基于齒輪修形的汽車變速器齒輪嘯叫噪聲改善研究

湯海川， 郭 楓

（1.上海汽車變速器有限公司技術(shù)中心，上海 201800；2.上海理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，上海 200093）

基于齒輪修形的汽車變速器齒輪嘯叫噪聲改善研究

湯海川1， 郭 楓2

（1.上海汽車變速器有限公司技術(shù)中心，上海 201800；2.上海理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，上海 200093）

為降低汽車變速器齒輪嘯叫噪聲，以某變速箱變速器主減速齒輪副為研究對(duì)象，借助于Masta仿真軟件對(duì)齒形和齒向修形進(jìn)行了仿真研究.通過分析不同修形參數(shù)對(duì)齒輪傳動(dòng)特性的影響，得到了修形參數(shù)對(duì)齒輪傳動(dòng)誤差和接觸應(yīng)力的影響規(guī)律.結(jié)果表明：適當(dāng)?shù)凝X頂修緣能有效減小齒輪嚙合干涉；適當(dāng)?shù)凝X形鼓形修整能有效改善齒根與齒頂?shù)母缮娆F(xiàn)象；適當(dāng)?shù)凝X向鼓形修整能有效改善最大接觸應(yīng)力偏載現(xiàn)象；共同產(chǎn)生降低齒輪傳動(dòng)誤差和最大齒面接觸應(yīng)力的作用.

變速箱；嘯叫噪聲；齒輪修形；改善

齒輪嘯叫噪聲是汽車變速器噪聲的主要來源之 一.在齒輪傳動(dòng)過程中，由于存在齒輪傳動(dòng)誤差、彈性變形等因素，使得齒輪副在相互嚙入、嚙出時(shí)，偏離了理論嚙合線，從而導(dǎo)致輪齒干涉、沖撞，進(jìn)而產(chǎn)生激振力，引起傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的振動(dòng).在振動(dòng)傳動(dòng)到變速箱外部結(jié)構(gòu)的過程中產(chǎn)生共振而引發(fā)嘯叫噪聲［1-2］.對(duì)于齒輪副的非正常嚙合，僅僅依靠提高齒輪的制造和安裝精度來改善齒輪傳動(dòng)質(zhì)量往往不能滿足要求，而且會(huì)增加齒輪的制造成本；齒形修形，可將發(fā)生干涉的部分進(jìn)行適量修除，改善齒面的接觸，使傳動(dòng)變得平穩(wěn).研究表明，齒輪修形是降低變速器齒輪嘯叫噪聲的一種有效的途徑.

1 齒輪修形及仿真分析方法

1.1 齒形修形

為了消除由彈性變形以及誤差因素所引起的輪齒嚙入、嚙出沖擊，需將接觸齒對(duì)中發(fā)生干涉的部分進(jìn)行適量修除，即為齒形修形［3］.

齒形修形有多種方式，將靠近齒頂?shù)囊徊糠植牧先コ?，稱為齒頂修緣；將靠近齒根的一部分材料去除掉，稱為齒根修形.對(duì)于一對(duì)齒輪副可以分別對(duì)兩個(gè)齒輪進(jìn)行齒頂修緣，也可對(duì)其中一個(gè)齒輪同時(shí)進(jìn)行齒頂修緣和齒根修形［4］，兩種方式可取得同樣的效果.但由于齒根修整會(huì)使齒根強(qiáng)度減弱，通常采用前一種修形方法.

由于齒輪加工誤差造成齒形凸凹不平，尤其是中凹形齒形在一對(duì)齒的嚙合過程中會(huì)發(fā)生兩次沖擊，因此在實(shí)際應(yīng)用中，常采用齒形鼓形修形以改善齒輪表面接觸，提高齒輪的承載能力.

1.2 齒向修形

齒輪承受載荷后，由于受齒輪體和軸的彎曲扭轉(zhuǎn)等彈性變形、齒輪制造誤差及箱體變形的影響，會(huì)引起齒輪齒向載荷分布不均勻，造成載荷偏向輪齒一端，降低齒輪的承載能力.通過對(duì)齒輪齒向方向進(jìn)行合理的微觀修整，能夠改善載荷在齒向的分布，使齒輪嚙合更平穩(wěn).

1.3 仿真模型及分析方法

借助于Masta仿真軟件，以某變速器主減速齒輪副為研究對(duì)象，重點(diǎn)開展修形參數(shù)對(duì)齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)特性的影響研究，以尋求降低嘯叫噪聲的最佳方案.

