2024年2月14日发(作者：富清宁)

06

SOU技朮论1石

SPECIAL

PURPOSE

VEHICLETECH

NIC

FORUMSPECIAL

PURPOSE

VEHICLE58某轻型载货汽车怠速异响分析及优化Analysis

and

Optimization

ofAbnormal

Idling

Noise

for

A

Light

Truck

于友明林文干李浩亮罗春明YU

You-ming

et

al东风汽车股份有限公司商品研发院

湖北武汉

430057摘

要:本文先分析怠速噪声频谱，然后通过主观评价、频谱分析，判断怠速异响是两个问

题，窄带气流声与宽频带机械撞击声。前者使用“声学互动滤波”技术，分析得到问题频率

是以376

Hz为中心的窄带频率，通过设计1/4波长管成功消除，问题频段噪声降低

9.9

dB(A)；后者通过声学相机、打气泵振动分析，定位噪声源是打气泵齿轮，通过消隙齿

轮、齿数无公约数设计成功消除，驾驶室左1.0

m噪声降低5.6

dB(A),且打气过程比打满

气噪声高2.8

dB(A),小于目标3

dB

(A)。第一作者：于友明，男,

1988年

生，主管设计师，从事关键词:怠速异响;1/4波长管;消隙齿轮;齿数无公约数设计NVH测试

与分析工作。Abstract

the

idling

noise

spectrum,

and

then

through

subjective

evaluation

and

spectrum

analysis

were

firstly

analyzed

,

It

is

judged

that

idling

abnormal

noise

includes

two

problems:

narrow-band

airflow

sound

and

wide-band

mechanical

impact

sound.

The

former uses

the

"acoustic

interactive

filtering"

technology,

and

the

analysis

shows

that

the

problem

frequency

is

a

narrowband

frequency

centered

at

376

Hz,

which

is

successfully

eliminated

by

designing

a

quarter-wavelength

tube,

and

the

noise

in

the

problem

frequency

band

is

reduced

by

9.9

dB(A).The

latter

uses

acoustic

camera

and

air

pump

vibration

analysis,

and

locates

the

noise

source is

the

air

pump

gear,

which

is

successfully

eliminated

through

the

design

of

anti-backlash

gear

and

the

number

of

teeth

without

common

divisor.

The

noise

of

1.0

m

from

the

left

of

the

cab

is

reduced

by

5.6

dB(A).And

the

pumping

process

is

2.8 dB(A)

higher

than

the

pumped

noise,

which

is

3

dB(A)

less

than

the

words

abnormal

idling

noise;

1/4

wavelength

tube;

anti-backlash

gear;

