某輕型載貨汽車怠速異響分析及優化

于友明 林文干 李浩亮 羅春明

東風汽車股份有限公司商品研發院 湖北武漢 430057

本文研究的對象是某輕型載貨汽車在怠速時出現了明顯的“嘟嘟”“嘎啦”等異常噪聲，極大地降低了車輛聲品質,降低了顧客對其的“印象分”。

該輕型載貨汽車的剎車系統是由壓縮氣體帶動。相比液壓制動系統，氣剎制動系統的制動剎車反應更迅速、剎車力更大、制動距離更短。氣剎制動系統包括打氣泵、干燥器和儲氣筒等[1]，打氣泵工作產生的振動噪聲使得該系統的NVH性能遠差于液壓制動系統，如打氣泵在打氣過程中出現車內噪聲變大、座椅振動變大和產生金屬敲擊聲等問題，從而嚴重影響了車內駕駛員的乘坐舒適性[2]。

載貨汽車的氣剎制動系統多采用排氣卸荷打氣泵結構。它的工作原理為：一方面，發動機通過三角帶或齒輪驅動打氣泵曲軸，從而驅動打氣泵活塞進行打氣，打出的氣體通過氣管導入儲氣筒；另一方面，儲氣筒又將氣體導入調壓閥，從而控制儲氣筒內的氣壓。氣剎制動系統利用儲氣筒內的氣壓來實現整車剎車制動的作用[3]。

上文中提到的怠速異響發生在打氣泵打氣過程中，打完氣后異響基本消失，由此基本推斷出異響與打氣泵直接相關。

1 怠速噪聲頻譜測試與分析

試驗首先利用B@K PULSE振動噪聲分析系統，測定該車怠速工況下的噪聲頻譜。測量時整車駐車定置、發動機怠速運轉、變速器掛空擋，分打氣、打滿氣兩個測試狀態（打氣是指打氣泵向儲氣筒泵氣，打滿氣是指儲氣筒打滿、泄壓閥開啟、氣泵沒有負載）。為了突出反映出怠速異響的真實感受，將麥克風放在主駕右耳。

圖1所示的紅線是打氣過程的頻譜曲線，其異常高的峰值是376 Hz，打滿氣后峰值從49.1 dB(A)降為40.9 dB(A)，該異常峰值疑似為主觀評價的“嘟嘟”聲頻率。二者在400～4 000 Hz的頻譜幅值差異也較大，這寬頻的聲音疑似為主觀評價的“嘎啦”聲。

圖1 怠速主駕右耳噪聲頻譜圖

為進一步驗證對兩個異音的頻率推斷，使用“聲學互動濾波”技術進行分析。所謂“聲學互動濾波”就是利用聲學濾波修改軟件對測量記錄的噪聲時域數據進行實時數字互動濾波,通過數字聲卡對濾波前后的數據進行回放對比,進而直觀判斷造成異響的噪聲分量的主要頻率成分[4]。經濾波對比回放評價，“嘟嘟”聲確定是376 Hz，但“嘎啦”頻率分布很寬，濾波400～1 000 Hz、400～2 000 Hz“嘎啦”聲均沒有消除，直至濾波400～4 000 Hz，“嘎啦”聲才被消除。

2 窄帶氣流聲的消聲方案

圖2為該車進氣系統結構布置圖。打氣泵工作時從發動機進氣系統取氣，壓縮空氣用于整車制動。管道系統中的氣柱是一個有質量、可壓縮的振動體系，它具有一系列固有頻率。在氣柱靠近壓縮機一端，由于往復式壓縮機周期性地間歇吸氣和排氣，使得氣柱受到一個周期性的激振力作用，當激振力的頻率與氣柱的某一階固有頻率相重合時，則氣柱發生對應于該頻率的共振，使得管道內壓力不均勻度達到一個極大值，并使管道做強烈的機械振動[5]，使得噪聲值增大，并發出“嘟嘟”的打鼓聲，對駕駛員及周圍環境產生嚴重影響。

