柴油機齒輪敲擊噪聲分析與優化

郭鑫，彭博，丁保安，李秀山，張安安，楊銘，王曉波

1.內燃機可靠性國家重點實驗室，山東 濰坊 261061；2.濰柴動力股份有限公司，山東 濰坊 261061

0 引言

消費者購買振動小、安靜的汽車的意愿越來越強烈，整車噪聲、振動與聲振粗糙度(noise vibration harshness，NVH)性能成為評價汽車性能的重要指標。內燃機是整車振動及噪聲的主要來源，對其進行減振降噪是提升整車NVH水平的重要途徑[1]。

內燃機噪聲主要分為燃燒噪聲、機械噪聲和空氣動力噪聲[2]。齒輪傳動機構具有傳動效率高、結構緊湊、傳動比穩定、工作可靠、使用壽命長、適用的圓周速度和功率范圍廣的特點，在內燃機行業應用廣泛。但是直齒圓柱齒輪振動及噪聲大，是內燃機機械噪聲的主要影響因素，降低齒輪噪聲是降低內燃機噪聲的關鍵[3]。

本文中為解決某柴油機測試過程中空壓機打氣時出現的整機聲壓級偏高問題，通過對齒輪嚙合及敲擊噪聲產生的影響因素分析及根據剪切齒輪可有效降低敲擊噪聲的特點，確定使用剪切齒輪代替齒輪系中間過渡直齒圓柱齒輪的降噪方案，并進行優化前后噪聲對比測試，驗證剪切齒輪降低敲擊噪聲的效果。

1 齒輪噪聲產生機理

根據產生機理不同，齒輪系統噪聲分為嚙合噪聲與敲擊噪聲2類。

在齒輪傳動時，嚙合齒面上存在相對運動，在齒輪嚙合處產生滑動摩擦力，相對滑動速度反向時，摩擦力大小、方向的改變導致齒輪嚙合點間產生“節點脈沖”現象[4]，隨著齒輪轉速升高、傳動效率增大、表面精度降低，產生較大的嚙合噪聲。并且由于齒輪安裝誤差、加工誤差以及輪齒剛度周期性變化，導致齒輪系在嚙合過程中產生軸向及徑向振動激勵，激勵通過固體傳導或者固體表面直接輻射等途徑形成齒輪嚙合噪聲[5]。

在齒輪嚙合傳動時，齒廓之間必須保持合適的齒側間隙[6]，以便在齒廓間形成潤滑油膜，并避免齒輪因摩擦發熱而膨脹卡死。齒側間隙過大，齒輪嚙合時產生較大的嚙合沖擊，產生 “咔噠”“咔噠”的敲擊噪聲。在實際生產、裝配過程中，受齒輪加工誤差、裝配誤差、齒輪傳動尺寸鏈過長以及機體位置度等因素影響，很難將齒側間隙控制在理想范圍內，極易產生齒輪敲擊噪聲[7]。

2 剪切齒輪降噪機理

剪切齒輪由主齒輪、副齒輪、定位銷及支撐釘等組成，如圖1所示。剪切齒輪裝配時，調整主、副齒輪上3顆支撐釘孔中心的偏置量，主、副齒輪通過定位銷定位，將支撐釘壓裝進主、副齒輪對應的支撐釘孔，最后拔出定位銷，完成安裝。齒輪系運行時，齒輪副驅動側隙距離與背隙側距離在齒輪嚙合時交替變化，齒輪副相互撞擊產生敲擊噪聲。剪切齒輪的主、副齒輪錯開一定角度，可以減小相鄰齒輪的齒側間隙，降低齒輪副之間的相互撞擊力，并且剪切齒輪支撐釘上半部分裝有橡膠材料，起到支撐及減振作用，從而降低齒輪敲擊噪聲[8]。

a)主齒輪 b)副齒輪 c)齒輪總成圖1 剪切齒輪照片

3 噪聲測試及優化

試驗用6缸4沖程柴油發動機后端齒輪系采用直齒圓柱齒輪傳動，測試過程中發現空壓機在打氣時，整體聲壓級偏高，與卸荷后狀態形成鮮明對比，主觀感受“咔噠”“咔噠”異響嚴重。為降低齒輪系噪聲，將空壓機齒輪與曲軸齒輪中間的過渡齒輪由直齒圓柱齒輪更換為剪切齒輪，并對優化前、后狀態進行噪聲測試，驗證其優化效果。

