入了轮胎振动的研究中，得到 的接地区的原点导纳和实验结果吻合较好【1 0 1 。如果能够确定必要的传递函数、 2 第一章绪论 轮胎中结构波的传播特性和消散因子等参数，就可以分析轮胎的振动和噪声特 性。统计能量法能够用于很广的频率范围( n - i 以高达5 0 0 0 h z 以上) ，可以补充 有限元和边界元分析高频段的不足。但由于相应参数确定的困难，目前还未有文 献报导将统计能量法真正用于轮胎振动噪声的分析研究中。 意大利p i r e l l i 公司使用a b a q u s e x p l i c i t 对滚动轮胎进行了3 0 m s 的动态特 性分析，l m s 公司开发出特殊的接口将得到的轮胎表面加速度数据映射到“静态” 声学辐射表面，利用有限元和无限元相结合的方法进行声学分析，可以在轮胎滚 动过程中每隔一定时间就预测一次噪声辐射。但该方法只能给出噪声的时域响 应。 采用频域分析能够分辨出噪声中不同频率信号的来源，更便于研究噪声的变 化规律。张涛等1 1 l 】建立了一个在频域上计算轮胎振动噪声的方法：即利用 a b a q u s 模拟轮胎在路面上的滚动，提取轮胎表面节点的速度，并采用编写的 相应程序进行适当的预处理和离散傅立叶变换，作为声学计算的边界条件，最后 利用s y s n o i s e 软件中的边界元模块计算噪声。利用该方法，张涛等对2 1 5 5 5 r 1 6 型轮胎进行了振动噪声分析，初步得到了该轮胎振动噪声的的频域特征。但文中 工作也存在着较大的不足，首先是计算中使用的网格周向划分较为粗糙，无法分 析较高频域范围内的轮胎振动噪声( 只能考虑2 0 0h z 以下的振动噪声) ：计算中 轮胎与地面之间存在的相对滑动摩擦导致接地区附近存在随时间变化的水平位 移，从而使有限元与边界元模型中节点位置发生较大偏差，影响噪声计算的精确 度；没有考察不同工况和结构参数对振动噪声的影响。还有一点需要指出的是， 文【l l 】中也没有对该频域分析方法的可靠性进行较充分的考评。 1 3 本文的主要工作 本文以2 1 5 5 5 r 1 6 型轮胎为原型，对轮胎振动噪声有限元与边界元的频域分 析方法进行了完善，并考察了不同工况和结构参数对轮胎振动噪声的影响，定性 地得出了轮胎振动噪声的变化规律。 第一章为绪论。 第二章基于2 1 5 5 5 r 1 6 型轮胎，建立了用于瞬态滚动分析的简化有限元及和 边界元模型，完善了在频域上计算轮胎振动噪声的方法，并确定了该方法适用的 3 第一章绪论 振动噪声频率范围。通过对滚动轮胎模态分析的结果与轮胎表面振速分布对比证 实了该计算方法的可靠性，并以此为基础分析了轮胎振动噪声的频域特征。 第三章考察了不同速度、载荷、充气压力等工况对轮胎振动噪声频率及空间 分布特性的影响，同时分析了帘线角度、胎面厚度和纵向花纹等结构参数的改变 对轮胎振动噪声的影响。 第四章对全文工作进行了总结和展望。 4 第二章轮胎振动噪声数值计算方法的改进和有效性分析 第二章轮胎振动噪声数值计算方法的改进和有效性分析 本章基于2 1 5 5 5 r 1 6 型轮胎，建立用于瞬态滚动分析的简化有限元及和边界 元模型，完善在频域上计算轮胎振动噪声的方法，确定该方法适用的振动噪声频 率范围，并将滚动轮胎模态分析的结果与轮胎表面振速分布进行对比来证实该计 算方法的可靠性。 2 1 轮胎有限元模型的建立 2 1 1网格划分与单元类型 瞬态分析由于受时间增量大小的限制，一般比较费时。为减少计算量，尽可 能的减少单元数目和划分的难度，本文基于2 1 5 5 5 r 1 6 型半钢子午胎建立了一个 适用于显式动力学分析简化的轮胎有限元模型( 如图2 1 ) ，该模型忽略了轮胎上 的防擦线、标志线以及胎面花纹。轴对称模型共8 0 个单元，3 维模型周向划分 2 4 0 等份，采用c 3 d 8 r 线性减缩积分单元。