design

of

the

number

of

teeth

without

common

divisor中图分类号:U469.2文献标识码:A文章编号：1004-0226(2021)06-0058-04本文研究的对象是某轻型载货汽车在怠速时出现了

燥器和储气筒等[1],打气泵工作产生的振动噪声使得该系

明显的“嘟嘟”“嘎啦”等异常噪声，极大地降低了车辆声品

统的NVH性能远差于液压制动系统，如打气泵在打气过

质，降低了顾客对其的“印象分”。程中出现车内噪声变大、座椅振动变大和产生金属敲击声

该轻型载货汽车的刹车系统是由压缩气体带动。相

等问题，从而严重影响了车内驾驶员的乘坐舒适性叫比液压制动系统，气刹制动系统的制动刹车反应更迅速、

载货汽车的气刹制动系统多采用排气卸荷打气泵结

刹车力更大、制动距离更短。气刹制动系统包括打气泵、干

构。它的工作原理为：一方面，发动机通过三角带或齿轮驱

动打气泵曲轴，从而驱动打气泵活塞进行打气，打出的气

体通过气管导入储气筒；另一方面，储气筒又将气体导入

调压阀，从而控制储气筒内的气压。气刹制动系统利用储

气筒内的气压来实现整车刹车制动的作用［3］。上文中提到的怠速异响发生在打气泵打气过程中，

打完气后异响基本消失，由此基本推断出异响与打气泵直

接相关。1怠速噪声频谱测试与分析试验首先利用B@K

PULSE振动噪声分析系统，测定

该车怠速工况下的噪声频谱。测量时整车驻车定置、发动

机怠速运转、变速器挂空挡，分打气、打满气两个测试状态

(打气是指打气泵向储气筒泵气，打满气是指储气筒打满、

泄压阀开启、气泵没有负载)。为了突出反映出怠速异响的

真实感受，将麦克风放在主驾右耳。图1所示的红线是打气过程的频谱曲线，其异常高的峰值是376

Hz，打满气后峰值从49.1

dB

(A)降为40.9

dB

(A)，该异常峰值疑似为主观评价的“嘟嘟”声频率。二者在

400~4

000

Hz的频谱幅值差异也较大，这宽频的声音疑似为主观评价的“嘎啦”声。Cursor

valuesX:

376.000

HzY：

49.153

dB(A"20u

PaY:

40.931

dB(A)/20u

PaDelta

: 48.793

dB(A)/20u

PaDelta

:

42.147

d8(A)/20u

Pa[HZ]图1怠速主驾右耳噪声频谱图为进一步验证对两个异音的频率推断，使用“声学互

动滤波”技术进行分析。所谓“声学互动滤波”就是利用声

学滤波修改软件对测量记录的噪声时域数据进行实时数

字互动滤波，通过数字声卡对滤波前后的数据进行回放对

比，进而直观判断造成异响的噪声分量的主要频率成分［4IO

经滤波对比回放评价，“嘟嘟”声确定是376

Hz，但“嘎啦”频

率分布很宽，滤波400~1

000

Hz、400〜2

000

Hz"嘎啦"声均

没有消除，直至滤波400〜4

000

Hz，“嘎啦”声才被消除。2窄带气流声的消声方案图2为该车进气系统结构布置图。打气泵工作时从发

动机进气系统取气，压缩空气用于整车制动。管道系统中

的气柱是一个有质量、可压缩的振动体系，它具有一系列

固有频率。在气柱靠近压缩机一端，由于往复式压缩机周

期性地间歇吸气和排气，使得气柱受到一个周期性的激振

力作用，当激振力的频率与气柱的某一阶固有频率相重合

时，则气柱发生对应于该频率的共振，使得管道内压力不

均匀度达到一个极大值，并使管道做强烈的机械振动［51，

使得噪声值增大，并发出“嘟嘟”的打鼓声，对驾驶员及周

围环境产生严重影响。根据上文试验结果，可以诊断该车怠速异响中的“嘟

嘟”声是空压机工作产生的进气管路气柱噪声，噪声中心频

率为376

Hz。因空压机工作时膜片开合不可避免，因此采用

被动消声方式，在空压机与进气道之间增加进气消声器，消

除窄带“嘟嘟”声。抗性消声器对消除中低频噪声具有很好的效果，本文采

用1/4波长管消除376

Hz中心频率的窄带“嘟嘟”异响。1/4波

长管管长L与消声频率f的关系％L=

0.25

c/f,其中c为当地

声速，取340

m/s,f为消声中心频率，为376

Hz。计算出理论管

长L为226

mm,验证阶段时试制了三个长度200

mm、225

mm、250

mm三种规格，分别命名为方案1.1、方案1.2和方案

1.3,将1/4波长管连接在空压机到空滤器的管路之间。分别评价、测试方案1.1、1.2、1.3，计算376

Hz±80

Hz的

RMS值,统计结果见表1。理论计算方案1.2效果最好,与实际

测试相符，其将“嘟嘟”声从51.8

dB(A)降为41.9

dB(A),降低

了

9.9

dB(A)，主观评价方案1.2也最优，打气过程“嘟嘟”声完

全消除。SPECIAL

PURPOSE

V

E

H

CL59

06

SOU技朮论1石

SPECIAL

PURPOSE

VEHICLETECH

NIC

FORUMSPECIAL

PURPOSE

VEHICLE60表1各方案“嘟嘟”声比较单位:dB（A）测点原方案方案1.1

方案1.2

方案1.3（管长200

mm）（管长225

mm）（管长250

mm）主驾右耳

51.8

43.141.9

42.73宽频带机械撞击声的消声方案上文分析打气过程的“嘎啦”声频域分布很宽，在滤波

400~4

000

Hz时才能完全消除，且该声音只出现在打气泵

泵气过程，推测该声音是齿轮的撞击声。为精确查找400~4

000

Hz声源位置，使用手持式声学

相机扫描怠速打气过程发动机各个端面，识别400~4

000

Hz的声源位置，见图3,声源集中在打气泵与发动机的中间

位置,与上文推测的打气泵齿轮相符合。Gwaap

0033/0033

0ndaaa

OMi

-IMO

JOMHr]图3发动机左侧400~4

000 Hz声源分布云图图4是打气过程和打满气后打气泵的振动时域曲线,打气过程振动明显高于打满气，且打气过程峰值有明显的

周期性，两个峰值间隔81

ms濒率为1/0.08=12.5

Hz。因为

打气泵与发动机曲轴的速比是1:1,打气泵是单个活塞往复运动，工作频率是12.5

Hz。----------dqb

Z

打气（Real）—dqbZ

打气（Real）b

dqb

Z

打满气（Real）［s］a打气与打满气比较b打气峰值放大图4打气泵Z向振动时域图打气泵的噪声主要是由于发动机周期运转造成的，与齿

轮撞击关系较大，图4b可见明显撞击然后衰减的信号，且最

大幅值较高，齿轮啮合过程中产生冲击振动是不可避免的，

其主要是受节线冲击和啮合冲击所致。齿轮啮合时，在节点外的其它啮合点的速度方向不一致。齿面间相对滑动引起摩擦,

由于摩擦力在节点处突然改变方向，形成节线冲击。此外，每

当一对轮齿进入和脫开啮合时，轮齿上的载荷和刚度突然增

加和减少，产生一个瞬间的切向加速度即啮合冲击,二者共

同作用产生振动［6］。上面的冲击振动是主要的,其次齿轮的齿数也有影响，

齿数的确定主要取决于齿轮副的工作参数，如传动功率、转

速、中心距等。但为使齿轮副工作平稳、均匀磨耗、工作寿命

长，还需要从动力学的角度，对所选定的齿数作必要的细微

调整。具体来说，就是使两齿轮齿数无公约数而使其重复啮

合频率f。成为最小值，这就是齿数设计的动力学依据［5］。fc=nrZ1/60G””式中,Gmin=Z1-Z2/Gm„,几、耳为主从动齿轮转速,Z»

Z,为主从动

齿轮齿数,Gmin为主从动齿轮的最小公约数,Gm*为主从动齿

轮的最大公约数。若两齿轮齿数无公约数，则Gm”

=Z1-Z2

/Cm„达到最大值，

f。达到最小值。可见，对f。而言，无公约数的齿数设计是合理

的,有公约数的齿数设计是不合理的。3.1消声方式一:消隙齿轮的应用因修改齿形来减少冲击振动难以实现，故本文采用消隙

齿轮被动减弱冲击振动，记为方案2。消隙齿轮由2片齿组成，见图5。较宽的齿轮固定在打气

泵曲轴上，称为固定轮，作用是传递动力;较窄的齿轮套在固

定齿轮的轮毂上，称为浮动轮，作用是消除齿侧间隙。固定轮

与浮动轮上各有一个销钉，两片齿轮中间通过扭簧与销钉的

配合产生一个预载扭矩,齿轮安装在气泵曲轴后拧下沉头螺

钉与另一齿轮啮合，使固定轮的齿左侧和浮动轮的齿右侧分

别紧贴在惰轮轴的齿槽左、右两侧，通过这种错齿结构能够

消除齿侧间隙、减弱啮合冲击。a爆炸图

b实际装配体齿轮图图5消隙齿轮示意图如图5b所示将曲轴齿轮换装为消隙齿轮，验证消隙齿轮的实际降噪效果，结果如表2所示:

表2换装消隙齿轮车左1.0

m噪声比较

单位:dB(A)zjhg

Y

(Real)[m/s^2]打气泵状态普通齿轮方案2(消隙齿轮)降噪值0.45j0.35'j打气76.573.03.50.25-11ini1!打满气69.568.51.00.15-50m--50m-应用消隙齿轮后，打气过程车左噪声降低3.5

dB(A),打满

-0.15-气过程降低1.0

dB(A),但是打气较打满气仍是高4.5

dB(A),

没有达成目标3

dB(A)。26

83.2消声方式二:无公约数齿轮的应用图7方案3.1打满气后主驾滑轨Y向振动时域图图6是发动机后端轮系示意图，从曲轴到惰性齿轮到气

程方案3.1降噪1.9

dB(A)、方案3.2降噪2.1

dB(A)，打满气后

泵齿轮，齿数是32：64：32(油泵齿轮也是32),

3对啮合齿数都

方案3.1、3.2均降噪0.4

dB(A)，对打气过程降噪效果比较明

有多个公约数且最大公约数为32,这会加大重复啮合频率fc、

显。方案3.2没有拍振，且打气比打满气的噪声高2.8

dB

(A),

加大冲击振动。小于目标3

dB(A)。表4换装无公约数齿轮车左1.0

m噪声比较

单位:dB

(A)打气泵

消隙方案3.1方案3.2

状态齿轮方案3.1降噪值方案3.2降噪值打气73.071.11.970.92.1打满气68.568.10.468.10.44结语本文通过噪声频谱分析、“声学互动滤波”技术分析证明

图6发动机后端轮系示意图怠速异响存在两个问题，即窄带气流声和宽频带机械撞击声。应调整齿数做到齿数无公约数，制定如表3所示的方

窄带气流声通过设计1/4波长管成功消除，问题频段

案，其中方案3.1只修改了惰性齿轮、气泵齿轮齿数,各啮合

噪声降低9.9

dB(A),气刹的载货汽车多有这类噪声，已经

齿轮齿数无公约数，但方案3.1存在“拍振”风险：打气泵的

将该技术成功应用到多数气制动车型。速比是32/31

=

1.032,打气泵振动频率为12.9

Hz,与发动机

宽频带机械撞击声通过声学相机、打气泵振动分析

一阶频率12.5

Hz很近。因其改动较方案3.2小，可以实车验

定位为打气泵齿轮，通过消隙齿轮、齿数无公约数设计成

证。方案3.2打气泵的速比仍是1:1,不存在风险。功消除，驾驶室左1.0

m处噪声声压级降低5.6

dB(A),且打

表3发动机后端轮齿轮齿数方案统计表气过程比打满气噪声高2.8

dB(A),小于目标3

dB(A)。序号曲轴齿轮惰性齿轮气泵齿轮油泵齿轮参考文献[1]

许维达.柴油机动力装置匹配[M].北京:机械工业出版社,2005.原方案32643232[2]

王国刚，王金立，李凯，等.气制动柴油机泵气系统噪声研究J].内燃机，方案3.18(5):53-55.方案3.231653131[3]

陈伟，牟云峰.某载货汽车打气泵出气钢管断裂原因分析J].汽车实用技

术,2014(6):94-97.方案3.1换装后，怠速打气时噪声有改善但打满气后乘

[4]

褚志刚，邓兆样，等.中型载货汽车怠速异响噪声源识别J].汽车实用技术

2009(3)171-173.员感受变差、有轻微晃动，如图7所示出现一个合成正弦

[5]

