机械变速器降低噪声的设计方法

作者：吴修

笔者在本刊2004第3期发表的《影响汽车变速器噪声产生和传播的设计因素》一文中，对各种影响噪声的因素作了大量的分析和研究，提出了不少有效控制措施，但目前仍限于定性研究或个别因素在一定范围的定量研究，迄今尚未见较为成熟且能普遍应用于设计的定量研究成果报导，一些设计方法只能作为原则予以考虑。现将已在实际工作中予以应用的设计原则概述如下。

1.常啮合、超速档和高速档齿轮副的设计

在变速器工作时，这些齿轮副转速高，利用率高，但承受的复合相对于抵抗齿轮副要小，而对它噪声要求相对于承载能力要高得多，因此，应按噪声要求选取参数，它的制造精度和齿面粗糙应较低档齿轮副高一个等级。例如：德国ZF公司生产的变速器，其常啮合齿轮副的精度为6级(DIN3962)，齿面粗糙度Rz6.3～3.2，用磨齿方法加工，其他各档齿轮副的精度均为7级(DIH3692)，用剃齿方法加工。今年，我国不少汽车齿轮专业生产厂生产的部分轿车和轻型车变速器常啮合齿轮副和超速档齿轮副采用磨齿方法加工，其制造精度和齿面粗糙度较剃齿加工的可高出一个等级。

2.增大齿轮副重叠系数

确定齿部基本参数应考虑尽可能增大重叠系数。重叠系数为整数2或3最适宜。但考虑误差的存在，答应重叠系数为1.8-1.9或2.8-2.9。由国内外一些汽车变速器采用的齿轮基本参数证实，增大齿数和、减小模数、加大齿顶高系数、采用小压力角、增大螺旋角和齿面宽度等，均可达到增大重叠系数的目的。

我国标准规定，渐开线齿轮基准压力角。α=20°，齿顶高系数为1.0。但国内外不少汽车变速器齿轮的齿顶高系数为1.3-1.5。例如陕西汽车齿轮厂生产的富勒双中间轴九档重型汽车变速器齿轮的齿顶高系数皆大于1.3，其主箱中常啮合和四档齿轮副中的主动齿轮和齿顶高系数竟分别达到1.68和1.50。至于压力角，不少汽车齿轮已将压力角减小到16°、17.5°、15°和14.5°。从噪声方面讲，α=20°的噪声比15°的大，在强度方面，直齿轮α=28°，钭齿轮α=25°强度最大。为此，笔者建议：常啮合和超速档齿轮副的α可先用14.5°～15°，而低速档和倒档齿轮副的。可先用22.5°(钭齿轮)和25°(直齿轮)。在中心距限定配齿的计算中，应选择大齿数和模数小的齿轮副；加大螺旋角和齿宽的同时要相应地控制接触精度，以防止出现端和偏接触。

3.按噪声指标要求分配变位系数

a.根据捏合起始点阔别基圆可降低噪声的研究，推荐按公式(1)验算噪声指标。
(1)

式中：df--啮合起始圆直径mm
db--基圆直径mm
tn--法向齿距mm

b.根据齿轮副啮进段长度小于啮出段长度可降低噪声的研究，推荐按公式(2)验算噪声指标。
(2)

式中： 、 --主、从动齿轮最大曲率半径mm
、 --主、从动齿轮基圆直径mm
--端面啮合角(度)

在选择基本参数和变位系数后，按公式(1)和(2)，验算噪声指标，一般要求βcg<1.10和βcg<0.90。常啮合、超速和高速齿轮副应首先满足噪声指标，其次满足强度和寿命。低档齿轮副在满足强度和寿命的条件下，亦应使噪声指标愈小愈好。

4.公道齿轮副侧隙和确定齿厚偏差

按国家齿轮标准的规定来先取侧隙，从控制噪声的角度出发，按下列公式确定最小侧隙Jnmin。

式中：fpt1、fpt2 --主、从动齿轮齿距误差
△Fr1、△Fr2--主、从动齿轮径向跳动偏差
αn--法向齿形角
K--考虑热变形热膨胀和尘屑等因素的系数

下表是一些汽车生产厂家选定的侧隙，供设计时参考。

在确定各档齿轮副侧隙时，应使其步调一致，以消除系统侧隙对噪声的不利影响。齿轮侧隙与很多因素有关，例如齿轮体热膨胀系数、齿轮受载后轮齿变形、制造误差、安装误差及润滑油膜厚度等。根据一般推荐的数值，考虑表中的最小侧隙要求，再按上述Jnmin的近似计算公式，再参照齿轮国际规定来分配齿厚上、下极限偏差。

5.增强轴的刚度和选择低噪声轴承

轴和轴承两种运转部件既是噪声源之一，又是固体传声媒介。设计轴时，其直径和长径比应保证在满负荷作用下，其总挠度和转角分别不超过0.15-0.13mm和0.000123弧度，以使轴具有足够的刚度，不致破坏齿轮的正常安装和啮合。