而文【l l 】中的网格周向划分为9 0 份， 能计算的频率上限较低，计算精度差，不能满足需要。 图2 12 1 5 5 5 r 1 6 型轮胎有限元模型图2 2 带束层结构示意图 2 1 2 材料本构- q 及m r d 参数的确定 利用a b a q u s e x p l i c i t 进行轮胎动力学分析时，基于计算收敛性和计算效 率，必须考虑橡胶材料的可压缩性【1 2 ，1 3 1 。如果e x p l i c i t 模块分析中没有指定橡胶 材料的可压缩性，则a b a q u s 默认的泊松比为0 4 7 5 。在计算中，轮胎橡胶材 5 第二章轮胎振动噪声数值计算方法的改进和有效性分析 料采用可压缩的超弹y e o h 本构模型1 1 4 , 1 5 】，其应变能密度函数为： 一 一 1 w = c i o ( 厶一3 ) + c 矗( 一3 ) 2 + c 3 0 ( 厶一3 ) 3 + 亡( ，一1 ) 2 ( 2 1 ) 上 上式中，为总体积比( t o t a l v o l u m er a t i o ) ，d 为表征可压缩性的系数( 与v 相 关) ，。l 为第一偏变形张量不变量( f n s td e v i a t o r i cs t r a i ni n v a r i a n t ) ， l r1z1z1 1 - 2 + 以+ 如，五= 1 + 蜀为主伸长比。根据实测橡胶试件单轴拉伸的名义应 力和名义应变，以及给定的泊松比，即可得到( 2 1 ) 式中的材料参数【1 6 1 ( 该简 化模型仅区分了5 种胶料) 。 与橡胶材料相比，各类帘线所占的体积比很小，却分担了轮胎的大部分荷载。 由于橡胶和帘线材料的物理力学性能差异很大，直接采用r e b a r 单元进行模拟是 一种很有效的方法，已为较多数文献采用【1 7 , 1 8 1 ，因此本文也采用该方法模拟帘线 的力学行为。图2 2 给出了2 1 5 5 5 r 1 6 型轮胎带束层结构，其中一、二层为钢丝 帘线，三、四层也称之为冠带层，材料为聚酯帘线，相关的帘线材料参数如表 2 1 所示。 表2 1帘线材料参数( v = 0 4 7 5 ) 由于轮胎是由橡胶和众多的骨架材料组成的复合结构，阻尼来源较复杂，很 难用理论方法直接确定轮胎的结构阻尼值，一般通过实验测得的振型阻尼比得 到。r a y l e i g h 阻尼是在结构动力反应分析中应用最为广泛的一种阻尼形式n 9 1 ，其 假设结构的阻尼矩阵是质量阵和刚度阵的线性组合，即： c = a m + f l k ( 口、为常数) 。( 2 2 ) n a k a j i m a 根据实验测得的1 0 r 2 0 轮胎的前6 阶径向振动的阻尼比，利用最d 、_ z - - 乘法拟合得口= 6 9 i ，= 5 9 7 e 5 【8 】。由于缺乏2 1 5 5 5 r 1 6 型轮胎的相关测试数据， 本文计算中亦采用n a k a j i m a 文中给出的相关阻尼系数进行计算。 2 1 3 边界条件及计算工况 轮胎与轮辋的接触边界条件简化为胎圈相应区域的固定约束，不再定义刚体 轮辋。将地面定义为刚性平面，模拟了轮胎在无限大轮鼓上匀速滚动的动态过程。 6 第二章轮胎振动噪声数值计算方法的改进和有效性分析 文【1 1 】在模拟此过程时，由于轮胎与地面之间存在的相对滑动摩擦，导致接地区附 近存在随时间变化的水平位移，从而使有限元与边界元模型中节点位置发生较大 偏差，显著影响了噪声计算的精确度。考虑到相对滑动摩擦引起的剪切变形对垂 直胎面的速度分量影响很小，即对噪声的贡献不大，因而本文忽略了轮胎与地面 的滑动摩擦，7 从而去除相对滑移的影响以保证计算的可靠性。 此外，在滚动状态的计算中考虑了惯性效应及由此引起的离心力的影响。 载荷等参数的选取接近于2 1 5 5 5 r 1 6 型轮胎的标准工况，轮胎内表面施加 0 3 m p a 的均布载荷，以模拟充气压力，而轮辋中心点施加方向垂直向下，大小。 