庞剑，谌刚，何华.汽车噪声与振动理论与应用[M].北京:北京理工大学出版

波，波峰间隔大约为2.6

s,频率为0.38

Hz，这是由打气泵

社,2006:207-210.12.9

Hz与12.5

Hz合成而成的。[6]

沈来荣，张松桥.关于DF_4D—型机车牵引齿轮齿数改进设计的建议[J].内燃

机,2002(7):30-34.方案3.2换装后，怠速打气时噪声有改善且没有出现拍

收稿日期:2021-03-06振。测试两个方案车左1.0

m处噪声，统计结果见表4。打气过SPECIAL

PURPOSE

VEHICLE61

2024年2月14日发(作者：富清宁)

06

SOU技朮论1石

SPECIAL

PURPOSE

VEHICLETECH

NIC

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VEHICLE58某轻型载货汽车怠速异响分析及优化Analysis

and

Optimization

ofAbnormal

Idling

Noise

for

A

Light

Truck

于友明林文干李浩亮罗春明YU

You-ming

et

al东风汽车股份有限公司商品研发院

湖北武汉

430057摘

要:本文先分析怠速噪声频谱，然后通过主观评价、频谱分析，判断怠速异响是两个问

题，窄带气流声与宽频带机械撞击声。前者使用“声学互动滤波”技术，分析得到问题频率

是以376

Hz为中心的窄带频率，通过设计1/4波长管成功消除，问题频段噪声降低

9.9

dB(A)；后者通过声学相机、打气泵振动分析，定位噪声源是打气泵齿轮，通过消隙齿

轮、齿数无公约数设计成功消除，驾驶室左1.0

m噪声降低5.6

dB(A),且打气过程比打满

气噪声高2.8

dB(A),小于目标3

dB

(A)。第一作者：于友明，男,

1988年

生，主管设计师，从事关键词:怠速异响;1/4波长管;消隙齿轮;齿数无公约数设计NVH测试

与分析工作。Abstract

the

idling

noise

spectrum,

and

then

through

subjective

evaluation

and

spectrum

analysis

were

firstly

analyzed

,

It

is

judged

that

idling

abnormal

noise

includes

two

problems:

narrow-band

airflow

sound

and

wide-band

mechanical

impact

sound.

The

former uses

the

"acoustic

interactive

filtering"

technology,

and

the

analysis

shows

that

the

problem

frequency

is

a

narrowband

frequency

centered

at

376

Hz,

which

is

successfully

eliminated

by

designing

a

quarter-wavelength

tube,

and

the

noise

in

the

problem

frequency

band

is

reduced

by

9.9

dB(A).The

latter

uses

acoustic

camera

and

air

pump

vibration

analysis,

and

locates

the

noise

source is

the

air

pump

gear,

which

is

successfully

eliminated

through

the

design

of

anti-backlash

gear

and

the

number

of

teeth

without

common

divisor.

The

noise

of

1.0

m

from

the

left

of

the

cab

is

reduced

by

5.6

dB(A).And

the

pumping

process

is

2.8 dB(A)

higher

than

the

pumped

noise,

which

is

3

dB(A)

less

than

the

words

abnormal

idling

noise;

1/4

wavelength

tube;

anti-backlash

gear;

