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象,借助于Masta仿真軟件對齒形和齒向修形進行了仿真研究.通過分析不同修形參數對齒輪傳動特性的影響,得到了修形參數對齒輪傳動誤差和接觸應力的影響規律.結果表明:適當的齒頂修緣能有效減小齒輪嚙合干涉;適當的齒形鼓形修整能有效改善齒根與齒頂的干涉現象;適當的齒向鼓形修整能有效改善最大接觸應力偏載現象;共同產生降低齒輪傳動誤差和最大齒面接觸應力的作用.

齒輪嘯叫噪聲是汽車變速器噪聲的主要來源之一．在齒輪傳動過程中，由于存在齒輪傳動誤差、彈性變形等因素，使得齒輪副在相互嚙入、嚙出時，偏離了理論嚙合線，從而導致輪齒干涉、沖撞，進而產生激振力，引起傳動機構的振動．在振動傳動到變速箱外部結構的過程中產生共振而引發嘯叫噪聲．

對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質量往往不能滿足要求，而且會增加齒輪的制造成本；齒形修形，可將發生干涉的部分進行適量修除，改善齒面的接觸，使傳動變得平穩．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，需將接觸齒對中發生干涉的部分進行適量修除，即為齒形修形．齒形修形有多種方式，將靠近齒頂的一部分材料去除掉，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．對于一對齒輪副可以分別對兩個齒輪進行齒頂修緣，也可對其中一個齒輪同時進行齒頂修緣和齒根修形，兩種方式可取得同樣的效果．但由于齒根修整會使齒根強度減弱，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齒的嚙合過程中會發生兩次沖擊，因此在實際應用中，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等彈性變形、齒輪制造誤差及箱體變形的影響，會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．通過對齒輪齒向方向進行合理的微觀修整，能夠改善載荷在齒向的分布，使齒輪嚙合更平穩．

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象，重點開展修形參數對齒輪傳動機構特性的影響研究，以尋求降低嘯叫噪聲的最佳方案．運用Ｍａｓｔａ仿真軟件中包含幾何、強度設計以及受載齒面接觸分析ＬＴＣＡ（ｌｏａｄｅｄ ｔｏｏｔｈ ｃｏｎｔａｃｔａｎａｌｙｓｉｓ）在內的高級ＬＴＣＡ模塊，建立目標變速器傳動機構的三維模型，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、尺寸及位置關系均與實際情況一致．變速器和差速器殼體的剛度由有限元軟件Ｈｙｐｅｒｍｅｓｈ及Ａｎｓｙｓ計算得到．主減速齒輪副參數如表１所示．表１主減速齒輪副參數

為模擬汽車變速器多變的實際工況，需要對建立的模型施加不同的載荷并進行靜力學分析．

由于不同載荷下產生的彈性變形量不相同，這里選定修形參數的原則是：在確保常用工況最佳狀態的前提下兼顧其它工況．按照這一原則，采用最大扭矩的５０％進行理論計算．目標變速器常用工況扭矩為７４．８～１１２Ｎ·ｍ，其傳動誤差的目標值初步定為２μｍ，由材料２０ＭｎＣｒ５的接觸疲勞性能試驗得知，最大齒面接觸應力目標值不應超過１５００ＭＰａ．考慮到齒輪嚙合過程中剛度變化造成的影響，為了更加準確地計算傳動誤差和齒面接觸應力，利用有限元分析方法，建立齒輪的有限元模型．同時考慮到變速器和差速器殼體的變形，運用ＦＥ（ｆｉｎｉｔｅｅｌｅｍｅｎｔ）接口，直接導入變速器和差速器殼體等復雜異型件的有限元模型．

最終針對目標齒輪及齒面，以理論計算為Ｍａｓｔａ提供初始的修形參數，通過修形參數的調整，在圓柱齒輪微觀修形與分析模塊中進行的齒形優化過程，然后針對得到的傳動誤差和齒面接觸應力進行對比分析，最終確定最佳修形參數．

2  修形參數對嚙合狀態影響

2.1齒頂修緣量對嚙合狀態影響分析

為便于齒輪加工，主從動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下的傳動誤差ＴＥ和齒面最大接觸應力σ．由圖１可見，齒頂修緣后，傳動誤差改善不明顯；由圖２可見，齒頂修緣后，最大齒面接觸應力明顯下降，并且隨著修緣量的增大，高扭矩時的應力逐漸降低，說明齒頂修緣后，齒輪嚙入嚙出時的干涉情況得到改善．

齒頂修緣改善了齒頂與齒根干涉造成的應力集中現象，但是隨著修緣量的增大，齒面的接觸區域逐漸變小，尤其是低扭矩下更為明顯．修緣量為１５μｍ，扭矩７４．８Ｎ·ｍ時的表面最小應力為零，說明嚙合過程中有部分齒面沒有接觸．如圖３所示，圖中ｌ為主動輪滾動距離．當修緣量為２５μｍ時，接觸區域嚴重縮小．為了使載荷盡可能地分布整個齒面，提高齒輪的承載能力，齒頂修緣量不宜過大．根據以上分析，認為齒頂修緣量為１０μｍ為較適宜．