为6 0 0 0 n 的集中载荷。本文以下的计算条件如无特别说明均采用该标准工况。 由于有限元模型中采用六面体单元，因此轮胎周向实际为多边形，在集中载 荷作用下滚动，相当于受到一个周期激励的作用，该激励频率由单位时间内滚动 过的单元数决定： z = n t( 2 3 ) 其中丁为总采样时间，为滚动过的总单元数。此激励即为本文中轮胎振动 噪声的来源。 2 2 声学边界元模型的建立 2 2 1声学边界元计算原理 基于轮胎振动噪声的基本假设： ( 1 ) 介质为理想介质，不存在粘性，声波传播过程中没有能量损耗； ( 2 ) 没有声扰动时，介质在宏观上是均匀和静止的； ( 3 ) 声波的传播是绝热过程； ( 4 ) 介质中传播的声波是小振幅声波，各声学变量都是一阶小量。 由运动学方程、连续性方程和物态方程可以得到线性的声波方程： 俨p = 吉窘 亿 式中c 为波速。 简谐激励作用下结构振动在外部流体中产生的辐射声压p ( r ，国) 满足 h e l m h o l t z 微分方程 7 第二章轮胎振动噪声数值计算方法的改进和有效性分析 v 2 p + k 2 p = 0 ( 2 5 ) 和流固界面条件 亩一2 印( 2 6 )锄 ” ( 2 6 ) 以及s o m m e r f e l d 辐射条件 l i m ，( 望o r 一却) 一- ( 2 7 ) ，+ 。、 1 7 f 2 7 1 式中的扣o j e 为波数，国为圆频率，c 为流体介质中的声速，p 为流体介 质的密度，为结构表面s 的外法向振速。q 为结构表面s 上的任意点，p 为空 间中的任意点，= iq pi 。h e l m h o l t z 微分方程的基本解为： g ( q ，尸) 。么万， ( 2 8 ) 利用格林公式和相应的声学边界条件，可以得到采用单层势盯与双层势表 示的h e l m h o l t z 间接边界积分方程 ：芦婴尬一鲍用榔 ； 伪 ( 2 9 ) 式中单层势仃表示结构表面s 处的速度脉动( j u m po f v e l o c i t y ) ，双层势表 示声学边界表面的声压脉动0 u m po f p r e s s u r e ) 。 对( 4 8 ) 式在边界上( p s ) 进行离散，可以得到矩阵形式的边界元声学方程 尝丢7 三) = ；) ( 2 。， 上式中的b 、c 和d 为系数矩阵，盯为速度脉动向量，为声压脉动向量， f 和g 是外界激励向量。解得表面各节点的盯和，通过插值可以得到声场中任 意点p 处的辐射声压。 结构的辐射声功率可以通过下式求得： 形= 互1 王r e ( 以) 劣( 2 1 1 ) 式中的p 为结构表面声压，e 为结构表面法向振速k 的共轭复数，i k ( ) 表示 2 2 22 1 5 5 5 r 1 6 型轮胎的声学边界元模型 以有限元模型为基础，在s y s n o i s e 中建立轮胎声学边界元模型：由对称 性，轮胎边界元模型取l 2 建模( 如图2 3 ) 。此模型中，轮胎节点编号和坐标与 8 第二章轮胎振动噪声数值计算方法的改进和有效性分析 有限元模型完全一致。地面设为刚性壁面，声阻抗为无穷大。声学计算中空气密 度为1 2 1k g m 3 ，声速为3 4 3 m s ，参考声压为2 x 1 0 p a 。 2 3 计算流程 图2 3 轮胎边界元模型 首先利用a b a q u s e x p l i c i t 模拟轮胎在路面上滚动的过程，在地面激励的作 用下，轮胎表面节点产生与结构相关的振动响应。每隔t n 时间输出轮胎表面 节点速度v ( v l ，v 2 ，v 3 ) 。该速度又包括轮胎表面节点在轮胎滚动方向的分量， 和垂直于胎面的分量v r e - a l i 咖，即 矿= 吒咖+ 帅( 2 1 1 ) 因为v r o t a t i 硼对噪声响应没有贡献，所以无需从数据中分离出吃。