范春利，史成淼，王林國，李慶臣，趙文華，徐偉健，保萬全，袁照丹

（一汽解放汽車有限公司商用車開發(fā)院，吉林 長春 130011）

前言

噪聲是環(huán)境污染源之一，作為人們出行主要交通工具的客車，其驅動橋的傳動噪聲是影響客車NVH 性能的重要因素。為了有效的降低驅動橋傳動噪聲，在分析螺旋錐齒輪噪聲產生機理及主要影響因素的基礎上對某型客車橋主減速器進行了優(yōu)化設計及試驗研究。

1 弧齒錐齒輪噪聲機理分析

振幅和頻率是聲音的兩個特性，通常聲音標準達到85dB (A)，頻率在3000Hz 的時候即稱為噪聲。客車橋齒輪傳動具有周期性嚙合的特性，振動不可避免。在齒輪嚙合過程中，齒面間相對滑動產生摩擦力和因制造誤差、安裝誤差等造成的嚙合沖力是齒輪產生振動的主要原因，而齒輪的振動、運轉不平穩(wěn)是誘發(fā)齒輪傳動噪聲的主要原因[1]。通過對主減速器總成平面進行聲強掃描獲得聲強級分布等高圖，見圖1，由掃描結果得出，主減速器總成工作時，一般狀態(tài)下，齒輪副嚙合噪聲和主動錐齒輪支承軸承滾動噪聲是總成噪聲的主要貢獻源[2]。

2 影響齒輪傳動噪聲的因素分析

本文從齒輪參數設計、齒輪加工精度以及齒輪裝配調整三個方面進行研究，通過合理的選擇齒輪設計參數、加工精度以及正確的裝配調整以提高齒輪傳動的平穩(wěn)性，降低傳動噪聲。

圖1 聲強級分布等高圖

2.1 重合度的影響

對于主從動錐齒輪齒輪副，實際重合度隨載荷的變化而變化，而影響回轉誤差的恰是實際重合度。當重合度小于2時，隨著重合度增大，振動和噪聲將降低；當重合度等于2時，振動和噪聲急劇降低，這是因為幾乎沒有嚙合沖擊；當重合度大于2 時，振動和噪聲呈下降趨勢，這主要與制造精度有關[3]。

在齒輪參數選取過程中可以通過Gleason 軟件對齒輪進行LTCA 分析，在不同的載荷下分析其嚙合性能，進行加工參數的優(yōu)化設計。在中輕載荷下（往往是高速）應保證其實際重合度大于2，不發(fā)生邊緣接觸，以控制其噪聲和振動。在滿負荷下，重合度一般都能達到要求，應控制其邊緣接觸的程度和齒頂承受的載荷，防止彎曲強度不足而發(fā)生斷齒[4]。

2.2 壓力角的影響[5]

大壓力角可以增加輪齒強度，減小齒輪不產生根切的最少齒數，但對于尺寸小的齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數下降，所以在中輕負荷下工作的齒輪中一般采用較小壓力角，可使齒輪運轉平穩(wěn)，噪聲低。對于汽車驅動橋主減速器螺旋錐齒輪而言，對齒輪強度要求較高的載重汽車通常選用22°30'的平均壓力角。根據客車橋對齒輪的強度和傳動噪聲的要求，其壓力角可適當減小。

2.3 齒輪精度的影響

弧齒錐齒輪的振動與噪聲對齒輪精度非常敏感，降低齒輪傳動噪聲的首要途徑就是提高齒輪精度。齒輪精度越低，誤差越大，特別是過大的齒形、齒向誤差和齒距誤差會造成極壞的接觸區(qū)，導致噪聲極高；幾何、運動偏心在高速運轉時產生的振動也會形成噪聲；齒面粗糙度越大，嚙合噪聲也越高[6]。在試驗中，一對轉速為1000r/m 的齒輪僅將齒形誤差從0.017mm 降到0.005mm 時，測的噪聲降低8 dB(A)。通?？蛙囼寗訕螨X輪精度要求7 級精度，目的是在保證較低傳動噪聲的前提下盡量降低生產成本。

2.4 接觸區(qū)的影響

齒輪接觸區(qū)有三個要素組成：接觸區(qū)的形狀、位置和大小。接觸區(qū)的理想形狀應為橢圓形，而現生產中通常會出現橋形、線形等形狀的接觸區(qū)，對齒輪受力以及傳動噪聲都有很壞的影響；接觸區(qū)的理想位置應該是輕微載荷下偏小端，當隨著載荷的增大，接觸區(qū)的位置會向齒寬中點移動，如果接觸區(qū)位置在輕微載荷下偏大端，則會隨著載荷的增大而跑出齒面，造成不正常的磨損，發(fā)出尖嘯聲；接觸區(qū)的大小直接影響到齒輪的運轉精度，接觸區(qū)太短會產生局部接觸，造成較大的沖擊，使噪聲更大。通常在齒輪參數設計、齒輪熱處理前都能保證較好的接觸區(qū)形狀、位置和大小，但由于熱處理變形的存在，熱處理后的接觸區(qū)的形狀、位置和大小均達不到設計要求，需要對熱后齒輪進行磨齒或配對研齒。

