CN107194124B - 一种变速器斜齿轮的设计方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种变速器斜齿轮的设计方法，其包括：采用Romax软件建立变速器模型的步骤，在一定范围内调整变速器的结构参数进行各挡齿轮副排列组合的步骤，根据约束条件对排列组合出的齿轮副组合进行筛选的步骤，对通过约束条件筛选的齿轮副组合进行安全系数计算以及可靠性筛选的步骤，对通过可靠性筛选的齿轮副组合进行传递误差计算以及对比分析的步骤。采用该设计方法能合理、准确地设计变速器斜齿轮的结构参数，降低变速器的啸叫噪声。

Description

一种变速器斜齿轮的设计方法

技术领域

本发明属于汽车变速器领域，具体涉及一种变速器斜齿轮的设计方法。

背景技术

变速器啸叫噪声随转速和频率变化的规律性较强，为传动系出现频次最高的噪声问题。目前解决变速器啸叫的基本方法为齿轮微观修形或优化传递路径。齿轮微观修形对齿轮加工精度要求较高，其制造成本和时间成本也随之提高，并且一致性难以保障。噪声传递路径优化方式的首选目标零部件或对应的转速(频率)不易锁定，即便锁定目标后其优化的空间往往受到布置、成本等其它性能要求等限制，难以达到理想效果。即使上述两种方法可实施，其对人力、物力以及时间成本的消耗也是巨大的。

从设计的角度讲，齿轮重合度增大有利于传动平稳，传递误差在整体上呈减小趋势，而动态传递误差过大为引起变速器啸叫的直接原因。为了减小噪声，变速器齿轮基本为斜齿轮，斜齿轮的重合度分为端面重合度和轴向重合度，轴向重合度可视为该斜齿轮端面重合度的延长部分。目前的设计理念均为尽量提高总重合度，对端面重合度和轴向重合度分别对传递误差的影响并无足够认识。在必须满足可靠性的前提下，不能在项目开始就快速设计出对降低噪声有利的斜齿轮，或者通过大量重复计算、试错来寻找传递误差较小的斜齿轮(参数)组合。

CN 105138734 A公开了一种改进的变速器斜齿轮主参数噪声优化设计方法，其建立了适用于斜齿轮的动态传递误差快速计算模型，该模型基于直齿轮石川法计算啮合刚度的思想，并对其进行补充和改进，具有计算速度快的特点，同时还具有能够反映齿轮主要基本参数与斜齿轮动态传递误差之间的关系和影响趋势的特点，为斜齿轮主参数噪声优化设计奠定模型基础。但是其仍然存在如下问题：(1)采用石川法进行计算，虽然计算快速但结果不准确；(2)没有以重合度作为控制目标(即约束条件)；其对变速器斜齿轮的噪声优化作用有限。

发明内容

本发明的目的是提供一种变速器斜齿轮的设计方法，以合理、准确地设计变速器斜齿轮的结构参数，降低变速器的啸叫噪声。

本发明所述的变速器斜齿轮的设计方法，包括：

第一步、根据设计任务书提供的变速器中心距、各挡齿轮副的速比以及设定的各个斜齿轮的螺旋角、压力角、法向模数、齿数、齿宽、变位系数、侧隙、齿廓倒角、齿顶倒角、加工余量，采用Romax软件建立变速器模型，并从该变速器模型上得到各挡齿轮副的重合度数据、齿根圆角数据、变位系数数据、齿顶宽数据和顶隙(或称底隙)数据。其中，各挡齿轮副的速比由动力性、燃油经济性要求决定，变速器中心距为变速箱设计的最基础参数，由总布置空间限制，不宜做大的改动，如果变速器中心距改变量超过变位系数可弥补的微小范围，那么变速器的所有斜齿轮都要重新设计；各个斜齿轮的螺旋角、压力角、法向模数、齿数、齿宽、变位系数、侧隙、齿廓倒角、齿顶倒角、加工余量的设定值是由技术人员根据经验初步拟定的。

第二步、采用Romax软件，在各个斜齿轮的螺旋角的调整范围内、压力角的调整范围内、齿宽的调整范围内、法向模数的调整范围内、各挡齿轮副的速比的调整范围内，调整(即改变)变速器模型中各个斜齿轮的螺旋角和/或压力角和/或齿宽和/或法向模数和/或各挡齿轮副的速比(即通过改变变速器模型中的上述结构参数来进行齿轮副组合)，得到Romax软件排列组合出的若干组齿轮副组合以及对应的重合度数据、齿根圆角数据、变位系数数据、齿顶宽数据和顶隙数据，保存所述的若干组齿轮副组合(即保存Romax软件排列组合出的所有齿轮副组合)以及对应的重合度数据、齿根圆角数据、变位系数数据、齿顶宽数据和顶隙数据。此过程仅为结构参数匹配，不需要做静力学或动力学计算，耗时非常短。

第三步、采用Romax软件，根据重合度约束条件、齿数约束条件、齿根圆角约束条件、变位系数约束条件、齿顶宽约束条件和顶隙约束条件，对第二步保存的所有齿轮副组合进行筛选，满足重合度约束条件、齿数约束条件、齿根圆角约束条件、变位系数约束条件、齿顶宽约束条件和顶隙约束条件(即满足前述所有约束条件)的齿轮副组合通过约束条件筛选，进入第四步，如果第二步保存的所有齿轮副组合都不满足重合度约束条件、齿数约束条件、齿根圆角约束条件、变位系数约束条件、齿顶宽约束条件和顶隙约束条件(即第二步保存的所有齿轮副组合中没有一组齿轮副组合满足前述所有约束条件)，则扩大各个斜齿轮的螺旋角的调整范围、压力角的调整范围、齿宽的调整范围、法向模数的调整范围和各挡齿轮副的速比的调整范围，然后再返回执行第二步，直到筛选出满足前述所有约束条件(即全部约束条件)的齿轮副组合为止。理论上，只要螺旋角的调整范围、压力角的调整范围、齿宽的调整范围、法向模数的调整范围和速比的调整范围足够，一定可以筛选出满足前述所有约束条件的齿轮副组合。