轮胎在 有限元计算中处于滚动状态，而声学计算采用的边界元网格是静止的，因此每隔 t n 的时间对有限元模型的表面节点进行一次“错位”处理，即节点编号根据轮胎 滚动方向逆向错动一个单元。通过此步骤即可得到静态模型中不同节点在各离散 时间点( 0 ，t n , 2 t n ) 的速度。对速度分量的时域信号v 俐进行离散富丽 叶变换即可得到速度的频域信号v ( 1 ( ) ： 呐：兰衲口正警) 扫 。羔七一l ( 2 1 2 ) 第二章轮胎振动噪声数值计算方法的改进和有效性分析 以此作为s y s n o i s e 声学计算的边界条件，从而计算轮胎振动噪声。 该离散傅立叶变换所得信号的频率间隔为： 矽= 1 r( 2 1 3 ) 频率上限与激励的频率相同： f 吣= n t = i a b a q u s e x p | i c i t 模块模拟轮胎 l 在路面上的滚动 0 l 提取表面节点速度 上 i 映射( p r o j e c t ) 到静态网格上 上 l 离散富立叶变换( 。f t ) 上 j 转化为f r e 文件格式 上 l 利用间接边界元法进行声学计算 ( 2 1 4 ) 图2 4 计算流程图 为了方便结果的对比，应保证频率间隔相同，即采用相同的采样时间( 根 据4 式) ，因此本文设t 言o 4 s ( 对应频率间隔为2 5 h z ) 。在此采样时间内，改 变滚动周期数，采样点数n 也随之变化，可以以此来模拟不同行驶速度。本文 所采用的几种不同行驶速度和对应的上限频率如表2 2 所示： 表2 2 不同速度所对应离散傅立叶变换的上限频率 1 0 第二章轮胎振动噪声数值计算方法的改进和有效性分析 24 振动噪声计算的初步结果与有效性分析 241 模型周向等分数与频率范围的关系 为了分析噪声场的分布，以轮胎接地区中心为球心建立一半径2 m 的i 8 球 面( 如图25 所示) 。在此参考面内选取4 个场点来分析萁在不同速度下的声压 一频率曲线，4 个场点分别是：场点7 ( 2 ，0 ，o ) ，位于轮胎滚动前方的地面处： 场点8 ( 1 4 8 ，13 5 ，o ) ，位于轮胎滚动侧前方的地面处；场点4 8 ( 0 ，09 7 ，17 5 ) ， 位于轮胎滚动侧上方、场点6 2 ( 09 8 ，0 ，1 7 4 ) 位于轮胎滚动前上方。 图25 空间场点的位置 图2 6 为1 8 0 和2 4 0 等分模型中场点7 ( 速度为3 4 k m h 时) 的声压频率瞳 线，由于受到频率为，的周期激励的影响，声压一频率曲线在相应上限频率附 近有较大升高。而随着频率降低，该影响逐渐减小，到低于2 门倍上限频率时偏 差小于2 d b ，逐渐趋于稳定。图27 为不同速度下场点7 声压一频率曲线的比较， 可以看在低于4 0 0 h z 的频率范围内，已经没有明显的由激励引起的声压升高。 轮胎噪声中4 0 0 5 0 0 h z 以下部分主要为振动噪声由于频率较低，易通过振动传 入车内，影响车内噪声和乘坐舒适性。噪声高频部分受胎面花纹影响很大，而振 动噪声占有比例较小，因此本文仅对4 0 0 h z 以下的振动噪声进行了分析。 第二章轮胎振动噪声数值计算方法的改进和有效性分析 10 0 谷8 0 刁 巴 6 0 3 ， 器 4 0 l - 2 0 0 02 0 0 4 0 0 6 0 0 8 0 010 0 012 0 0 f r e q u a n c e ( h z ) 图2 6 周向等分数对声压一频率曲线的影响 10 0 8 0 号6 0 l 云 4 0 芷 2 0 0 02 0 0 4 0 0 6 0 0 8 0 01 0 0 0 1 2 0 0 f r e q u a n c e ( h z ) 图2 7 不同速度时场点7 的声压一频率曲线 2 4 2 基于模态的计算结果可靠性分析 2 4 2 12 1 5 5 5 r 1 6 型轮胎的模态分析 轮胎滚动时的能量分配到各阶振型，而这些振型的振动叠加，就产生了轮胎 振动噪声。