汽车起重机齿轮泵噪声研究

李劼人 董立 王开宇 宋雅培 王建民

摘 要：文章分析了汽车起重机使用的齿轮泵产生噪声的内外部激励。介绍了工况载荷下噪声传递路径分析方法，并对某型号25吨级汽车起重机产品进行了噪声测试及频谱分析，分结果表明齿轮泵是汽车起重机作业时操纵室内重要的噪声源，在汽车起重机常用的怠速工况时所占比例最大，降低此噪声源可以极大的提高汽车起重机产品的使用舒适性，提高产品竞争力。

关键词：汽车起重机;齿轮泵;传递路径;噪声频谱标定

中图分类号：U469.6+4 TH137.3  文献标志码：A  文章编号：1671-7988（2020）10-145-05

Study on the Noise of Gear Pump of Truck Crane

Li Jieren¹， Dong Li¹， Wang Kaiyu¹， Song Yapei¹， Wang Jianmin²

（1.Anhui liugong Crane co.， Ltd Research Institute， Anhui Bengbu 233010;2. Anhui University Of Science & Technology， Anhui Huainan 232038）

Abstract： This paper analyzes the internal and external excitation of the gear pump used in the truck crane. This paper introduces the analysis method of noise transmission path under the working condition load， and tests the spectrum noise of a 25t truck crane product. The test results show that gear pump is an important noise source in the operation room of truck crane， which accounts for the largest proportion in the commonly used idle working condition of truck crane. Reducing this noise source can greatly improve the truck crane product The use of comfort， improve product competitiveness.

Keywords： Crane; Gear pump; Transfer path; Noise spectrum calibration

CLC NO.： U469.6+4  TH137.3  Document Code： A  Article ID： 1671-7988（2020）10-145-05

前言

齒轮泵是汽车起重机的动力来源，但同时也是汽车起重机振动的主要激励源，齿轮泵振动如果不能得到很好的控制，会引起车架以及其他与车架相连接的零部件产生振动与噪声，影响起重机的 NVH 水平，甚至会破坏起重机零部件，缩短起重机使用寿命。齿轮泵系统包括齿轮泵、相关液压管路、传动轴和悬置装置等。齿轮泵悬置即为隔离齿轮泵振动向车身传递及衰减外部激励引起的齿轮泵共振的装置。一般来说，齿轮泵振动激励源分为内部激励和外部激励两类。根据噪声传递路径的不同，如图1所示，齿轮泵的辐射噪声主要由通过泵体内部声腔产生并直接辐射到空气中形成的空气传递声以及动力传递过程中经内部结构传递到齿轮泵壳体上的机械振动激励，使壳体振动向空气中辐射噪声的结构传递声两部分^[1，2，3]。

1 齿轮泵噪声原因分析

1.1 内部激励分析

齿轮泵主从齿轮啮合时，齿轮会发出敲击噪声，一般将这种噪声称为啸叫，主要有3种形式：单边敲击噪声、双边敲击噪声和间歇性敲击噪声。当被动齿轮的惯性力矩大于阻滞力矩时，齿轮副将会产生敲击。因此，准确获得齿轮阻滞力矩对研究齿轮敲击非常重要^[4，5]。

齿轮泵空载怠速时，齿轮啮合驱动侧隙距离与背隙侧距离相互交替变化，表明空载时非承载齿轮的啮合状态非常自由，此时从动齿轮惯性力矩大于阻滞力矩。重载高速时从动齿轮要传递扭矩和功率，在负载大扭矩的阻碍作用下从动齿轮惯性力矩小于阻滞力矩，齿轮会被抑制脱齿，避免了从动齿轮在非工作齿面与主动齿轮发生碰撞冲击，因此，驱动侧隙距离与非驱动侧距离表现为不再交替变化^[6]。

图2所示为从动齿轮驱动侧与背隙侧啮合力与阻滞力矩的变化关系。图中A 区域，啮合状态为双边敲击，空载怠速齿轮驱动侧与背隙侧啮合力随阻滞力矩增加，表现为先增大再逐渐减小的趋势;B 区域，背隙侧啮合力逐渐减小为0N，表明非工作齿面无敲击发生，啮合状态为间歇性敲击;C 区域，背隙侧啮合力恒为0N，重载高速时在较大阻滞力矩阻碍作用下，工作齿面完全啮合，驱动侧啮合力无冲击，此时，啮合力随阻滞力矩增加而增大，啮合状态为单边敲击。

分析图3可知：齿轮双边敲击状态下的敲击噪声强度明显比单边和完全啮合状态下的高，阻滞力矩为 0.96 N.m 时，齿轮敲击噪声最小，说明适当增加阻滞力矩，可降低空套齿轮敲击噪声。但是，继续增大阻滞力矩，不但不能降低齿轮敲击噪声，还会增大齿轮机械损失，降低传动效率^[7，8，9]。

1.2 外部激励分析

齿轮泵的外部激励有如发动机和负载的转速与扭矩波动、离合器的启闭冲击、结构共振等这类除齿轮传动系统的其它外部因素产生的动态激励。外部激励引起的噪声有轰鸣声、颤抖声、嗡嗡声等。