圖2 進氣系統布置示意圖

根據上文試驗結果，可以診斷該車怠速異響中的“嘟嘟”聲是空壓機工作產生的進氣管路氣柱噪聲，噪聲中心頻率為376 Hz。因空壓機工作時膜片開合不可避免，因此采用被動消聲方式，在空壓機與進氣道之間增加進氣消聲器，消除窄帶“嘟嘟”聲。

抗性消聲器對消除中低頻噪聲具有很好的效果，本文采用1/4波長管消除376 Hz中心頻率的窄帶“嘟嘟”異響。1/4波長管管長L與消聲頻率f的關系為L=0.25 c/f，其中c為當地聲速，取340 m/s，f為消聲中心頻率，為376 Hz。計算出理論管長L為226 mm，驗證階段時試制了三個長度200 mm、225 mm、250 mm三種規格，分別命名為方案1.1、方案1.2和方案1.3，將1/4波長管連接在空壓機到空濾器的管路之間。

分別評價、測試方案1.1、1.2、1.3，計算376 Hz±80 Hz的RMS值，統計結果見表1。理論計算方案1.2效果最好，與實際測試相符，其將“嘟嘟”聲從51.8 dB（A）降為41.9 dB（A），降低了9.9 dB（A），主觀評價方案1.2也最優，打氣過程“嘟嘟”聲完全消除。

表1 各方案“嘟嘟”聲比較 單位：dB（A）

3 寬頻帶機械撞擊聲的消聲方案

上文分析打氣過程的“嘎啦”聲頻域分布很寬，在濾波400～4 000 Hz時才能完全消除，且該聲音只出現在打氣泵泵氣過程，推測該聲音是齒輪的撞擊聲。

為精確查找400～4 000 Hz聲源位置，使用手持式聲學相機掃描怠速打氣過程發動機各個端面，識別400～4 000 Hz的聲源位置，見圖3，聲源集中在打氣泵與發動機的中間位置，與上文推測的打氣泵齒輪相符合。

圖3 發動機左側400～4 000 Hz聲源分布云圖

圖4是打氣過程和打滿氣后打氣泵的振動時域曲線，打氣過程振動明顯高于打滿氣，且打氣過程峰值有明顯的周期性，兩個峰值間隔81 ms,頻率為1/0.08=12.5 Hz。因為打氣泵與發動機曲軸的速比是1:1，打氣泵是單個活塞往復運動，工作頻率是12.5 Hz。

圖4 打氣泵Z向振動時域圖

打氣泵的噪聲主要是由于發動機周期運轉造成的，與齒輪撞擊關系較大，圖4b可見明顯撞擊然后衰減的信號，且最大幅值較高，齒輪嚙合過程中產生沖擊振動是不可避免的，其主要是受節線沖擊和嚙合沖擊所致。齒輪嚙合時,在節點外的其它嚙合點的速度方向不一致。齒面間相對滑動引起摩擦,由于摩擦力在節點處突然改變方向,形成節線沖擊。此外,每當一對輪齒進入和脫開嚙合時,輪齒上的載荷和剛度突然增加和減少,產生一個瞬間的切向加速度即嚙合沖擊，二者共同作用產生振動[6]。

上面的沖擊振動是主要的，其次齒輪的齒數也有影響，齒數的確定主要取決于齒輪副的工作參數,如傳動功率、轉速、中心距等。但為使齒輪副工作平穩、均勻磨耗、工作壽命長,還需要從動力學的角度，對所選定的齒數作必要的細微調整。具體來說,就是使兩齒輪齒數無公約數而使其重復嚙合頻率fc成為最小值,這就是齒數設計的動力學依據[5]。

fc=n1·Z1/60Gmin

式中，Gmin=Z1·Z2/Gmax，n1、n2為主從動齒輪轉速，Z1、Z2為主從動齒輪齒數，Gmin為主從動齒輪的最小公約數，Gmax為主從動齒輪的最大公約數。