運(yùn)用Masta仿真軟件中包含幾何、強(qiáng)度設(shè)計(jì)以及受載齒面接觸分析LTCA（loaded tooth contact analysis）在內(nèi)的高級(jí)LTCA模塊，建立目標(biāo)變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的三維模型，模型包括齒輪、軸、軸承、差速器及變速器殼體等零件.其中材料、尺寸及位置關(guān)系均與實(shí)際情況一致.變速器和差速器殼體的剛度由有限元軟件Hypermesh及Ansys計(jì)算得到.主減速齒輪副參數(shù)如表1所示［5］.

表1 主減速齒輪副參數(shù)Tab.1 Parameters of the final drive gear pair

為模擬汽車變速器多變的實(shí)際工況，需要對(duì)建立的模型施加不同的載荷并進(jìn)行靜力學(xué)分析.由于不同載荷下產(chǎn)生的彈性變形量不相同，這里選定修形參數(shù)的原則是：在確保常用工況最佳狀態(tài)的前提下兼顧其它工況.按照這一原則，采用最大扭矩的50%進(jìn)行理論計(jì)算.目標(biāo)變速器常用工況扭矩為74.8～112 N·m，其傳動(dòng)誤差的目標(biāo)值初步定為2μm，由材料20 MnCr5的接觸疲勞性能試驗(yàn)得知，最大齒面接觸應(yīng)力目標(biāo)值不應(yīng)超過1 500 MPa.

考慮到齒輪嚙合過程中剛度變化造成的影響，為了更加準(zhǔn)確地計(jì)算傳動(dòng)誤差和齒面接觸應(yīng)力，利用有限元分析方法，建立齒輪的有限元模型.同時(shí)考慮到變速器和差速器殼體的變形，運(yùn)用FE（finite element）接口，直接導(dǎo)入變速器和差速器殼體等復(fù)雜異型件的有限元模型.最終針對(duì)目標(biāo)齒輪及齒面，以理論計(jì)算為Masta提供初始的修形參數(shù)，通過修形參數(shù)的調(diào)整，在圓柱齒輪微觀修形與分析模塊中進(jìn)行的齒形優(yōu)化過程，然后針對(duì)得到的傳動(dòng)誤差和齒面接觸應(yīng)力進(jìn)行對(duì)比分析，最終確定最佳修形參數(shù)［5］.

2 修形參數(shù)對(duì)嚙合狀態(tài)影響

2.1 齒頂修緣量對(duì)嚙合狀態(tài)影響分析

為便于齒輪加工，主從動(dòng)輪采取相同的齒頂修緣量，在修形曲線、修形長度等條件不變的情況下，改變齒頂修緣量，得到不同扭矩T下的傳動(dòng)誤差TE和齒面最大接觸應(yīng)力σ.由圖1可見（見下頁），齒頂修緣后，傳動(dòng)誤差改善不明顯；由圖2可見（見下頁），齒頂修緣后，最大齒面接觸應(yīng)力明顯下降，并且隨著修緣量的增大，高扭矩時(shí)的應(yīng)力逐漸降低，說明齒頂修緣后，齒輪嚙入嚙出時(shí)的干涉情況得到改善［5］.

圖1 齒頂修緣量與傳動(dòng)誤差的關(guān)系Fig.1 Relationship between tip relief and transmission error

齒頂修緣改善了齒頂與齒根干涉造成的應(yīng)力集中現(xiàn)象，但是隨著修緣量的增大，齒面的接觸區(qū)域逐漸變小，尤其是低扭矩下更為明顯.修緣量為15μm，扭矩74.8 N·m時(shí)的表面最小應(yīng)力為零，說明嚙合過程中有部分齒面沒有接觸.如圖3所示，圖中l(wèi)為主動(dòng)輪滾動(dòng)距離.當(dāng)修緣量為25μm時(shí)，接觸區(qū)域嚴(yán)重縮小.為了使載荷盡可能地分布整個(gè)齒面，提高齒輪的承載能力，齒頂修緣量不宜過大.根據(jù)以上分析，認(rèn)為齒頂修緣量為10μm為較適宜［5］.

圖2 齒頂修緣量與最大齒面接觸應(yīng)力的關(guān)系Fig.2 Relationship between tip relief and maximum flank contact stress

圖3 不同修緣量主動(dòng)輪工作齒面載荷分布Fig.3 Load distribution on pinion drive surface with different value of tip relief

2.2 齒形鼓形量對(duì)嚙合狀態(tài)影響分析

以齒頂修緣量為10μm，分別對(duì)鼓形量2，5，8，11μm進(jìn)行齒形鼓形修形仿真，比較不同齒形鼓形量對(duì)齒輪傳動(dòng)特性的影響.由圖4可見，齒形鼓形修形后，高扭矩下的傳動(dòng)誤差明顯降低，低扭矩下的傳動(dòng)誤差隨著鼓形量的增大不斷增大，造成這種現(xiàn)象的原因是當(dāng)齒形鼓形修形量較大時(shí)，降低了低扭矩下的重合度.在低扭矩下，齒輪的接觸情況開始變壞.由圖5可見，齒形鼓形修形對(duì)齒面接觸應(yīng)力影響顯著，鼓形修形后高扭矩下的應(yīng)力降低明顯.但是隨著鼓形量的增大，最大應(yīng)力變化的范圍越來越小.當(dāng)鼓形修形量為8μm和11μm時(shí)，齒面最大接觸應(yīng)力幾乎不變.