3.1 齒輪敲擊噪聲測試及分析

試驗用柴油機的怠速為700 r/min，空壓機與曲軸速比為1.116:1。對柴油機進行整機噪聲測試，以確定柴油機噪聲特性以及最大噪聲源。

整機噪聲測試在半消聲室內進行，依據文獻[9]規定的方法進行試驗， 測試工況為怠速工況，試驗時對中冷前后管路、排氣管路進行包裹，將空壓機進、排氣引出至試驗室外部。

測試麥克風布置如圖2所示。圖2中藍色矩形代表柴油機最小包絡面面積，頂部測點麥克風與柴油機缸體上沿的距離為1 m；前、后、左、右麥克風與柴油機缸體的橫向距離均為1 m，麥克風縱向高度為頂部測點離開地面距離一半。齒輪室殼體振動測點如圖3所示。

圖2 噪聲測試麥克風布置圖

圖3 齒輪室殼體振動測點 圖4 空壓機近場1 m處聲壓級曲線

怠速打氣與卸荷工況下，空壓機近場1 m處的聲壓級如圖4所示。由圖4可知：空壓機打氣時的聲壓級較卸荷后高3.11 dB，打氣噪聲偏高。

經小波變換[10]后的發動機近場1 m處噪聲頻譜如圖5所示。由圖5可知，小波變換后空壓機打氣時的噪聲能量主要集中在2500～5500 Hz，時間間隔為0.077 s，與空壓機工作時間間隔一致[11]。

圖5 發動機近場1 m處噪聲頻譜圖

齒輪室殼體振動頻譜圖如圖6所示(圖中g為自由落體加速度)。由圖5、6可知，噪聲頻率特征、時間特征與齒輪敲擊特征完全符合，近場噪聲能量與齒輪室振動能量趨勢一致，聲振耦合[12]。因此確定空壓機打氣時柴油機1 m處聲壓級偏高的主要原因為齒輪系齒輪敲擊噪聲過大。

圖6 齒輪室殼體振動頻譜圖

當活塞上行時，曲軸齒輪驅動空壓機齒輪運動，空壓機開始打氣，缸內氣壓增加[13]。當活塞下行時，空壓機內高壓氣體驅動活塞，空壓機轉速瞬間加快，導致空壓機齒輪轉速大于曲軸齒輪轉速，此時空壓機齒輪驅動曲軸齒輪轉動，且空壓機齒輪先脫離后嚙合，齒輪先后連續2次敲擊，產生敲擊噪聲[14]。試驗用柴油機后端齒輪系均采用直齒圓柱齒輪傳動，當齒輪系齒側間隙較大時，齒輪敲擊能量較高，產生較大的齒輪敲擊噪聲。

3.2 降噪優化方案

齒輪噪聲的表現形式不同，優化方法也不同。該柴油機齒輪噪聲主要表現為敲擊噪聲，因此采用剪切齒輪降低噪聲。優化后的齒輪系布置方案如圖7所示，圖中齒輪系左上方為空壓機齒輪，右下方為發動機曲軸驅動齒輪，中間過渡齒輪由直齒圓柱齒輪更換為直齒剪切齒輪，齒輪剪切量控制在(0.43±0.10)mm。剪切齒輪的主、副齒輪錯開一定角度，產生剪切量，從而減小相鄰嚙合齒輪間的齒側間隙，降低齒輪敲擊能量和齒輪敲擊噪聲。

圖7 剪切齒輪方案布置

3.3 優化效果驗證

怠速工況下對優化后的柴油機近場1 m處的整機噪聲進行測試，試驗測點及試驗方法與優化前均保持一致。將優化前、后2種狀態進行對比，結果如表1所示。通過試驗數據可知，更換剪切齒輪后，空壓機打氣時發動機近場1 m聲壓級降低2.64 dB，打氣聲壓級差值降低3.5 dB。

表1 優化前后聲壓級對比 dB

發動機近場1 m處，小波變換后噪聲頻譜圖如圖8所示。與圖5相比，柴油機近場齒輪敲擊能量明顯降低，降噪效果明顯。

圖8 優化后發動機近場1 m處噪聲頻譜圖

4 結語

以柴油機后端齒輪系為研究對象，通過聲壓級測試及小波變換，從發動機近場噪聲及齒輪室振動2個角度進行分析，確定采用剪切齒輪代替原直齒圓柱齒輪，優化方案可以有效減小齒側間隙，降低齒輪敲擊能量和敲擊噪聲。該方案對實際工程應用中剪切齒輪設計及產品規劃具有重要的現實意義。