馮錦平

（1.湖北科技學(xué)院 工程技術(shù)研究院，湖北 咸寧 437100；2.湖北香城智能機(jī)電產(chǎn)業(yè)技術(shù)研究院，湖北 咸寧 437100）

變速器嘯叫由振動(dòng)源和振動(dòng)傳遞路徑綜合作用產(chǎn)生。傳遞動(dòng)力的嚙合齒輪為主要振動(dòng)源，嚙合齒輪受到靜傳動(dòng)誤差的激勵(lì)產(chǎn)生振動(dòng)，振動(dòng)經(jīng)過軸、軸承傳遞到殼體后，由殼體振動(dòng)輻射傳出。

變速器嘯叫噪聲反映了變速器的設(shè)計(jì)水平及品質(zhì)高低，影響消費(fèi)者對(duì)整車噪聲聲音品質(zhì)的認(rèn)可度，因此，變速器嘯叫噪聲受到各變速器生產(chǎn)企業(yè)和整車廠的重視。

變速器的嘯叫噪聲可以通過優(yōu)化齒輪宏觀和微觀參數(shù)、優(yōu)化懸置傳遞路徑進(jìn)行改善。本文從齒輪靜傳動(dòng)誤差、齒輪宏觀參數(shù)以及殼體動(dòng)力學(xué)特性三個(gè)方面分析某變速器在下線檢測(cè)臺(tái)架檢出顯著的嘯叫問題。通過仿真驗(yàn)證齒輪宏觀參數(shù)和殼體的改善對(duì)嘯叫噪聲的影響，但考慮到變速器結(jié)構(gòu)和齒輪宏觀參數(shù)已定型，最終從降低振動(dòng)源激勵(lì)著手，通過設(shè)計(jì)齒向傾斜偏差和鼓形量，降低了變速器總體噪聲3 dB(A)。

1 嘯叫現(xiàn)象分析

1.1 噪聲測(cè)試分析

在下線檢測(cè)臺(tái)架上，按照?qǐng)D1布置變速器振動(dòng)噪聲測(cè)試。在變速器后殼輸入軸處、輸出1軸軸承座處、后殼主減速器軸承座處各布置1個(gè)三向加速度傳感器，在變速器的左方、右方和上方距殼體160 mm的近場(chǎng)處各布置1個(gè)麥克風(fēng)。

結(jié)果顯示，變速器二擋（2 200 r/min）反拖，扭矩為46 Nm時(shí)的噪聲頻譜分析結(jié)果如圖2所示。

根據(jù)噪聲測(cè)量結(jié)果，696.7 Hz頻率處存在單頻嘯叫噪聲，聲壓級(jí)分析為90.14 dB(A)，全頻域的總聲壓級(jí)為92.59 dB(A)，說明嘯叫噪聲非常顯著。二擋齒輪嚙合頻率為696.7 Hz，與嘯叫噪聲的頻率吻合，驗(yàn)證了嘯叫產(chǎn)生的主要原因是二擋齒輪。

1.2 齒輪磨痕分析

挑選一臺(tái)變速器，在二擋（2 200 r/min）反拖，46 Nm的工況下跑合20 min，拆機(jī)后觀察主動(dòng)輪及從動(dòng)輪反拖齒面的磨痕，如圖3所示。

從動(dòng)輪的磨痕明顯靠近齒面右端，說明齒輪存在局部接觸；其齒根處有明顯的嚙合痕跡，并且?guī)缀鯙橐粭l直線，初步判斷是與主動(dòng)輪齒頂嚙合的刮痕，屬于嚙入沖擊。初步判定齒輪存在嚙合偏載和齒頂嚙入嚙出沖擊。

1.3 齒輪精度計(jì)量

通過計(jì)量檢測(cè)主、從動(dòng)輪精度可知，主動(dòng)輪的平均齒廓傾斜偏差為1.9 μm，一致性很差，最大值與最小值之差為28.3 μm；平均齒向傾斜偏差為-0.4 μm，一致性很差，最大值與最小值之差為21 μm；從動(dòng)輪的平均齒廓傾斜偏差為4.1 μm，一致性較好，最大值與最小值之差為3 μm；平均齒向傾斜偏差為12.9 μm，一致性較差，最大值與最小值之差為25 μm。相對(duì)齒廓傾斜偏差為1.9-4.1=-2.2 μm，相對(duì)齒向傾斜偏差為-0.4-12.9=-13.3 μm。主動(dòng)輪齒距累計(jì)偏差為82.4 μm，從動(dòng)輪為18.6 μm。因此，初步判斷引起嘯叫的精度原因?yàn)辇X距累計(jì)偏差太大，主動(dòng)輪齒頂修緣量不足，齒廓、齒向傾斜偏差一致性較差。