因此进行轮胎模态分析是检验其振动噪声的种有效手段。而在行驶 中，由于轮胎滚动会使其固有频率下降，因此本文分别对静止状态和滚动状态的 轮胎进行了模态分析。滚动模态分析是在施加静负载后加入轮胎整体平动速度和 轮轴处的滚动速度，从而计算出轮胎匀速滚动时的隐式解。在此过程中首先进行 一次滚动状态计算，将所得轮胎下沉量代回重新计算，从而保证平动速度和滚动 速度的匹配。此外，在滚动模态计算中，考虑了惯性力和地面滚动摩擦的影响。 1 2 第二章轮胎振动噪声数值计算方法的改进和有效性分析 系统的固有振动分析可以归结为求解矩阵的特征值问题，本文采用l a n c w s 方法 进行求解。 2422 轮胎表面振速分布与轮胎振型的对比 在轮胎振动噪声的计算结果中，噪声声压在某些频率出现峰值，确定的峰值 频率为：4 25 、7 0 、1 3 75 、3 9 5 h z ，这些峰值频率不受滚动速度影响。为了分 析轮胎振动噪声的来源并考察计算结果的可靠性，提取了这些频率下轮胎表面节 点速度分布，如图2 8 所示。并与轮胎静负载状态和滚动状态( 滚动速度为6 8 k r 叽) 的模态分析结果( 图2 9 、图21 0 ) 进行了对比。 图2 92 15 5 5 r 1 6 型轮胎滚动时的部分振犁 q ：| 。 o _ 一q oq 一o 第二章轮胎振动噪声数值计算方法的改进和有效性丹析 o oo 刳21 02 15 6 5 r 1 6 犁轮胎静止时的部分振犁 从本文结果可以看出，轮胎静负荷状态与滚动状态的模态有较大差别，除了 相似振型的频率不同外，还有一些特定振型仅出现在滚动状态，如滚动时的径向 2 阶振型。据文献m 1 试验分析，在车辆启动时轮胎刚度随速度增加而迅速改变， 达到一较小速度时即趋于稳定。文献f 9 ”懈研究同样表明模志的差别仅由滚动引 起，而受滚动速度的影响很小。此外需要指出的是图2 9 和2l o 中的振型存在非 对称性，是由轮胎模型中带柬层帘线角的非正交引起的。 2423 轮胎振动噪声的频率特征 图21 1 为各场点在不同速度下声压一频率曲线。可以看出噪声随着滚动速 度升高而增大：声压一频率曲线的特征随着空间场点的位置不同也有很大差异。 f r e q u a n c e ( h z ) fr e q u a n c e ( h z ) 图21 i 不同速度下各场点的声压一频率曲线 对各峰值频率分别进行分析： 4 25h z 的峰值频率只在场点8 和场点4 8 处较明显，而在其他选取的场点 一口3ajnsgt d已lm 第二章轮胎振动噪声数值计算方法的改进和有效性分析 处声压明显小于7 0 h z 的峰值，根据该频率下表面节点速度和轮胎模态分析的对 比可以认为：此噪声峰值由轮胎滚动时的侧向1 阶振动引起，主要向轮胎侧面传 播。 7 0 h z 的峰值噪声是轮胎振动噪声的主要来源之一，通过表明振速分布和振 型对比后可以认为该噪声主要是轮胎滚动时的径向2 阶振动引起的。该部分噪声 在轮胎滚动前后方向较大，而在轮胎侧向则很小。由于此噪声为轮胎径向振动引 起，容易传入汽车内部，影响乘坐舒适性。 1 3 7 5h z 的噪声声压较小，是由轮胎3 阶径向、侧向复合振动引起的，传播 的方向更分散。 2 4 0 - 2 9 0 h z 之间的噪声有明显波动，而且在胎面对应方向的场点7 和场点 6 2 处较小，通过表面振速的分析认为该部分噪声主要由胎侧高阶振动引起，并 向胎侧方向传播。 3 9 5 h z 的声压峰值也是轮胎振动噪声中的主要部分。从表面振速分布中可以 看出该频率下振动主要集中在轮胎接地区附近和接地区前后胎面，而胎侧的振动 相对较小，认为该频率噪声是由轮胎胎面振动引起的。随着轮胎滚动，胎面在接 地时受到压缩，而离开地面时被释放，在此激励下局部胎面出现振动，从而得到 该声压峰值。