design

of

the

number

of

teeth

without

common

divisor中图分类号:U469.2文献标识码:A文章编号：1004-0226(2021)06-0058-04本文研究的对象是某轻型载货汽车在怠速时出现了

燥器和储气筒等[1],打气泵工作产生的振动噪声使得该系

明显的“嘟嘟”“嘎啦”等异常噪声，极大地降低了车辆声品

统的NVH性能远差于液压制动系统，如打气泵在打气过

质，降低了顾客对其的“印象分”。程中出现车内噪声变大、座椅振动变大和产生金属敲击声

该轻型载货汽车的刹车系统是由压缩气体带动。相

等问题，从而严重影响了车内驾驶员的乘坐舒适性叫比液压制动系统，气刹制动系统的制动刹车反应更迅速、

载货汽车的气刹制动系统多采用排气卸荷打气泵结

刹车力更大、制动距离更短。气刹制动系统包括打气泵、干

构。它的工作原理为：一方面，发动机通过三角带或齿轮驱

动打气泵曲轴，从而驱动打气泵活塞进行打气，打出的气

体通过气管导入储气筒；另一方面，储气筒又将气体导入

调压阀，从而控制储气筒内的气压。气刹制动系统利用储

气筒内的气压来实现整车刹车制动的作用［3］。上文中提到的怠速异响发生在打气泵打气过程中，

打完气后异响基本消失，由此基本推断出异响与打气泵直

接相关。1怠速噪声频谱测试与分析试验首先利用B@K

PULSE振动噪声分析系统，测定

该车怠速工况下的噪声频谱。测量时整车驻车定置、发动

机怠速运转、变速器挂空挡，分打气、打满气两个测试状态

(打气是指打气泵向储气筒泵气，打满气是指储气筒打满、

泄压阀开启、气泵没有负载)。为了突出反映出怠速异响的

真实感受，将麦克风放在主驾右耳。图1所示的红线是打气过程的频谱曲线，其异常高的峰值是376

Hz，打满气后峰值从49.1

dB

(A)降为40.9

dB

(A)，该异常峰值疑似为主观评价的“嘟嘟”声频率。二者在

400~4

000

Hz的频谱幅值差异也较大，这宽频的声音疑似为主观评价的“嘎啦”声。Cursor

valuesX:

376.000

HzY：

49.153

dB(A"20u

PaY:

40.931

dB(A)/20u

PaDelta

: 48.793

dB(A)/20u

PaDelta

:

42.147

d8(A)/20u

Pa[HZ]图1怠速主驾右耳噪声频谱图为进一步验证对两个异音的频率推断，使用“声学互

动滤波”技术进行分析。所谓“声学互动滤波”就是利用声

学滤波修改软件对测量记录的噪声时域数据进行实时数

字互动滤波，通过数字声卡对滤波前后的数据进行回放对

比，进而直观判断造成异响的噪声分量的主要频率成分［4IO

经滤波对比回放评价，“嘟嘟”声确定是376

Hz，但“嘎啦”频

率分布很宽，滤波400~1

000

Hz、400〜2

000

Hz"嘎啦"声均

没有消除，直至滤波400〜4

000

Hz，“嘎啦”声才被消除。2窄带气流声的消声方案图2为该车进气系统结构布置图。打气泵工作时从发

动机进气系统取气，压缩空气用于整车制动。管道系统中

的气柱是一个有质量、可压缩的振动体系，它具有一系列

固有频率。在气柱靠近压缩机一端，由于往复式压缩机周

期性地间歇吸气和排气，使得气柱受到一个周期性的激振

力作用，当激振力的频率与气柱的某一阶固有频率相重合

时，则气柱发生对应于该频率的共振，使得管道内压力不

均匀度达到一个极大值，并使管道做强烈的机械振动［51，

使得噪声值增大，并发出“嘟嘟”的打鼓声，对驾驶员及周

围环境产生严重影响。根据上文试验结果，可以诊断该车怠速异响中的“嘟

嘟”声是空压机工作产生的进气管路气柱噪声，噪声中心频

率为376

Hz。因空压机工作时膜片开合不可避免，因此采用

被动消声方式，在空压机与进气道之间增加进气消声器，消

除窄带“嘟嘟”声。抗性消声器对消除中低频噪声具有很好的效果，本文采

用1/4波长管消除376

Hz中心频率的窄带“嘟嘟”异响。1/4波

长管管长L与消声频率f的关系％L=

0.25

c/f,其中c为当地

声速，取340

m/s,f为消声中心频率，为376

Hz。计算出理论管

长L为226

mm,验证阶段时试制了三个长度200

mm、225

mm、250

mm三种规格，分别命名为方案1.1、方案1.2和方案

1.3,将1/4波长管连接在空压机到空滤器的管路之间。分别评价、测试方案1.1、1.2、1.3，计算376

Hz±80

Hz的

RMS值,统计结果见表1。理论计算方案1.2效果最好,与实际

测试相符，其将“嘟嘟”声从51.8

dB(A)降为41.9

dB(A),降低

了

9.9

dB(A)，主观评价方案1.2也最优，打气过程“嘟嘟”声完

全消除。SPECIAL

PURPOSE

V

E

H

CL59

06

SOU技朮论1石

SPECIAL

PURPOSE

VEHICLETECH

NIC

FORUMSPECIAL

PURPOSE

VEHICLE60表1各方案“嘟嘟”声比较单位:dB（A）测点原方案方案1.1

方案1.2

方案1.3（管长200

mm）（管长225

mm）（管长250

mm）主驾右耳

51.8

43.141.9

42.73宽频带机械撞击声的消声方案上文分析打气过程的“嘎啦”声频域分布很宽，在滤波

400~4

000

Hz时才能完全消除，且该声音只出现在打气泵

泵气过程，推测该声音是齿轮的撞击声。为精确查找400~4

000

Hz声源位置，使用手持式声学

相机扫描怠速打气过程发动机各个端面，识别400~4

000

Hz的声源位置，见图3,声源集中在打气泵与发动机的中间

位置,与上文推测的打气泵齿轮相符合。Gwaap

0033/0033

0ndaaa

OMi

-IMO

JOMHr]图3发动机左侧400~4

000 Hz声源分布云图图4是打气过程和打满气后打气泵的振动时域曲线,打气过程振动明显高于打满气，且打气过程峰值有明显的

周期性，两个峰值间隔81

ms濒率为1/0.08=12.5

Hz。因为

打气泵与发动机曲轴的速比是1:1,打气泵是单个活塞往复运动，工作频率是12.5

Hz。----------dqb

Z

打气（Real）—dqbZ

打气（Real）b

dqb

Z

打满气（Real）［s］a打气与打满气比较b打气峰值放大图4打气泵Z向振动时域图打气泵的噪声主要是由于发动机周期运转造成的，与齿

轮撞击关系较大，图4b可见明显撞击然后衰减的信号，且最

大幅值较高，齿轮啮合过程中产生冲击振动是不可避免的，

其主要是受节线冲击和啮合冲击所致。齿轮啮合时，在节点外的其它啮合点的速度方向不一致。齿面间相对滑动引起摩擦,

由于摩擦力在节点处突然改变方向，形成节线冲击。此外，每

当一对轮齿进入和脫开啮合时，轮齿上的载荷和刚度突然增

加和减少，产生一个瞬间的切向加速度即啮合冲击,二者共

同作用产生振动［6］。上面的冲击振动是主要的,其次齿轮的齿数也有影响，

齿数的确定主要取决于齿轮副的工作参数，如传动功率、转

速、中心距等。但为使齿轮副工作平稳、均匀磨耗、工作寿命

长，还需要从动力学的角度，对所选定的齿数作必要的细微

调整。具体来说，就是使两齿轮齿数无公约数而使其重复啮

合频率f。成为最小值，这就是齿数设计的动力学依据［5］。fc=nrZ1/60G””式中,Gmin=Z1-Z2/Gm„,几、耳为主从动齿轮转速,Z»

Z,为主从动

齿轮齿数,Gmin为主从动齿轮的最小公约数,Gm*为主从动齿

轮的最大公约数。若两齿轮齿数无公约数，则Gm”