若兩齒輪齒數無公約數,則Gmin=Z1·Z2/Cmax達到最大值，fc達到最小值。可見,對fc而言,無公約數的齒數設計是合理的,有公約數的齒數設計是不合理的。

3.1 消聲方式一：消隙齒輪的應用

因修改齒形來減少沖擊振動難以實現，故本文采用消隙齒輪被動減弱沖擊振動，記為方案2。

消隙齒輪由2片齒組成，見圖5。較寬的齒輪固定在打氣泵曲軸上，稱為固定輪，作用是傳遞動力；較窄的齒輪套在固定齒輪的輪轂上，稱為浮動輪，作用是消除齒側間隙。固定輪與浮動輪上各有一個銷釘，兩片齒輪中間通過扭簧與銷釘的配合產生一個預載扭矩，齒輪安裝在氣泵曲軸后擰下沉頭螺釘與另一齒輪嚙合，使固定輪的齒左側和浮動輪的齒右側分別緊貼在惰輪軸的齒槽左、右兩側，通過這種錯齒結構能夠消除齒側間隙、減弱嚙合沖擊。

圖5 消隙齒輪示意圖

如圖5b所示將曲軸齒輪換裝為消隙齒輪，驗證消隙齒輪的實際降噪效果，結果如表2所示：

表2 換裝消隙齒輪車左1.0 m噪聲比較 單位：dB（A）

應用消隙齒輪后，打氣過程車左噪聲降低3.5 dB（A），打滿氣過程降低1.0 dB（A），但是打氣較打滿氣仍是高4.5 dB（A），沒有達成目標3 dB（A）。

3.2 消聲方式二：無公約數齒輪的應用

圖6是發動機后端輪系示意圖，從曲軸到惰性齒輪到氣泵齒輪，齒數是32：64：32（油泵齒輪也是32），3對嚙合齒數都有多個公約數且最大公約數為32，這會加大重復嚙合頻率fc、加大沖擊振動。

圖6 發動機后端輪系示意圖

應調整齒數做到齒數無公約數，制定如表3所示的方案，其中方案3.1只修改了惰性齒輪、氣泵齒輪齒數，各嚙合齒輪齒數無公約數，但方案3.1存在“拍振”風險：打氣泵的速比是32/31=1.032，打氣泵振動頻率為12.9 Hz，與發動機一階頻率12.5 Hz很近。因其改動較方案3.2小，可以實車驗證。方案3.2打氣泵的速比仍是1:1，不存在風險。

表3 發動機后端輪齒輪齒數方案統計表

方案3.1換裝后，怠速打氣時噪聲有改善但打滿氣后乘員感受變差、有輕微晃動，如圖7所示出現一個合成正弦波，波峰間隔大約為2.6 s，頻率為0.38 Hz，這是由打氣泵12.9 Hz與12.5 Hz合成而成的。

圖7 方案3.1打滿氣后主駕滑軌Y向振動時域圖

方案3.2換裝后，怠速打氣時噪聲有改善且沒有出現拍振。測試兩個方案車左1.0 m處噪聲，統計結果見表4。打氣過程方案3.1降噪1.9 dB（A）、方案3.2 降噪2.1 dB（A），打滿氣后方案3.1、3.2均降噪0.4 dB（A），對打氣過程降噪效果比較明顯。方案3.2沒有拍振，且打氣比打滿氣的噪聲高2.8 dB（A），小于目標3 dB（A）。

表4 換裝無公約數齒輪車左1.0 m噪聲比較 單位：dB（A）

4 結語

本文通過噪聲頻譜分析、“聲學互動濾波”技術分析證明怠速異響存在兩個問題，即窄帶氣流聲和寬頻帶機械撞擊聲。

窄帶氣流聲通過設計1/4波長管成功消除，問題頻段噪聲降低9.9 dB（A），氣剎的載貨汽車多有這類噪聲，已經將該技術成功應用到多數氣制動車型。

寬頻帶機械撞擊聲通過聲學相機、打氣泵振動分析定位為打氣泵齒輪，通過消隙齒輪、齒數無公約數設計成功消除，駕駛室左1.0 m處噪聲聲壓級降低5.6 dB（A），且打氣過程比打滿氣噪聲高2.8 dB（A），小于目標3 dB（A）。