圖4 齒形鼓形量與傳遞誤差的關(guān)系Fig.4 Relationship between profile barrelling and transmission error

圖6為扭矩在74.8 N·m時(shí)，不同齒形鼓形量主動(dòng)輪工作齒面載荷分布.從圖6中齒面應(yīng)力分布可見，齒形修形后，齒根與齒頂?shù)母缮娆F(xiàn)象基本消除，齒面應(yīng)力分布比修形前更加合理.由于齒形鼓形修形有齒頂修緣的效果，所以隨著鼓形量的增大，齒面的接觸區(qū)域越來越小，齒形鼓形量為11μm時(shí)，接觸區(qū)域變成中間很窄的一部分.綜合以上分析，從兼顧高、低扭矩的運(yùn)行狀態(tài)以及使載荷合理分布的角度出發(fā)，鼓形量不宜過大，推薦齒形鼓形量為5μm［5］.

圖5 齒形鼓形量與齒面最大接觸應(yīng)力的關(guān)系Fig.5 Relationship between profile barrelling and maximum flank contact stress

圖6 不同齒形鼓形量主動(dòng)輪工作齒面載荷分布Fig.6 Load distribution of pinion drive surface with different value of profile barrelling

通過觀察圖6的應(yīng)力分布圖發(fā)現(xiàn)，在小齒輪嚙入的一端，仍存在嚴(yán)重的應(yīng)力集中現(xiàn)象.這是由于輪齒嚙合時(shí)，存在嚙合歪斜度，而導(dǎo)致齒輪嚙合時(shí)發(fā)生偏載，要解決這一問題，需要對(duì)其進(jìn)行齒向修形.

2.3 齒向修形對(duì)嚙合狀態(tài)影響分析

以齒頂修緣量為10μm，齒形鼓形量為5μm，進(jìn)行齒向鼓形修形.從Masta分析結(jié)果得到齒輪嚙合歪斜度為4.509 6μm，嚙合綜合剛度為15.527 5 N·（mm·μm）-1，選定鼓形量為8，12，16，20μm分析不同齒向鼓形量對(duì)齒輪傳動(dòng)特性的影響.

由圖7所示的齒間鼓形量與傳遞誤差的關(guān)系可見，在高扭矩下，隨著鼓形量的增大，傳動(dòng)誤差明顯降低.而鼓形量為16μm和20μm時(shí)，傳動(dòng)誤差在74.8 N·m（即最大扭矩的50%）基本達(dá)到最低點(diǎn)，與理論計(jì)算得17.765μm相符.而在低扭矩時(shí)，傳動(dòng)誤差隨著鼓形量的增大不斷增大，從兼顧低扭矩的傳動(dòng)誤差角度考慮，齒向鼓形量不應(yīng)過大.由圖8所示的齒向鼓形量與齒面最大接觸應(yīng)力的關(guān)系可見，與齒形修形結(jié)果比，齒面最大接觸應(yīng)力明顯降低.在鼓形量達(dá)到16μm時(shí)，各工況除最大扭矩之外，幾乎全部低于1 500 MPa.說明齒向鼓形修形可進(jìn)一步降低應(yīng)力集中，使齒面的載荷分布得到改善.由圖9（見下頁）所示的扭矩74.8 N·m時(shí)，不同齒面鼓形量主動(dòng)輪工作齒面應(yīng)力分布可見，鼓形量為16μm時(shí)，最大應(yīng)力基本集中在齒面中部，偏載現(xiàn)象已消失，基本達(dá)到了降低傳動(dòng)誤差和改善齒面最大接觸應(yīng)力的預(yù)期目標(biāo)［5］.

圖7 齒向鼓形量與傳遞誤差的關(guān)系Fig.7 Relationship between lead crowning and transmission error

圖8 齒向鼓形量與齒面最大接觸應(yīng)力的關(guān)系Fig.8 Relationship between lead crowning and maximum flank contact stress

圖9 不同齒向鼓形量主動(dòng)輪工作齒面應(yīng)力分布Fig.9 Load distribution of pinion drive surface with different value of lead crowning

3 噪聲試驗(yàn)與分析

試驗(yàn)采用Head公司的Squadriga系統(tǒng)對(duì)車內(nèi)噪聲進(jìn)行測(cè)量，該測(cè)試設(shè)備有兩個(gè)麥克風(fēng)對(duì)各工況下的室內(nèi)噪聲進(jìn)行測(cè)量及分析，其采樣頻率為16 kHz.測(cè)試過程中麥克風(fēng)放置在司機(jī)雙耳周圍，以模擬乘客人耳聽到的室內(nèi)噪聲.為得到不同輸入轉(zhuǎn)速下車輛的室內(nèi)噪聲，使用兩個(gè)速度傳感器來測(cè)量變速器輸入和輸出的速度變化.