=Z1-Z2

/Cm„达到最大值，

f。达到最小值。可见，对f。而言，无公约数的齿数设计是合理

的,有公约数的齿数设计是不合理的。3.1消声方式一:消隙齿轮的应用因修改齿形来减少冲击振动难以实现，故本文采用消隙

齿轮被动减弱冲击振动，记为方案2。消隙齿轮由2片齿组成，见图5。较宽的齿轮固定在打气

泵曲轴上，称为固定轮，作用是传递动力;较窄的齿轮套在固

定齿轮的轮毂上，称为浮动轮，作用是消除齿侧间隙。固定轮

与浮动轮上各有一个销钉，两片齿轮中间通过扭簧与销钉的

配合产生一个预载扭矩,齿轮安装在气泵曲轴后拧下沉头螺

钉与另一齿轮啮合，使固定轮的齿左侧和浮动轮的齿右侧分

别紧贴在惰轮轴的齿槽左、右两侧，通过这种错齿结构能够

消除齿侧间隙、减弱啮合冲击。a爆炸图

b实际装配体齿轮图图5消隙齿轮示意图如图5b所示将曲轴齿轮换装为消隙齿轮，验证消隙齿轮的实际降噪效果，结果如表2所示:

表2换装消隙齿轮车左1.0

m噪声比较

单位:dB(A)zjhg

Y

(Real)[m/s^2]打气泵状态普通齿轮方案2(消隙齿轮)降噪值0.45j0.35'j打气76.573.03.50.25-11ini1!打满气69.568.51.00.15-50m--50m-应用消隙齿轮后，打气过程车左噪声降低3.5

dB(A),打满

-0.15-气过程降低1.0

dB(A),但是打气较打满气仍是高4.5

dB(A),

没有达成目标3

dB(A)。26

83.2消声方式二:无公约数齿轮的应用图7方案3.1打满气后主驾滑轨Y向振动时域图图6是发动机后端轮系示意图，从曲轴到惰性齿轮到气

程方案3.1降噪1.9

dB(A)、方案3.2降噪2.1

dB(A)，打满气后

泵齿轮，齿数是32：64：32(油泵齿轮也是32),

3对啮合齿数都

方案3.1、3.2均降噪0.4

dB(A)，对打气过程降噪效果比较明

有多个公约数且最大公约数为32,这会加大重复啮合频率fc、

显。方案3.2没有拍振，且打气比打满气的噪声高2.8

dB

(A),

加大冲击振动。小于目标3

dB(A)。表4换装无公约数齿轮车左1.0

m噪声比较

单位:dB

(A)打气泵

消隙方案3.1方案3.2

状态齿轮方案3.1降噪值方案3.2降噪值打气73.071.11.970.92.1打满气68.568.10.468.10.44结语本文通过噪声频谱分析、“声学互动滤波”技术分析证明

图6发动机后端轮系示意图怠速异响存在两个问题，即窄带气流声和宽频带机械撞击声。应调整齿数做到齿数无公约数，制定如表3所示的方

窄带气流声通过设计1/4波长管成功消除，问题频段

案，其中方案3.1只修改了惰性齿轮、气泵齿轮齿数,各啮合

噪声降低9.9

dB(A),气刹的载货汽车多有这类噪声，已经

齿轮齿数无公约数，但方案3.1存在“拍振”风险：打气泵的

将该技术成功应用到多数气制动车型。速比是32/31

=

1.032,打气泵振动频率为12.9

Hz,与发动机

宽频带机械撞击声通过声学相机、打气泵振动分析

一阶频率12.5

Hz很近。因其改动较方案3.2小，可以实车验

定位为打气泵齿轮，通过消隙齿轮、齿数无公约数设计成

证。方案3.2打气泵的速比仍是1:1,不存在风险。功消除，驾驶室左1.0

m处噪声声压级降低5.6

dB(A),且打

表3发动机后端轮齿轮齿数方案统计表气过程比打满气噪声高2.8

dB(A),小于目标3

dB(A)。序号曲轴齿轮惰性齿轮气泵齿轮油泵齿轮参考文献[1]

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s,频率为0.38

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机,2002(7):30-34.方案3.2换装后，怠速打气时噪声有改善且没有出现拍

收稿日期:2021-03-06振。测试两个方案车左1.0

m处噪声，统计结果见表4。打气过SPECIAL

PURPOSE

VEHICLE61