第二节 齿轮的降噪设计.pdf
第二节变速器齿轮降噪设计
一、常啮合、超速档齿轮副的设计
在变速器工作时，常啮合齿轮副和超速档齿轮副相对转速较高，利用率也较高，但承受的
负荷相对于低挡齿轮副要小，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。
因此，设计时对于常啮合齿和高速档齿轮的精度一般比低档的齿轮要高出一个精度等级。
二、采用小模数、小压力角、大螺旋角、加大齿顶高系数
在变速箱中心距相同的条件下，减少齿轮模数，可增加其齿数，使得齿根变薄，轮齿刚度减
小，受力变形变大，吸收冲击振动的能力增大，从而可增加齿轮重合度和减少齿轮噪声。
减小压力角能增加齿轮重合度，减小轮齿的刚度并且可以减小进入和退出啮合时的动载荷，
所有这些都对降低噪声有利。分度圆法向压力角=20的标准齿制对汽车齿轮来说，不是最佳的
齿轮，试验资料表明=15的噪声要比20的小一些，因此汽车变速箱的高速档齿轮的取15，
（我公司MF86A五档齿轮的压力角就是15）以减少噪声，而低速档齿轮取较大的压力角，以
增加强度。
采用大螺旋角、加大齿顶高系数可以增加齿轮的重合度，从而降低齿轮的噪音。
我公司LC5T80变速器的常啮合齿、高速齿、低速齿的压力角、螺旋角、齿顶高系数见下表：
型号档位压力角螺旋角齿顶高系数
常啮合齿17.5°32°1.23
LC5T80五档齿17.5°28°1.677
一档齿20°22°0.93
三、尽可能采用大的重合度
齿轮副的重合度越大，则动载荷越小、啮合噪声越低、强度也越高，特别是端面重合度等于
2.0时，啮合噪声最低，噪声级数将急剧地减小。由于齿轮传动时的总载荷是沿齿面接触线均匀
地分布，所以在啮合过程中，随着接触线的变化，齿面受力情况也不断地发生变化，当接触线最
长时齿面接触线单位长度载荷最小，当接触线最短时接触线单位长度载荷最大。显然单位载荷变
化大而快时容易产生振动，引发噪声，特别是齿面接触线最长的那一对轮齿尤甚。对于齿轮重合
度的分析有以下定义：
定义：斜齿轮端面重合度=K1+KP；
斜齿轮轴向重合度=K2+KF；
斜齿轮总重合度=+；
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式中：K1的整数值；Kα的小数值；
K2的整数值；Kβ的小数值；
在设计斜齿轮的重合度时，应满足以下几条设计准则：
1、尽可能地使或接近于整数，以获得最小的噪声，只要Kα0或Kβ0一项成立即可。
2、避免采用Kα=Kβ=0.5的重合度系数，因为这时齿面载荷变化太快，齿轮啮合噪声最大。
3、当Kα=Kβ时，齿轮副的噪声也比较大。
4、总重合度系数为整数的齿轮噪声不一定小，特别是Kα或Kβ在0.3至0.7的范围内噪声较
大，越接近0.5噪声越大。
5、尽可能采用大