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摘 要：本文基于乘用车轮胎205/55R16为研究对象，以胎体结构和橡胶材料固定不变为前提，提取滚动轮胎花纹沟体积变形信息作为噪声分析的边界条件。结合有限元分析、计算流体力学和计算声学等方法，借鉴工程流体领域仿生非光滑减阻降噪设计理念，将凹坑型非光滑结构移植到轮胎花纹沟壁设计中。分别对比光滑壁面的花纹沟噪声和凹坑型非光滑的花纹沟噪声的数值仿真分析，通过对花纹噪声声压对比，结果表明凹坑非光滑结构的存在影响着花纹内部气流流动状态，降低了涡量，从而减小了花纹噪声的产生。
关键词：花纹噪声 非光滑结构 流体涡量 降噪
中图分类号： TQ336 文献标识码：A 文章编号1672-3791（2015）07（c）-0000-00
欧盟轮胎标签法的实施以及我国出台的《绿色轮胎技术规范》对轮胎噪声性能均提出了明确要求及限制等级。面对日益严苛的法规要求，研究低噪声性能轮胎新技术迫在眉睫。然而，轮胎噪声的发声机理复杂，受多种因素相互影响，目前尚未有统一的设计思路来指导轮胎低噪声设计。事实上，轮胎花纹噪声的产生不仅与花纹结构设计有关，而且与花纹沟槽内流体运动状态也密切相关[1]。仿生非光滑结构在工程流体领域的减阻降噪研究成果[2，3]，给本文花纹降噪提供了一个新的思路。因此，本文将凹坑型非光滑结构引入到花纹壁面设计，通过采用有限元分析和计算声学分析相结合的方法，对凹坑型仿生花纹噪声进行降噪分析。
1轮胎花纹噪声仿真模型建立与分析
1.1轮胎有限元模型的建立
本文以205/55R16半钢子午线轮胎为研究对象，其额定载荷4000N，额定充气压力0.24MPa。轮胎建模时，橡胶材料模型采用YEOH本构模型，橡胶—帘线采用Rebar单元模型，橡胶单元分别采用C3D8R和C3D6，钢丝帘线采用SFM3D4R来模拟。其中，轮胎胎体结构和胎面花纹采用TIE命令进行组合建模。轮胎模型如图1所示。
图1 轮胎有限元模型
1.2花纹噪声模型的建立
为考虑花纹在轮胎滚动过程中体积变化对花纹沟内气流运动和噪声的影响，在Abaqus/Explicit求解器中对205/55R16轮胎模型进行了瞬态求解，设定速度为80km/h，以单一节距为对象，提取在滚动过程中花纹沟体积随时间的变化信息，如图2所示，将其作为花纹噪声产生的边界条件。由图2可知，花纹沟槽在与轮胎接地过程中，花纹沟槽空间体积经历了先减小、后增大的变化过程，整个过程呈现简谐运动，整个滚动过程中花纹沟体积变化为17.37%。
图2花纹沟体积变化时域信息
轮胎花纹噪声模型长度遵循轮胎静态加载获得的接地长度120mm，但是考虑到计算效率的原因，本文采取接地长度一半，即以60mm作为分析对象，如图3所示。考虑到滚动轮胎周围实际流体的运动，在横沟出口区域建立一个附加的空气流动区域，一是能够最大程度反映实际物理模型，二是能够捕捉到横沟花纹在挤压过程中泵气、吸气时的出口流动特性。最终确立所建立的附加空气流域高度为2倍的花纹沟槽深度，宽度为0.8倍的横沟长度，长度为165mm，网格单元全部采用结构化六面体单元，如图4所示。其中，定义在来流方向上的空气域进口、两个纵向花纹沟槽为速度入口，速度为80km/h。气流出口为一个大气压力出口，轮胎纵向花纹、横向花纹气流出口端和与之接触的空气域侧壁设置为具有数据传递功能的Interface边界条件，其余花纹模型表面均定位无滑移壁面。将沟槽体积变化等效认为全部是由花纹沟槽底部变形运动完成，通过udf宏命令实现边界条件的施加。
图3 原始花纹结构模型 图4 花纹噪声计算模型及边界条件
1.3 凹坑型仿生花纹模型建立
本文将凹坑布置于花纹沟的侧壁，轮胎在接地区内花纹沟底部可近似为平面，其边界层厚度可以参考平板湍流边界层厚度公式来计算。本文中的流体介质为空气，气流速度为70-100km/h，由此可以计算出边界层的厚度约为0.9-1mm之间。本文所布置的凹坑非光滑结构的尺寸必须在此范围之内。凹坑型结构采用一字型排列分布在横向花纹沟的侧壁上，如图5所示。
图5 凹坑型仿生花纹结构模型
1.4模型网格划分