2.2齒形鼓形量對嚙合狀態影響分析

以齒頂修緣量為１０μｍ，分別對鼓形量２，５，８，１１μｍ進行齒形鼓形修形仿真，比較不同齒形鼓形量對齒輪傳動特性的影響．由圖４可見，齒形鼓形修形后，高扭矩下的傳動誤差明顯降低，低扭矩下的傳動誤差隨著鼓形量的增大不斷增大，造成這種現象的原因是當齒形鼓形修形量較大時，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，齒形鼓形修形對齒面接觸應力影響顯著，鼓形修形后高扭矩下的應力降低明顯．但是隨著鼓形量的增大，最大應力變化的范圍越來越小．當鼓形修形量為８μｍ和１１μｍ時，齒面最大接觸應力幾乎不變．圖６為扭矩在７４．８Ｎ·ｍ時，不同齒形鼓形量主動輪工作齒面載荷分布．從圖６中齒面應力分布可見，齒形修形后，齒根與齒頂的干涉現象基本消除，齒面應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，齒面的接觸區域越來越小，齒形鼓形量為１１μｍ時，接觸區域變成中間很窄的一部分．綜合以上分析，從兼顧高、低扭矩的運行狀態以及使載荷合理分布的角度出發，鼓形量不宜過大，推薦齒形鼓形量為５μｍ．

通過觀察圖６的應力分布圖發現，在小齒輪嚙入的一端，仍存在嚴重的應力集中現象．

這是由于輪齒嚙合時，存在嚙合歪斜度，而導致齒輪嚙合時發生偏載，要解決這一問題，需要對其進行齒向修形．

2.3齒向修形對嚙合狀態影響分析

以齒頂修緣量為１０μｍ，齒形鼓形量為５μｍ，進行齒向鼓形修形．從Ｍａｓｔａ分析結果得到齒輪嚙合歪斜度為４．５０９ ６μｍ，嚙合綜合剛度為１５．５２７５Ｎ·（ｍｍ·μｍ）－１，選定鼓形量為８，１２，１６，２０μｍ分析不同齒向鼓形量對齒輪傳動特性的影響．由圖７所示的齒間鼓形量與傳遞誤差的關系可見，在高扭矩下，隨著鼓形量的增大，傳動誤差明顯降低．而鼓形量為１６μｍ和２０μｍ時，傳動誤差在７４．８Ｎ·ｍ（即最大扭矩的５０％）基本達到最低點，與理論計算得１７．７６５μｍ相符．

而在低扭矩時，傳動誤差隨著鼓形量的增大不斷增大，從兼顧低扭矩的傳動誤差角度考慮，齒向鼓形量不應過大．由圖８所示的齒向鼓形量與齒面最大接觸應力的關系可見，與齒形修形結果比，齒面最大接觸應力明顯降低．在鼓形量達到１６μｍ時，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一步降低應力集中，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，不同齒面鼓形量主動輪工作齒面應力分布可見，鼓形量為１６μｍ時，最大應力基本集中在齒面中部，偏載現象已消失，基本達到了降低傳動誤差和改善齒面最大接觸應力的預期目標．

3  噪聲試驗與分析

試驗采用Ｈｅａｄ公司的Ｓｑｕａｄｒｉｇａ系統對車內噪聲進行測量，該測試設備有兩個麥克風對各工況下的室內噪聲進行測量及分析，其采樣頻率為１６ｋＨｚ．測試過程中麥克風放置在司機雙耳周圍，以模擬乘客人耳聽到的室內噪聲．為得到不同輸入轉速下車輛的室內噪聲，使用兩個速度傳感器來測量變速器輸入和輸出的速度變化．為了得到更準確的分析結果，采用階次（振動頻率與軸頻的比值）分析方法，通過計算得到目標變速器主減速齒的噪聲階次為９．８階．試驗結果如圖１０所示，圖中ｎ為輸入轉速；ＳＰＬ為聲壓級．

結果表明，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８ｄＢ左右．由圖１１所示的的車內噪聲圖可見：修形后整體噪聲峰值消失，嘯叫得到明顯改善．

4  結論

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

ｂ．適當的齒頂修緣能有效減小齒輪嚙合干涉，從而降低齒輪傳動誤差和最大齒面接觸應力；修緣量過大，反而易導致齒輪接觸區域減小，產生嚙合沖擊．

ｃ．齒形鼓形修整能夠使高扭矩下的應力降低明顯，適當的修形量能有效改善齒根與齒頂的干涉現象，使齒面應力分布更為合理．

ｄ．齒向鼓形修整是改善齒輪嚙合時最大接觸應力偏載的有效措施．

ｅ．試驗結果表明：修形后整車９．８階噪聲較修形前噪聲峰值降低大約８ｄＢ左右；修形后整體噪聲峰值消失，嘯叫明顯改善．

來源：齒輪傳動公眾號