轴承的精度和游隙对变速器噪声的影响是明显的，在高转速区(如常啮合齿轮副和超速档齿轮副)，如选用较高级(D级)轴承时，其噪声较普通级轴承可降低1-2dB，不过这种D级轴承的价格要较普通级的高出2-3倍。近年轴承行业研制推出同等级别的低噪声轴承，价格不高，我厂试验结果证实，降噪效果明显，一般可降低噪声1-3dB，应大力推广使用。

6.齿轮体结构外形的设计

从限制噪声传播的角度考虑，为降低噪声，应减小齿轮表面的辐射面积，而达到这一目的的方法：一是尽可能减小齿轮直径，其次是在齿轮体上打孔。如日本本田汽车分动器齿轮在辐板位置上直拉锻出均布的4个孔。另外，增加齿轮体厚度和布上环状筋等也可降低噪声，但这些措施受到变速器轴向尺寸的限制。

7.正确进行轮齿的修形(设计齿形和设计齿向)

轮齿修形设计齿形和设计齿向是降低齿轮噪声最公道最有效的途径。它一直是国内外齿轮界研究的热门课题。当前，国内外的一些汽车变速器齿轮图纸上均标有对设计齿形和设计齿向的要求。修形原理已为众多的齿轮方面的专家和学者阐明，但修形的计算和方法是各不相同的。正是由于每种齿轮的工作条件(载荷变化大小、转速和油温等)、轮齿几何特征和综合刚度等不尽相同的，所以各个汽车齿轮生产厂家的修形计算都有它的局限性，不可能适用于所有齿轮的修形。确定自己产品的修形要求时，最有效的途径是要进行大量的试验，经获得适合本齿轮的齿形和齿向要求，以便在生产中予以执行。

一般齿轮修形有以下几种情况：

a.齿轮齿顶倒棱：仅对齿顶部分进行修正(见图1)。

△=△1+△2

式中△1--考虑加工误差的倒棱量，对于固定工艺和精度等级，其值为常数。
△2--克服啮合过程中由双对齿啮合向单对齿啮合过渡时引起载荷突变的倒棱量，其值与载荷成正比。
关于△值，虽有不少计算方法，但过于繁杂和理论化。根据笔者多年从事汽车齿轮设计制造的经验，推荐△=0.08～0.12mm。模数小时取大值，反之取小值。另外，倒棱部分齿形角αln+αn(25°-15°)。如齿轮齿形角αn=20°，则取αn=20°+20°=40°为宜。

b.齿形修正(设计齿形)：除齿顶和齿根部分较理论渐开线稍短一些外，一般希看沿整个齿高方向为呈正压力角误差的齿形为宜。具体齿形外形仍需通过大量试验确定。

c.齿向修正(设计齿向)：为避免轮齿的端接触或偏接触的出现，一般要求按齿的长度方向做成中间凸出即鼓形齿，中凸量一般为0.005-0.012mm。

8.箱体的降噪设计

已有不少国内外厂家研究箱体对噪声的影响。研究成果表明，箱体的降噪设计是降低变速器噪声的另一个有效途径，潜力不小。假如条件答应的话，在变速器设计阶段，利用计算机进行分析，并且在样品试制期间，用仪器对已试制出箱体进行振动和固有频率的丈量和分析，找出薄弱环节和部位，再予以修改设计，定有不小的收获。

a.箱体的外形应能使其刚度大、声辐射面积减少，避免大平面过渡。表面应设计成法向方法各异的小面连接，以降低箱壁振动和减少辐射能量。

b.改善箱体结构的动态特性，增加刚度，以避免箱体产生共振，使箱体振动幅度下降，从而达到降低结构辐射噪声的目的。图2为在汽车变速器箱体上加筋的例子，图中点划线为所加的筋。

图2 箱体加筋降低辐射噪声

c.箱体各窗口如取力孔、倒档孔和顶部换档部位孔等的相对位置予以公道布置，并且以铸铁盖代替冲压钢盖，或者采用带阻压层的盖板，起到吸振作用。

d.箱体材料由于轻量化的需要，日前多由铸铁件改为铝合金件。由于铝合金吸振阻压性能较差，众多学者专家正在研究试验在铝合金中加进适当添加剂，改善其性能。

e.在箱壁内表面上敷以吸声材料，吸声效果不错，最好时可降噪3-5dB。

f.连体的离合器壳属于箱体范围，设计不当会产生扩音。对于离合器壳体，有条件的应作固有频率测定，检测共振性能，并且要公道布置加强筋。例如我厂生产的型号BCl84B汽车变速器，实测显示，带离合器壳与不带离合器壳的噪声大约相差3-4dB。

g.公道选用润滑油样和规定润滑油量。润滑油主要起润滑作用，也起着一定的冷却作用。一般商用车变速器采用油浴润滑，其油量应能使齿轮浸进润滑油深度20-40mm为佳，或者是齿高的2-3倍。 (end)