将不同花纹结构模型导入到Hypermesh中进行网格划分，采用分割的方法对子模型进行网格划分，将花纹沟从上到下分割成几个区域，布置有凹坑的区域进行网格的细化，从上往下网格逐渐增大，采用四面体与三棱柱的混合网格来进行划分。在采用SST模型，边界层内网格数至少为15个，经过反复尝试，最终将第一层网格的尺寸取0.02m，增长率为1.5，计算域最大网格尺寸为0.3mm，图6为模型网格及凹坑表面网格局部放大图。
图6 凹坑表面网格及局部放大图
2花纹噪声结果对比分析
在选择噪声测点之间，首先对原始花纹沟流场进行了分析，在流场稳定分布的地方选择四个噪声测点，如图7所示。采用FW-H方程的分别获得原始花纹与凹坑型仿生花纹的声压级。结果表明凹坑表面的仿生花纹相比于原始的轮胎花纹在降噪方面，在轮胎噪声峰值出现的800-1200Hz频带内，最大降噪量可达2.5dB。
图7 花纹沟槽内部稳态动压分布云图及声压测点位置
图8 不同花纹设计的测点总声压对比图
图9为仿生花纹沟凹坑内部流体运动矢量图，由图9可以发现，在凹坑底部存在着类似“滚动轴承”的流体，这样就会减小流体与花纹壁面的摩擦力，增加流体运动速度，从而降低花纹沟槽内涡量强度，通过将花纹沟内大尺度涡转化为小尺度的涡来实现噪声降低。
图9凹坑内流体运动特征
3结论
1、滚动轮胎花纹在接地过程中，花纹沟体积变化呈现简谐运动状态，花纹沟槽空间体积经历了先减小、后增大的变化过程。
2、通过对原始花纹噪声与凹坑型仿生花纹噪声的对比分析，凹坑型非光滑结构主要是通过影响花纹沟内流体运动状态，通过将花纹沟内大尺度涡转化为小尺度的涡来实现噪声降低。
3、本文提出的花纹沟凹坑非光滑结构设计，为以后的低噪声轮胎花纹设计提供了一个新的思路和突破点。
参考文献
[1]Fujiwara S， Yumii K， Saguchi T， et al. Reduction of tire groove noise using slot resonators[J]. Tire Science and Technology， 2009， 37（3）： 207-223.
[2]丛茜，封云，任露泉.仿生非光滑沟槽形状对减阻效果的影响[J].水动力学研究与进展，2006， 3，21 （2）：233-239.
[3]余洁冰，臧孟炎. 轮胎泵气噪声有限元仿真研究[J]. 中国制造业信息化，2010，39（15）：48-50.
关键词：花纹噪声 非光滑结构 流体涡量 降噪
中图分类号： TQ336 文献标识码：A 文章编号1672-3791（2015）07（c）-0000-00
欧盟轮胎标签法的实施以及我国出台的《绿色轮胎技术规范》对轮胎噪声性能均提出了明确要求及限制等级。面对日益严苛的法规要求，研究低噪声性能轮胎新技术迫在眉睫。然而，轮胎噪声的发声机理复杂，受多种因素相互影响，目前尚未有统一的设计思路来指导轮胎低噪声设计。事实上，轮胎花纹噪声的产生不仅与花纹结构设计有关，而且与花纹沟槽内流体运动状态也密切相关[1]。仿生非光滑结构在工程流体领域的减阻降噪研究成果[2，3]，给本文花纹降噪提供了一个新的思路。因此，本文将凹坑型非光滑结构引入到花纹壁面设计，通过采用有限元分析和计算声学分析相结合的方法，对凹坑型仿生花纹噪声进行降噪分析。
1轮胎花纹噪声仿真模型建立与分析
1.1轮胎有限元模型的建立
本文以205/55R16半钢子午线轮胎为研究对象，其额定载荷4000N，额定充气压力0.24MPa。轮胎建模时，橡胶材料模型采用YEOH本构模型，橡胶—帘线采用Rebar单元模型，橡胶单元分别采用C3D8R和C3D6，钢丝帘线采用SFM3D4R来模拟。其中，轮胎胎体结构和胎面花纹采用TIE命令进行组合建模。轮胎模型如图1所示。
图1 轮胎有限元模型
1.2花纹噪声模型的建立
为考虑花纹在轮胎滚动过程中体积变化对花纹沟内气流运动和噪声的影响，在Abaqus/Explicit求解器中对205/55R16轮胎模型进行了瞬态求解，设定速度为80km/h，以单一节距为对象，提取在滚动过程中花纹沟体积随时间的变化信息，如图2所示，将其作为花纹噪声产生的边界条件。由图2可知，花纹沟槽在与轮胎接地过程中，花纹沟槽空间体积经历了先减小、后增大的变化过程，整个过程呈现简谐运动，整个滚动过程中花纹沟体积变化为17.37%。