由于该部分噪声主要在地面附近和轮胎接地前后方的胎面产生，因 此在轮胎侧面斜上方的场点6 2 处较小。 以上利用滚动轮胎的模态分析，验证了本文采用的轮胎振动噪声数值计算方 法在其适用范围内是有效的，可以以此分析轮胎噪声的频率特性以及轮胎结构振 动与噪声的关系。 2 5 本章小结 本章基于2 1 5 5 5 r 1 6 型轮胎，建立了用于瞬态滚动分析的简化有限元及边界 元模型，完善了在频域上计算轮胎振动噪声的方法，并确定了该方法适用的振动 噪声频率范围。通过对滚动轮胎模态分析的结果与轮胎表面振速分布对比证实了 该计算方法的可靠性，并以此为基础分析了轮胎振动噪声的频域特征。 1 通过增加轮胎有限元网格的周向划分数，提高了计算的噪声频率范围及计算 精度；以忽略相对滑移的原位滚动轮胎模型替代了相对地面运动的轮胎模型，从 而消除了相对滑移对计算精度的影响。 2 分析了轮胎、地面接触时的等效周期激励对轮胎噪声的影响，认为低于2 3 倍上限频率时其影响较小。综合考虑轮胎振动噪声的主要频率范围和计算结果的 第二章轮胎振动噪声数值计算方法的改进和有效性分析 精度，最终选定了2 5 4 0 0 h z 作为本文的分析频率范围。 3 分别对2 1 5 5 5 r 1 6 型轮胎静负载状态和速度为6 8 k m h 的滚动状态进行了模态 分析，将计算结果中特征频率下的轮胎表面振速分布与对应振型进行对比，初步 验证了噪声计算结果的可靠性。 4 对2 1 5 5 5 r 1 6 型轮胎的振动噪声频率特性进行了分析，初步揭示了该轮胎的 振动噪声主要来自于轮胎的l 阶侧向振动，2 阶径向振动，3 阶径向、侧向复合 振动以及胎侧、胎面局部振动。 1 6 第三章轮胎振动噪声的分析 第三章不同工况和结构参数对轮胎振动噪声影响的分析 本章将在前一章建立的有限元一边界元的噪声频域分析方法基础上，考察不 同速度、载荷、充气压力等工况对轮胎振动噪声频率及空间分布特性的影响，并 分析帘线角度、胎面厚度和纵向花纹等结构参数的改变对轮胎振动噪声的影响。 3 1 轮胎工况对振动噪声的影响 3 1 1 速度对轮胎振动噪声的影响 轮胎振动噪声有很强的指向性。图3 1 为轮胎在不同速度时的表面振速分 布，可以看出振动主要发生在轮胎前后方向的胎面和接地区附近。随着速度的升 高，胎侧振动所占比例越来越大。图3 2 为不同速度下的声场分布，低速时地面 附近和轮胎滚动前方的噪声较高。而速度上升到1 0 2 k m h 后，随着胎侧的振动幅 度迅速增大，轮胎滚动侧上方的噪声同样占了较大比重。而轮胎正上方的噪声在 任何速度下都最小。 17 第三章轮胎振动噪声的分析 6 8 l = i n h 图32 不同速度时的声场分布 1 0 2 k m h 一 ：i i：；li 1 衡量汽车噪声的重要标准是通过噪声，一般在与汽车行驶中轴线垂直距离 75 m ，高1 2 m 处记录下汽车通过测量点时的瞬时噪声大小。本文选取了如图 2 】所示的场点1 8 ( 0 ，- 2 ，o2 ) ，该场点与通过噪声钡4 量点有相同的方向。通过比 1硼峭瑙1一。拙_i_ 第三章轮胎振动噪声的分析 较该场点在4 0 0 h z 以内平均声压随工况的变化即可分析噪声的整体变化趋势， 结果如表3 1 所示： 表3 1 场点1 8 的平均噪声随速度的变化 行驶速度( h n h ) 1 73 46 81 0 2 平均声压( d b ) 4 3 5 4 8 55 9 i6 3 i 可以看出噪声声压随速度增加而显著增大，当速度从1 7 k m h 升高到1 0 2 k m h 时噪声增大了1 9 6 d b 。 3 1 2 充气压力对轮胎振动噪声的影响 轮胎的主要工况还包括充气压力和载荷，当充气压力和载荷改变后，轮胎的 形状发生较大改变，因此刚度也随之变化，从而影响轮胎的振动响应，使得噪声 水平发生变化。本文在速度为6 8 k m h 、载荷为6 0 0 0 n 的基础上改变充气压力， 来计算其对噪声的影响。