引起动力系统振动的原因主要有：发动机转矩输出不均匀、万向节二阶附加扭矩、传动轴的动不平衡和径向跳动等。动力传动系统的扭振一方面通过发动机悬置、传动轴中间支撑、悬架等结构传递至车身，然后经由与车身相连的齿轮泵支架传递到齿轮泵壳体，壳体振动并向空气中辐射噪声;另一方面则通过变速箱、传动轴传递到齿轮泵内部齿轮，使得齿轮啮合过程中产生噪声。

在汽车启动或制动的过程中，离合器主动部分和从动部分存在随相对转速的变化而变化的动摩擦，在摩擦扭矩的作用下，离合器被动盘产生的剧烈转速波动通过车轮传递至车身，引起车辆振动，车身抖动通过齿轮泵支架传递到齿轮泵壳体，壳体振动并向空氣中辐射噪声。

2 传递路径分析原理

2.1 TPA原理

传递路径分析法（Transfer Path Analysis，TPA）是基于频响函数的一种故障诊断方法，将试验和仿真有机结合在一起。此方法的模型中一般是把整个系统划分成几个彼此独立的子系统，每个子系统均以频响函数来表征其振动特性，各子系统之间通过各种弹性或刚性悬置传递振动。

一个振动系统受到一个外界的激励必然会引起其他部分的响应，这种激励和响应之间的对应关系由系统的传递特性确定，系统的传递特性就是系统的传递函数。对于有多个激励的系统，其响应是由多个激励对系统综合作用的结果。TPA的原理就是把响应假设为多个激励通过不同的传递路径抵达响应位置后叠加作用的结果^[10]。TPA的基本数学公式为：

式中：X（ω）为响应，H_i（ω）为各路径的传递函数，F_i（ω）为各激励。

式中：F_i（ω）为各振动源作用在系统上的载荷力，Q_j（ω）为各声源作用在系统上的声载荷，NTF_i（ω）、NTF_j（ω）分别为振动源与声源激励点到响应点的传递函数。

任何一个复杂的结构都会受到多种振动和噪声的激励，每种激励源产生的振动噪声通过不同的传递路径传递到多个响应点，从而被人体（接受者）所感知。因此，为了分析与控制噪声与振动，可以将任何一个振动噪声系统按“源-路径-接受者”模型来表示，如图4所示。

在汽车起重机中的激励源主要为动力系统（包括发动机、传动系统和进排气系统等）车辆的振动激励源主要包括动力装置、排气系统、传动轴、车轮和悬架系统等。噪声激励源主要包括动力装置的噪声、进排气系统的噪声、传动轴系的噪声、车轮和路面的摩擦噪声和各种结构噪声等。

汽车起重机的振动传递路径包括动力总成悬置隔振系统、操纵室与车架连接处、排气系统隔振系统、悬置与车架连接处，各种连接部件，如托架、空调管、油管等。噪声传递路径包括车体、车体上的一些空洞缝隙以及空气等。

接受者主要包括操纵室驾驶员耳旁噪声、操纵室和驾驶室地板脚踏处的振动、座椅振动等。在分析源-路径-接受者模型时，最主要的是接受者，一切应从接受者出发，来确定噪声与振动量级的大小和声品质。

2.2 工况载荷下传递路径分析

扩展工况传递路径分析（Operational Path Analysis with Exogenous Inputs，OPAX）基于参数建模对工况载荷进行识别，利用数学手段消除噪声信号的干扰，实现了分析精度与建模成本之间的平衡^[11]。

由式（2）可知，实施TPA分析的两大基本步骤为：①运行工况载荷识别;②路径非耦合频响函数估计。为克服已有载荷识别方法不足，OPAX采用参数化载荷识别模型获取运行工况载荷。参数化载荷识别模型是建立OPAX模型最核心的步骤，该方法仅需要运行工况数据辅以少量频响函数测试，便可对路径载荷进行识别。

2.3 参数化载荷识别模型

参数化载荷识别模型是对动力系统悬置动刚度法的发展，模型中动刚度不再是已知量而是待求量。将结构载荷和声学载荷表示为加速度、声压及其参数。通常悬置动刚度被简化为静刚度、阻尼和质量参数的函数。

起重机是典型的非承载式车辆，车架是支撑全车的基础，驾驶室、动力系统、液压系统等所有部件通过悬置与车架构成柔性或刚性连接。根据其结构特点，振动激励能量的传递为二级传递形式。

动力总成系统包括发动机、变速箱和齿轮泵等元件，要分析齿轮泵噪声问题需要将动力总成作为一个整体进行振动分析。动力总成振动激励经由发动机前后4个悬置传递至车架，同时作为外部激励传递到变速箱，与变速箱内部激励共同作用到变速箱安装支架并传递至车架，同时所有的外部激励通过传动轴和泵架传递到齿轮泵，最后齿轮泵内部激励和外部激励通过空气和结构传递到操纵室里。