图2花纹沟体积变化时域信息
轮胎花纹噪声模型长度遵循轮胎静态加载获得的接地长度120mm，但是考虑到计算效率的原因，本文采取接地长度一半，即以60mm作为分析对象，如图3所示。考虑到滚动轮胎周围实际流体的运动，在横沟出口区域建立一个附加的空气流动区域，一是能够最大程度反映实际物理模型，二是能够捕捉到横沟花纹在挤压过程中泵气、吸气时的出口流动特性。最终确立所建立的附加空气流域高度为2倍的花纹沟槽深度，宽度为0.8倍的横沟长度，长度为165mm，网格单元全部采用结构化六面体单元，如图4所示。其中，定义在来流方向上的空气域进口、两个纵向花纹沟槽为速度入口，速度为80km/h。气流出口为一个大气压力出口，轮胎纵向花纹、横向花纹气流出口端和与之接触的空气域侧壁设置为具有数据传递功能的Interface边界条件，其余花纹模型表面均定位无滑移壁面。将沟槽体积变化等效认为全部是由花纹沟槽底部变形运动完成，通过udf宏命令实现边界条件的施加。
图3 原始花纹结构模型 图4 花纹噪声计算模型及边界条件
1.3 凹坑型仿生花纹模型建立
本文将凹坑布置于花纹沟的侧壁，轮胎在接地区内花纹沟底部可近似为平面，其边界层厚度可以参考平板湍流边界层厚度公式来计算。本文中的流体介质为空气，气流速度为70-100km/h，由此可以计算出边界层的厚度约为0.9-1mm之间。本文所布置的凹坑非光滑结构的尺寸必须在此范围之内。凹坑型结构采用一字型排列分布在横向花纹沟的侧壁上，如图5所示。
图5 凹坑型仿生花纹结构模型
1.4模型网格划分
将不同花纹结构模型导入到Hypermesh中进行网格划分，采用分割的方法对子模型进行网格划分，将花纹沟从上到下分割成几个区域，布置有凹坑的区域进行网格的细化，从上往下网格逐渐增大，采用四面体与三棱柱的混合网格来进行划分。在采用SST模型，边界层内网格数至少为15个，经过反复尝试，最终将第一层网格的尺寸取0.02m，增长率为1.5，计算域最大网格尺寸为0.3mm，图6为模型网格及凹坑表面网格局部放大图。
图6 凹坑表面网格及局部放大图
2花纹噪声结果对比分析
在选择噪声测点之间，首先对原始花纹沟流场进行了分析，在流场稳定分布的地方选择四个噪声测点，如图7所示。采用FW-H方程的分别获得原始花纹与凹坑型仿生花纹的声压级。结果表明凹坑表面的仿生花纹相比于原始的轮胎花纹在降噪方面，在轮胎噪声峰值出现的800-1200Hz频带内，最大降噪量可达2.5dB。
图7 花纹沟槽内部稳态动压分布云图及声压测点位置
图8 不同花纹设计的测点总声压对比图
图9为仿生花纹沟凹坑内部流体运动矢量图，由图9可以发现，在凹坑底部存在着类似“滚动轴承”的流体，这样就会减小流体与花纹壁面的摩擦力，增加流体运动速度，从而降低花纹沟槽内涡量强度，通过将花纹沟内大尺度涡转化为小尺度的涡来实现噪声降低。
图9凹坑内流体运动特征
3结论
1、滚动轮胎花纹在接地过程中，花纹沟体积变化呈现简谐运动状态，花纹沟槽空间体积经历了先减小、后增大的变化过程。
2、通过对原始花纹噪声与凹坑型仿生花纹噪声的对比分析，凹坑型非光滑结构主要是通过影响花纹沟内流体运动状态，通过将花纹沟内大尺度涡转化为小尺度的涡来实现噪声降低。
3、本文提出的花纹沟凹坑非光滑结构设计，为以后的低噪声轮胎花纹设计提供了一个新的思路和突破点。
参考文献
[1]Fujiwara S， Yumii K， Saguchi T， et al. Reduction of tire groove noise using slot resonators[J]. Tire Science and Technology， 2009， 37（3）： 207-223.
[2]丛茜，封云，任露泉.仿生非光滑沟槽形状对减阻效果的影响[J].水动力学研究与进展，2006， 3，21 （2）：233-239.
[3]余洁冰，臧孟炎. 轮胎泵气噪声有限元仿真研究[J]. 中国制造业信息化，2010，39（15）：48-50.