选取的充气压力分别为：0 2 5 、0 3 、0 3 5 、0 4m p a 。 计算所得噪声的声压一频率曲线如图3 3 所示。 1 0 0 g o 8 0 7 0 6 0 5 0 4 0 3 0 2 0 1 0 0 1 0 0 9 0 8 0 7 0 6 0 5 0 4 0 3 0 2 0 10 o o 5 0 1 0 01 5 0 2 0 02 5 03 0 03 5 04 0 0 f r e n q u a n c e ( h z ) o5 01 0 015 02 0 0 2 5 0 3 0 03 5 04 0 0 f f e n q u a n c e ( h z ) 1 0 0 9 0 8 0 要： g 5 0 磊 4 0 差 ；： 1 0 0 0 5 0 10 015 02 0 0 2 5 03 0 0 3 5 04 0 0 fr e n q u a n c e ( h z ) o5 01 0 0 1 5 0 2 0 0 2 5 0 3 0 0 3 5 0 4 0 0 f r e n q u a n c e ( h z ) 图3 - 3 各场点声压一频率曲线随充气压力的变化 可以看出，随着充气的增大，轮胎径向振动引起的4 2 5 h z 、7 0 h z 、1 3 7 5 h z 1 9 知=；们如仰o dp)aj，m们e正 一cip)巴：墅山 iqp)，巴山 第三章轮胎振动噪声的分析 的噪声峰值逐渐升高，且峰值频率逐渐向高频做小幅度偏移，这是由于充气压力 增大，轮胎整体刚度增大引起的。 2 3 0 - 2 9 0 h z 的噪声主要是由胎侧振动引起的，由于充气压力增大引起轮胎胎 侧振动特性改变，使得该部分噪声也随之发生变化，在3 5 0 k p a 时最大。 轮胎在3 9 0 h z 附近的峰值为接地区附近的胎面振动，随充气压力变化有较 大改变， 3 0 0 k p a 时此噪声峰值最大。 文献【捌中通过测试认为轮胎噪声水平随充气压力变化不大且无明显规律。 对场点1 8 在2 5 - - 4 0 0 h z 范围内的平均声压进行比较( 如表3 2 ) 发现轮胎低频 振动噪声存在相同规律。 表3 2 场点1 8 的平均噪声随充气压力的变化 3 1 3 载荷对轮胎振动噪声的影响 文献【2 2 】中测试发现轮胎噪声随载荷变化很小。本文在标准工况的基础上改 变轮胎的接地载荷，分别选取4 5 0 0 、5 3 0 0 、6 8 0 0 n ，从而计算分析轮胎噪声随载 荷变化的规律。结果发现，随着载荷变化，轮胎径向振动噪声和胎面振动噪声大 小和频率特性均无明显变化( 图3 4 ) 。对场点1 8 的平均声压( 表3 3 ) ，发现在 载荷6 0 0 0 n 时最小，载荷为6 8 0 0 n 时又有升高，但变化幅度很小。这与文献【2 2 】 中试验得到的噪声变化规律相似。 2 0 第三章轮胎振动噪声的分析 ，o o 口o e o 7 0 著6 0 琶5 0 目4 0 差3 0 2 0 1 0 0 1 0 0 9 0 8 0 7 0 喜6 0 ￥5 0 暑 4 0 墨3 0 2 0 1 0 0 05 01 0 0 5 02 0 0 2 5 03 0 0 3 5 04 0 0 f r e n q u a n c e ( h z ) - o 。o ： 乳 蟊4 0 星3 0 笔 o 1 0 0 口o 0 0 7 0 号6 0 5 0 器 4 0 罡3 0 2 0 1 0 o 0s o1 0 0 5 02 0 02 5 03 0 03 5 04 0 0 f r e n q u a n c e ( h z ) 05 01 0 0 5 02 0 0 2 5 03 0 0 3 5 0 4 0 005 01 0 01 5 02 0 02 5 03 0 0 3 5 04 0 0 f r e n q u a n c e ( h z )f r e n q u a n c e ( h z ) 图3 4