动力总成-操纵室的一级传递路径模型示意图5所示，此时车架和操纵室作为一个整体系统，动力总成的振动能量经过悬置传递到该系统，继而引起操纵室内目标点的响应。

车架和操纵室支架采用橡胶垫减振结构连接，是车架振动能量传递至操纵室的主要路径，车架-操纵室二级传递路径模型示意图如图6。

3 汽车起重机齿轮泵噪声标定

3.1 噪声测试方案

汽车起重机是装在汽车底盘上的一种起重机，其行驶驾驶室和起重操纵室分别设置在底盘和起重机上，整车实物图见图7。

根据国家标准GB/T 20062-2017《流动式起重机 作业噪声限值及测量方法》^[12]布置起重机测量位置及传声器，详见图8。同时按本文第2章所述内容和标准要求进行测试工况规划，具体工况为：1）定置工况（发动机和变速箱工作，齿轮泵不工作）;2）怠速工况（发动机和变速箱工作，齿轮泵空转）;3）变幅工况（发动机、变速箱、齿轮泵工作）。

3.2 噪声测试结果及分析

（1）定置工况（发动机转速800RPM，变速箱速比1），该工况的测试目的是测量发动机和变速箱在不受齿轮泵影响下的噪声值。噪声频谱图见图9、10。

操纵室内频谱图，可以发现有两个较为突出的尖峰，分别为80HZ与6714HZ左右，前者为发动机二阶点火激振频率，后者为操纵室蜂鸣器鸣叫频率，后者为干扰项需要在后面的分析中剔除，两处频率分贝值均为45dB（A）左右，在定置工况下，操纵室内噪声主要由发动机产生。

（2）怠速工况（发动机转速900RPM，变速箱速比1.04），该工况的测试目的是测量齿轮泵在不受负载影响下的噪声噪声值。噪声频谱图见图11、12。

液压泵近场噪声中主要频率为468HZ其次为1720HZ，其中468HZ液压泵10齿三阶转频：900/60×1.04×10×3=468;1720HZ暂时不清楚，估计为变速箱某一階频率。操纵室内主要噪声由液压系统不动作时主溢流阀的溢流声，该频率为4000HZ，符合液阀溢流啸叫的高频噪声特性。以及齿轮泵啮合产生的辐射噪声。

（3）变幅工况（发动机转速1600RPM，变速箱速比1.04），该工况的测试目的是测量齿轮泵在高流量、大负载影响下的噪声噪声值。噪声频谱图见图13、14。

液压泵近场噪声主要来源为液压泵10齿的一阶364HZ、三阶1094HZ转频以及9齿的一阶328HZ转频。操纵室内主要噪声贡献为液压泵10齿的一阶364HZ、三阶1094HZ转频以及9齿的一阶328HZ转频，加上3986HZ的主溢流阀噪声。

4 结论

综上所述，被测车辆在作业时在液压泵近场主要噪声源为发动机、齿轮泵、溢流阀工作时产生的噪声。在操纵室内主要噪声源是齿轮泵的低频噪声和主溢流阀溢流时产生的高频噪声。下一步工作针对主溢流阀溢流时产生的高频噪声采用在操纵室内壁增加隔音棉进行吸振实验，针对齿轮泵的低频噪声采用在齿轮泵悬置上增加弹性材料进行隔振实验。

参考文献

[1] 诺顿M.P.，盛元生.工程噪声和振动分析基础[M].北京：航空工业出版社，1993：331-345.

[2] Sanzenbacher S，Bertsche B. Reduction of Structure-Borne Noise by Simulation[C].2013.

[3] Ando K，Kanda Y，Fujita Y. Analysis of High Frequency Gear Whine Noise by Using an Inverse Boundary Element Method[J]. SAE Paper. 2005，1： 2304.

[4] 李润方，王建军.齿轮系统动力学——振动、冲击、噪声[M].北京：科学出版社，1996.

[5] 张军锋.手动变速器齿轮敲击噪声的实验分析[D].上海交通大学，2012.

[6] RobinetteD，Beikmann R S， Piorkowski P，et al. Characterizing the Onset of Manual Transmission Gear Rattle Part I： Experimental Results[J]， SAE Paper. 2009.

[7] Seetharaman S， Kahraman A， Moorhead M D， et al. Oil churning power losses of a gear pair： experiments and model validation[J]. Journal of Tribology， 2009， 131（2）： 022202?022211.

[8] Johnson O， Hirami N. Diagnosis and objective evaluation of gear rattle[C]//SAE Paper. Detroit： SAE Publication Group， 1991：1547 -1562.

[9] 王连生，郝志勇，郑康.变速箱阻滞力矩对齿轮系多体动力学及敲击噪声的影响[J].中南大学学报（自然科学版）2015，46（12），4453- 4459.

[10] 郭世辉.工况载荷下传递路径分析方法[J].噪声与振动控制2016， 36（2），104-107.

[11] 陈剑.基于扩展工况传递路径分析的驾驶室振动传递路径二级建模应用研究[J].振动与冲击 2018，37（3），72-78.

[12] 参考文献按GB/T 20062-2017《流动式起重机 作业噪声限值及测量方法》的要求著录.