另外，由圖4主動(dòng)輪齒向計(jì)量曲線可知，靠近主動(dòng)輪右端存在局部凸起，導(dǎo)致從動(dòng)輪右端相應(yīng)位置的明顯磨痕。

2 嘯叫噪聲影響因素分析

2.1 齒向傾斜偏差影響分析

采用MASTA軟件，仿真分析齒向傾斜偏差對(duì)承載齒輪靜傳動(dòng)誤差的影響，計(jì)算具有不同齒向傾斜偏差的齒輪在負(fù)載情況下的靜態(tài)傳動(dòng)誤差，并提取靜態(tài)傳動(dòng)誤差的齒輪嚙合頻率第一階諧波分量幅值，如圖5所示。

如圖5所示，相對(duì)齒向傾斜偏差為3.9 μm、13.9 μm、23.9 μm時(shí)，齒輪靜態(tài)傳動(dòng)誤差波動(dòng)幅值分別為1.02 μm、1.27 μm、1.92 μm，且其對(duì)應(yīng)的齒輪嚙合頻率諧波幅值分別為0.53 μm、0.54 μm、0.72 μm。說明相對(duì)齒向傾斜偏差對(duì)靜傳動(dòng)誤差影響明顯，合適的齒向傾斜偏差有利于降低激勵(lì)源幅值。

2.2 齒輪宏觀參數(shù)影響

采用仿真方法研究齒輪螺旋角和壓力角對(duì)嘯叫噪聲的影響，具體的仿真過程簡(jiǎn)述如下：

在考慮殼體動(dòng)力學(xué)特性的前提下，采用MASTA軟件仿真計(jì)算軸承座動(dòng)態(tài)支反力，并將支反力導(dǎo)入ANSYS計(jì)算殼體動(dòng)力學(xué)諧響應(yīng)，最后導(dǎo)入VIRTUAL.LAB計(jì)算輻射殼體噪聲。不同壓力角、螺旋角變化對(duì)嘯叫噪聲的影響如表1和表2所示。

當(dāng)斜齒輪的重合度為整數(shù)時(shí)，齒輪嚙合剛度變化比較平穩(wěn)，齒輪振動(dòng)受剛度激勵(lì)較小。在此分析了重合度為3時(shí)，兩種螺旋角和壓力角的組合方式對(duì)嘯叫噪聲的影響。結(jié)果表明，螺旋角為31°，壓力角為16.5°時(shí)，噪聲值為75.2 dB(A)；螺旋角為30°，壓力角為14.5°時(shí)，噪聲值為73.3 dB(A)。

綜合以上的仿真計(jì)算結(jié)果可知，（1）壓力角為20°時(shí)，變速器輻射的最大噪聲隨著螺旋角的增大而增大（重合度也逐漸增大）；（2）螺旋角為29°時(shí)，變速器輻射的最大噪聲隨著壓力角的減小逐漸減?。ㄖ睾隙戎饾u增大）；（3）當(dāng)重合度越接近整數(shù)3時(shí)，選擇較小的壓力角能有效地降低嘯叫噪聲。

2.3 殼體動(dòng)力學(xué)特性的影響

仿真計(jì)算得到變速器殼體的約束模態(tài)固有頻率為697 Hz，與發(fā)生嘯叫的固有頻率十分接近。通過提高結(jié)構(gòu)固有頻率，可以降低嘯叫噪聲。

通過計(jì)算殼體模態(tài)的應(yīng)變能，應(yīng)變能集中的地方即為殼體剛度薄弱之處。通過在這些地方加厚殼體，或者添加加強(qiáng)筋，可提高殼體剛度及相應(yīng)階次的固有頻率，達(dá)到降低振動(dòng)和嘯叫的目的。改善后的殼體固有頻率提升為730 Hz。

