齿面微观修形技术在齿轮降噪中的应用 .pdf

齿面微观修形技术在齿轮降噪中的应用

作者：计联岳

来源：《中国高新技术企业·综合版》2013年第10期

摘要：近年来通过广大制造商的潜心研究，在齿轮修形方面都有了可观的成果，由于仅仅

在制造工艺和安装精度上提升齿轮的运转质量将会大大提升制造成本，所以现在多采用根据自

身产品特点和制作条件的齿轮微观修形技术，经实践检验值得推广。

关键词：齿面微观；齿轮降噪；优化修形

中图分类号：TH132文献标识码：A文章编号：1009-2374（2013）29-0067-03

齿轮传动的静传递误1差模型

之所以會产生齿轮运转时的噪声，主要就是因为齿轮在制造或后期运转变形带来摩擦引发

的震动，当汽车运动齿轮开始转动，震动是通过轮轴、轴承以及轴承座先传递到变速器上，先

引发变速器箱体产生震动，变速器表面又将震动向外扩散反射出去，这就使我们听到了噪声；

另外，当震动传达到变速器内，会使箱体内的空气跟着震动起来，这些声音一部分会散发出箱

体并跟着外界的空气再次形成震动噪声，另一部分会在箱体内相互震动引发噪声。齿轮的啮合

内部激励主要有两种：第一种是在荷载作用下的误差激励，这种激励是具有位移性质的；另一

种是具有冲击力的内部激励，这种激励是由于齿轮转动后的啮合冲击产生。前者是与刚度激励

有关系的，也就是在由于荷载的因素引起的齿轮变形，它与齿轮出厂的误差相互作用，用静传

递误差表示，齿轮在转动时荷载的作用导致的齿轮旋转到一个角度后实际位置与预测位置的偏

离，可以通过以下式子进行分析：

图1

图1中的1和2表示刚体渐开线齿，b1、b2表示与弯曲变形相关的两个弹簧，H1、H2表

示齿轮轴上与接触变形相关的两个弹簧，a与a表示两个齿轮轴上的无质量刚体块，P、G表示

两个齿轮体，图中虚线是实际齿轮形状，实线表示理论完美无误差的齿轮形状。然后根据这个

假设模型，推导两个齿轮转动过程中的静传递误差值。

当两个齿轮转动时，主动轮运动传递给被动轮一定荷载，在图1中可以看出，运动时荷载

先通过主动轮体（以下用P表示）经过b1，再经过轮轴上的H1、H2、渐开线齿2，最后到达

中间元件（以下用b2表示）通过G传出去。假设P在等量时间间隔内转动了θ1角，那么P在

啮合线上的位移用rb1θ1表示，根据图1推导G的移动距离为：

分析这个公式，rb1代表的是主动齿轮整个圆齿面的半径；θ1代表的是主动齿轮在转动时

的度数；DH1、DH2代表的是两个齿轮的轮齿运动相对时沿着力量方向的变形程度；DB1、

DB2代表的是两个齿轮在接触时的弹性变形程度；Ef1、Ef2代表的是两个齿轮在运动过程中

啮合点处的修形量，ESAB代表的是这个啮合齿与下一个啮合齿相对时的综合偏离误差，如果

是负值那么最后就取负，反之则取正。B代表在当前啮合线方向下，超过此啮合点A点的下一

个啮合点。通过分析式（3）可以得出，P在啮合线上的位移要克服齿轮因为弹性变形导致的

最终误差，从而齿轮的轮齿间有缝隙，齿轮才能进行运转。

在式（5）中，δA表示的是在单位长度上由于荷载作用导致的啮合变形程度。另外Cb1表

示的是弹簧b1的柔性值；Cb2表示的是弹簧b2的柔性值；CH1表示的是弹簧H1的柔性值；

CH2表示的是弹簧H2的柔性值，另外用EA代表轮齿的综合偏差，因此式（5）可以继续转化

为：TE=EA-FAδA。

对齿面微观分析2及优化修形技术

在用软件对齿轮表面进行数据分析时，首先就要注意汽车变速器的问题，因为齿轮变速

时，除了直接档位，所有的档位动力都会经过常啮合齿轮，所以，在优化修形技术中首先要考

虑并完善的就是常啮合齿轮的修形，这是减轻噪声的重要环节。经过对TavakoliMS等人的学

术理论研究和以往对齿轮微观修形的经验，确立了一个在静态传递中误差最小的优化过程，通

过优化修形参数，最后真正实现降低噪声的效果。此软件中的齿面微观分析可以达到齿面荷载

分布更加均匀的目的，提升强度，降低在静态传递情况下的震动噪声。

首先在软件中要对汽车内纵置变速器建立一个虚拟模型，然后在这个样机中输入不同的额

定荷载，分别为-30%、-20%、-10%、10%、20%、40%、60%、80%这样八种情况，其中负值

表示的是倒拖情况，根据这些额定荷载分析变速器不同档位下的静传递误差以及齿面荷载分布

值，分析齿面原始情况下和经过优化修行后常啮合齿轮的不