柴油機(jī)齒輪敲擊噪聲分析與優(yōu)化

郭鑫，彭博，丁保安，李秀山，張安安，楊銘，王曉波

1.內(nèi)燃機(jī)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(qiáng)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(biāo)。內(nèi)燃機(jī)是整車振動及噪聲的主要來源，對其進(jìn)行減振降噪是提升整車NVH水平的重要途徑[1]。

內(nèi)燃機(jī)噪聲主要分為燃燒噪聲、機(jī)械噪聲和空氣動力噪聲[2]。齒輪傳動機(jī)構(gòu)具有傳動效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、傳動比穩(wěn)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(nèi)燃機(jī)行業(yè)應(yīng)用廣泛。但是直齒圓柱齒輪振動及噪聲大，是內(nèi)燃機(jī)機(jī)械噪聲的主要影響因素，降低齒輪噪聲是降低內(nèi)燃機(jī)噪聲的關(guān)鍵[3]。

本文中為解決某柴油機(jī)測試過程中空壓機(jī)打氣時出現(xiàn)的整機(jī)聲壓級偏高問題，通過對齒輪嚙合及敲擊噪聲產(chǎn)生的影響因素分析及根據(jù)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(jìn)行優(yōu)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(chǎn)生機(jī)理

根據(jù)產(chǎn)生機(jī)理不同，齒輪系統(tǒng)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(chǎn)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(dǎo)致齒輪嚙合點間產(chǎn)生“節(jié)點脈沖”現(xiàn)象[4]，隨著齒輪轉(zhuǎn)速升高、傳動效率增大、表面精度降低，產(chǎn)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(dǎo)致齒輪系在嚙合過程中產(chǎn)生軸向及徑向振動激勵，激勵通過固體傳導(dǎo)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(cè)間隙[6]，以便在齒廓間形成潤滑油膜，并避免齒輪因摩擦發(fā)熱而膨脹卡死。齒側(cè)間隙過大，齒輪嚙合時產(chǎn)生較大的嚙合沖擊，產(chǎn)生 “咔噠”“咔噠”的敲擊噪聲。在實際生產(chǎn)、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(jī)體位置度等因素影響，很難將齒側(cè)間隙控制在理想范圍內(nèi)，極易產(chǎn)生齒輪敲擊噪聲[7]。

2 剪切齒輪降噪機(jī)理

剪切齒輪由主齒輪、副齒輪、定位銷及支撐釘?shù)冉M成，如圖1所示。剪切齒輪裝配時，調(diào)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(jìn)主、副齒輪對應(yīng)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(qū)動側(cè)隙距離與背隙側(cè)距離在齒輪嚙合時交替變化，齒輪副相互撞擊產(chǎn)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(cè)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(yōu)化

試驗用6缸4沖程柴油發(fā)動機(jī)后端齒輪系采用直齒圓柱齒輪傳動，測試過程中發(fā)現(xiàn)空壓機(jī)在打氣時，整體聲壓級偏高，與卸荷后狀態(tài)形成鮮明對比，主觀感受“咔噠”“咔噠”異響嚴(yán)重。為降低齒輪系噪聲，將空壓機(jī)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(yōu)化前、后狀態(tài)進(jìn)行噪聲測試，驗證其優(yōu)化效果。

3.1 齒輪敲擊噪聲測試及分析

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

整機(jī)噪聲測試在半消聲室內(nèi)進(jìn)行，依據(jù)文獻(xiàn)[9]規(guī)定的方法進(jìn)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(jìn)行包裹，將空壓機(jī)進(jìn)、排氣引出至試驗室外部。

測試麥克風(fēng)布置如圖2所示。圖2中藍(lán)色矩形代表柴油機(jī)最小包絡(luò)面面積，頂部測點麥克風(fēng)與柴油機(jī)缸體上沿的距離為1 m；前、后、左、右麥克風(fēng)與柴油機(jī)缸體的橫向距離均為1 m，麥克風(fēng)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(fēng)布置圖

圖3 齒輪室殼體振動測點 圖4 空壓機(jī)近場1 m處聲壓級曲線

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

經(jīng)小波變換[10]后的發(fā)動機(jī)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(jī)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(jī)工作時間間隔一致[11]。

圖5 發(fā)動機(jī)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(shù)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(jī)打氣時柴油機(jī)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(dāng)活塞上行時，曲軸齒輪驅(qū)動空壓機(jī)齒輪運動，空壓機(jī)開始打氣，缸內(nèi)氣壓增加[13]。當(dāng)活塞下行時，空壓機(jī)內(nèi)高壓氣體驅(qū)動活塞，空壓機(jī)轉(zhuǎn)速瞬間加快，導(dǎo)致空壓機(jī)齒輪轉(zhuǎn)速大于曲軸齒輪轉(zhuǎn)速，此時空壓機(jī)齒輪驅(qū)動曲軸齒輪轉(zhuǎn)動，且空壓機(jī)齒輪先脫離后嚙合，齒輪先后連續(xù)2次敲擊，產(chǎn)生敲擊噪聲[14]。試驗用柴油機(jī)后端齒輪系均采用直齒圓柱齒輪傳動，當(dāng)齒輪系齒側(cè)間隙較大時，齒輪敲擊能量較高，產(chǎn)生較大的齒輪敲擊噪聲。

3.2 降噪優(yōu)化方案

齒輪噪聲的表現(xiàn)形式不同，優(yōu)化方法也不同。該柴油機(jī)齒輪噪聲主要表現(xiàn)為敲擊噪聲，因此采用剪切齒輪降低噪聲。優(yōu)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(jī)齒輪，右下方為發(fā)動機(jī)曲軸驅(qū)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(chǎn)生剪切量，從而減小相鄰嚙合齒輪間的齒側(cè)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(yōu)化效果驗證

怠速工況下對優(yōu)化后的柴油機(jī)近場1 m處的整機(jī)噪聲進(jìn)行測試，試驗測點及試驗方法與優(yōu)化前均保持一致。將優(yōu)化前、后2種狀態(tài)進(jìn)行對比，結(jié)果如表1所示。通過試驗數(shù)據(jù)可知，更換剪切齒輪后，空壓機(jī)打氣時發(fā)動機(jī)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(yōu)化前后聲壓級對比 dB

發(fā)動機(jī)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(jī)近場齒輪敲擊能量明顯降低，降噪效果明顯。

圖8 優(yōu)化后發(fā)動機(jī)近場1 m處噪聲頻譜圖

4 結(jié)語

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