為了得到更準(zhǔn)確的分析結(jié)果，采用階次（振動(dòng)頻率與軸頻的比值）分析方法［6］，通過計(jì)算得到目標(biāo)變速器主減速齒的噪聲階次為9.8階.試驗(yàn)結(jié)果如圖10所示，圖中n為輸入轉(zhuǎn)速；SPL為聲壓級(jí).結(jié)果表明，修形后整車9.8階噪聲較修形前有明顯降低，噪聲峰值大約降低8 dB左右.由圖11所示的的車內(nèi)噪聲圖可見：修形后整體噪聲峰值消失，嘯叫得到明顯改善.

圖10 車輛整體噪聲和階次噪聲Fig.10 Vehicle overall noise and order noise

圖11 車內(nèi)噪聲圖Fig.11 Colour figure of noise inside the vehical

4 結(jié) 論

a.仿真分析得到的最佳修形量結(jié)果與50%扭矩點(diǎn)（即常用工況下的扭矩）理論修形量計(jì)算結(jié)論基本相符.

b.適當(dāng)?shù)凝X頂修緣能有效減小齒輪嚙合干涉，從而降低齒輪傳動(dòng)誤差和最大齒面接觸應(yīng)力；修緣量過大，反而易導(dǎo)致齒輪接觸區(qū)域減小，產(chǎn)生嚙合沖擊.

c.齒形鼓形修整能夠使高扭矩下的應(yīng)力降低明顯，適當(dāng)?shù)男扌瘟磕苡行Ц纳讫X根與齒頂?shù)母缮娆F(xiàn)象，使齒面應(yīng)力分布更為合理.

d.齒向鼓形修整是改善齒輪嚙合時(shí)最大接觸應(yīng)力偏載的有效措施.

e.試驗(yàn)結(jié)果表明：修形后整車9.8階噪聲較修形前噪聲峰值降低大約8 dB左右；修形后整體噪聲峰值消失，嘯叫明顯改善.

［1］ Smith J D.Gear noise and vibration［M］.New York：Marcel Dekker INC，2003.30-81.

［2］ Umezawa K，Suzuki T，Sato T.Vibration of power transmission helical gears［J］.Bulletin of JSME，1986，29（251）：1605-1611.

［3］ 易建軍，張明，徐中耀.汽車齒輪修形的研究［J］.汽車技術(shù)，1997（12）：28-32.

［4］ 辛經(jīng)緯，王生澤.齒輪修形及其實(shí)現(xiàn)方法研究［J］.設(shè)計(jì)與研究，2009，36（5）：19-21.

［5］ 楊本洋.基于Masta的汽車變速器齒輪修形仿真與優(yōu)化［D］.上海：上海理工大學(xué)，2012.

［6］ 周冠嵩，吳光強(qiáng).基于階次分析的客車變速器噪聲試驗(yàn)［J］.現(xiàn)代制造工程，2007（11）：85-112.

（編輯：金 虹）

Gear Screaming Noise Reduction of Automotive Transmission Based on Gear Profile Modification

TANGHai-chuan1， GUOFeng2
（1.Technology Center，Shanghai Automobile Gear Works Co Ltd，Shanghai 201800，China；2.College of Mechanical Engineering，University of Shanghai for Science and Technology，Shanghai 200093，China）

In order to reduce the gear screaming noise of automotive transmission，by means of Masta software，the simulation on the effects of tooth form and tooth orientation modification of the main gear pair was carried out.The influences of modified parameters on the characteristics and the error of gear transmission as well as the contact stress were investigated and formulated.The results show：appropriate tip relief can reduce the interference of gear mesh effectively；barrelling relief can improve the interference between gear root and gear tip；lead crown relief can improve the unbalance load of maximum contact stress；the combination of the whole of them can reduce gear transmission error and maximum contact stress.

transmission；screaming noise；modification；improvement

U 463.22

A

1007-6735（2013）03-0294-05

2012-09-27

上海汽車工業(yè)教育基金資助項(xiàng)目（2011xqHZ01）

湯海川（1971-），男，高級(jí)工程師.研究方向：汽車變速器優(yōu)化設(shè)計(jì)方法.E-mail：sagw＿thc＠163.com

郭 楓（1988-），男，碩士研究生.研究方向：汽車變速器優(yōu)化設(shè)計(jì)方法.E-mail：glfmyalex＠163.com