2.5 齒側間隙的影響

雙曲面齒輪加工具有一定的側隙量，這個側隙是根據齒距和工作條件而定的。如果齒側間隙太小，就會增加齒間潤滑油的壓力，引起彈性震動，甚至破壞齒面的油膜，還能引起齒側的干涉。因此在Gleason 推薦的范圍內，選用偏大的齒側間隙對降低齒輪噪音是有利的[7]。

2.6 軸承精度的影響

軸承精度是影響平穩(wěn)傳動的一個重要因素，而軸承振動速度和振動加速度是軸承精度的兩個重要體現。筆者曾檢測過不同廠家各13 套9278/9220 圓錐滾子軸承的振動速度和振動加速度，結果如下：

表1 不同廠家9278/9220 圓錐滾子軸承的振動速度和 振動加速度檢測結果

對比檢測結果可以看出，A、B 和C 三家軸承的振動加速度和振動速度要遠大于D 公司，并且離散度較大，質量不夠穩(wěn)定。對噪聲要求較高的客車橋而言，軸承要選擇質量穩(wěn)定、振動加速度和振動速度較小的產品，尤其是轉速較高的主動錐齒輪的支承軸承。

3 某型客車橋優(yōu)化設計及試驗研究

通過以上對影響齒輪傳動噪聲主要因素的研究分析，針對某型客車橋低噪聲的設計要求，在原平臺產品上做了優(yōu)化設計及試驗研究。

3.1 齒輪主參數的選取

通過計算，在盡量保證齒輪加工效率和低成本的前提下，適當減小了壓力角、調整了螺旋角，保證大重疊系數。優(yōu)化前后的齒輪主參數如下表所示：

表2 優(yōu)化前后齒輪主參數

通過Gleason 軟件對上述主參數齒輪分別進行TCA (Tooth Contact Analysis)分析，結果如下：

表3 Gleason 軟件對主參數齒輪TCA 分析結果

從模擬結果可看出，優(yōu)化前接觸區(qū)以及接觸路徑均不規(guī)則，在傳動過程中易產生沖擊、硬接觸等，對傳動的平穩(wěn)性是不利的；而優(yōu)化后的菱形接觸區(qū)以及對角線接觸路徑使齒輪嚙合傳動過程中更加平穩(wěn)，對降低齒輪嚙合噪聲是非常有利的。

針對以上分析結果，對優(yōu)化前后的產品進行了齒輪副LTCA(Load Tooth Contact Analysis)分析，齒輪副LTCA 分析能夠更真實的模擬計算在不同載荷下的接觸區(qū)、接觸路徑以及傳動誤差振幅，齒輪副正反車面的模擬計算結果見圖2 和圖3。

圖2 齒輪副正車面LTCA 分析結果及誤差曲線振幅對比曲線

圖3 齒輪副反車面LTCA 分析結果及誤差曲線振幅對比曲線

從以上模擬計算結果可以看出，優(yōu)化后的齒輪副正反車面的接觸區(qū)、接觸路徑在各載荷情況下均好于優(yōu)化前齒輪副，尤其是在中輕載荷情況下；并且優(yōu)化后齒輪副的傳動誤差振幅在各載荷下比原齒輪副降低了很多（正反車面均降低了60%左右），對降低嚙合噪聲效果明顯。

3.2 軸承選擇

根據前文分析，采用了D 公司軸承，以降低軸承精度對驅動橋傳動噪聲的影響。

3.3 試驗驗證

對優(yōu)化后的某型客車橋在不同轉速不同載荷下做了噪聲試驗，并于與平臺產品中研齒、磨齒兩種工藝的樣橋做了對比，見圖4 和圖5。

圖4 空載噪聲

圖5 滿載噪聲

從以上的對比結果可以看出，在相同載荷、相同轉速下優(yōu)化后的客車橋比平臺產品中研齒工藝的樣橋噪聲低約8 dB(A)、比磨齒工藝的樣橋噪聲低約1.6 dB(A)。由此可以看出，通過優(yōu)化齒輪的設計參數來提高齒輪嚙合的重合度，從而提高傳動的平順性、降低傳動噪聲是行之有效的。

4 結論

經本文研究可以得出：通過增加齒數有效的增大重疊系數，保證重疊系數在2.2 以上，同時選擇振動速度、振動加速度較小且離散度較小的軸承，對降低客車橋傳動噪聲效果顯著。