轉(zhuǎn)速為2 200 r/min，扭矩為46 Nm，反拖時(shí)，取殼體的相對(duì)阻尼系數(shù)為0.01，原始?xì)んw在擋位齒輪嚙合頻率處的噪聲值為78.8 dB(A)；而改進(jìn)之后的殼體由于固有頻率變化且阻尼系數(shù)較小，導(dǎo)致在相同工況下的噪聲值急劇降為66.3 dB(A)。

殼體結(jié)構(gòu)改進(jìn)之后的噪聲結(jié)果變化趨勢(shì)，說明這種改進(jìn)對(duì)于降低特定轉(zhuǎn)速的嘯叫噪聲有一定的效果。

3 嘯叫改善措施及效果

因?yàn)樽兯倨鳉んw和齒輪宏觀參數(shù)已定型，所以實(shí)際降噪時(shí)，選擇從優(yōu)化設(shè)計(jì)齒輪微觀參數(shù)入手改善齒輪嘯叫噪聲，主要優(yōu)化齒向傾斜偏差匹配值與齒向鼓形量。

3.1 優(yōu)化齒向傾斜偏差及鼓形量

采用MASTA軟件，計(jì)算得到齒輪承載變形導(dǎo)致的嚙合交錯(cuò)量為7 μm。優(yōu)化設(shè)計(jì)主動(dòng)輪和從動(dòng)輪的齒向傾斜偏差，以抵消齒輪交錯(cuò)量，即

式中，、為主、從動(dòng)輪的齒向傾斜偏差；Δ為承載變形導(dǎo)致的交錯(cuò)量。

為了保證承載下輪齒的實(shí)際接觸寬度等于輪齒寬度，根據(jù)式（2）設(shè)計(jì)輪齒的最大鼓形量。

式中，為鼓形量；為輪齒寬度；為單位寬度的輪齒嚙合剛度；為嚙合力，計(jì)算得到最大鼓形量為9 μm。

根據(jù)主、從動(dòng)輪齒廓傾斜偏差相近、齒向傾斜偏差盡量抵消承載交錯(cuò)量，以及保證較好的一致性誤差的原則，控制齒輪加工質(zhì)量。新加工的主、從動(dòng)輪的計(jì)量示意結(jié)果如圖6所示。主、從動(dòng)輪的齒廓傾斜偏差分別為3.1 μm和5.1 μm；主、從動(dòng)輪的齒向傾斜偏差分別為15.9 μm和23.5 μm，齒向凸度分別為4 μm；主、從動(dòng)輪的齒距累計(jì)誤差分別為13 μm和21.4 μm。

3.2 改善效果

改進(jìn)后的齒輪按要求跑合之后的磨痕如圖7所示。

由磨痕可見，選配齒輪沿齒向接觸良好，基本位于齒寬中部，避免了端面或者局部接觸。主動(dòng)輪的齒頂和從動(dòng)輪的齒根處仍然有輕微磨痕，但不嚴(yán)重。

測(cè)試5臺(tái)原始方案變速器，在下線檢測(cè)臺(tái)測(cè)試2 200 r/min、46 Nm工況下的5組噪聲結(jié)果。挑選5套改進(jìn)方案齒輪，依次替換變速器的原始齒輪，測(cè)得改善噪聲結(jié)果如表3所示。

改進(jìn)方案齒輪的變速器總噪聲值比原齒輪的總噪聲小3 dB(A)以上，說明齒輪微觀修形參數(shù)設(shè)計(jì)合理，可以有效地降低齒輪嘯叫噪聲。

4 結(jié)論

以消除齒輪局部接觸及減小嚙入嚙出沖擊為目的，通過控制齒輪微觀參數(shù)包括齒向傾斜偏差、鼓形量、齒廓傾斜偏差、齒頂修緣量以及一致性等偏差，可以有效地降低嘯叫噪聲3 dB(A)以上。

不同的壓力角和螺旋角的組合方式可以改變嘯叫噪聲值。仿真結(jié)果表明，當(dāng)重合度接近整數(shù)3時(shí)，選擇較小的壓力角能獲得更低的嘯叫噪聲。

改善殼體結(jié)構(gòu)能改變結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)特性，使變速器固有頻率避開某些設(shè)計(jì)工況下的激勵(lì)頻率，進(jìn)而降低嘯叫噪聲。