第四步、使用Romax软件的基于ISO 6336的经验公式，对通过约束条件筛选(即满足重合度约束条件、齿数约束条件、齿根圆角约束条件、变位系数约束条件、齿顶宽度约束条件和顶隙约束条件)的所有齿轮副组合的安全系数进行计算并筛选，此过程为静力学计算，耗时相对较少，安全系数满足企业可靠性要求的齿轮副组合通过可靠性筛选，进入第五步；如果通过约束条件筛选的所有齿轮副组合的安全系数都不满足企业可靠性要求(即通过约束条件筛选的所有齿轮副组合中没有一组齿轮副组合的安全系数满足企业可靠性要求)，则对不满足企业可靠性要求的齿轮副组合中的斜齿轮的变位系数和齿根圆角进行调整，再使用基于ISO 6336的经验公式，对调整后的齿轮副组合的安全系数进行计算并筛选，安全系数满足企业可靠性要求的齿轮副组合通过可靠性筛选，进入第五步；如果调整后的所有齿轮副组合仍然都不满足企业可靠性要求(即调整后的所有齿轮副组合中仍然没有一组齿轮副组合满足企业可靠性要求)，则增大变速器中心距(变速器中心距越大，法向模数和齿数的选择范围越大，当在设计任务书提供的变速器中心距下的斜齿轮参数在调整范围内不能满足企业可靠性要求时，则在总布置要求范围内增大中心距)，再根据设计任务书提供的各挡齿轮副的速比以及设定的各个斜齿轮的螺旋角、压力角、法向模数、齿数、齿宽、变位系数、侧隙、齿廓倒角、齿顶倒角、加工余量，采用Romax软件建立变速器模型，并从该变速器模型上得到各挡齿轮副的重合度数据、齿根圆角数据、变位系数数据、齿顶宽数据和顶隙数据，然后再返回执行第二步，直到筛选出满足企业可靠性要求的齿轮副组合为止(即重新设计)。

第五步、采用Romax软件中的FE求解器进行有限元法求解，计算通过可靠性筛选(即安全系数满足企业可靠性要求)的所有齿轮副组合的传递误差，并进行对比，选择传递误差最小的一组作为设计方案。传递误差为变速器啸叫的直接影响因素，此过程为动力学响应计算，耗时很久。计算传递误差需要先计算齿轮副的啮合动刚度，目前常用的动刚度计算方法为有限元法和石川法，有限元法更接近真实情况，但耗时较久。石川法以底部为矩形、上部为梯形的组合简化齿形，虽然计算快速，但结果不准确，与有限元法的结果相差12％以上。本步骤中的齿轮副组合数通常为个位数，故采用Romax软件中FE求解器进行有限元法求解，可保证计算结果的准确性。

所述第一步中设定的各个斜齿轮的螺旋角为30°，所述的各个斜齿轮的螺旋角的最大调整范围为27°～34°，调整时从30°开始以0.5°为增量/减量步进行。增大螺旋角是增大齿轮重合度最常用的方法，但螺旋角增大同时会引起轴向力和径向力的增大，轴向力过大可能引起轴承的印痕截断，造成可靠性和噪音问题，径向力过大可能会导致轴的径向变形过大，从而使齿轮啮合错位量增大，也会引起噪音问题。

所述第一步中设定的各个斜齿轮的压力角为20°，所述的各个斜齿轮的压力角的最大调整范围为17.5°～24°，调整时从20°开始以0.5°为增量/减量步进行。压力角过小可能会引起齿根弯曲强度问题，一般大速比的挡位不推荐采用过小的压力角。

所述的各个斜齿轮的齿宽的最大调整范围为设定的齿宽的0.8～1.2倍(即齿宽可调整±20％)，调整时以设定的齿宽的1％为增量/减量步进行。齿轮有效接触宽度的增加能有效增大轴向重合度并且增强齿轮的可靠性，但增大齿宽可能会造成齿向接触不良，啮合错位量增大的问题，同时齿轮宽度往往受空间布置的限制。

所述的各个斜齿轮的法向模数的最大调整范围为设定的法向模数的0.8～1.2倍(即法向模数可调整±20％)，调整时以设定的法向模数的1％为增量/减量步进行。小模数斜齿轮的接触齿对增多，重合度提高，传动更加稳定，能有效降低齿轮噪音，但小模数使轮齿变得细高，可靠性可能会下降，故需要配合其他参数进行调整。

所述的各挡齿轮副的速比的最大调整范围为设计任务书提供的各挡齿轮副的速比的0.95～1.05倍(即速比可调整±5％)，调整时以设计任务书提供的各挡齿轮副的速比的1％为增量/减量步进行。当变速器中心距固定时，调整法向模数，齿数会发生改变，这可能引起速比改变，但变化不能太大。

所述第四步中的对不满足企业可靠性要求的齿轮副组合中的斜齿轮的变位系数和齿根圆角进行调整的方式为：增大变位系数，并在不产生根切的范围内增大齿根圆角。

通过理论研究和工程实践，发现斜齿轮重合度并非越大传递误差就越小，端面重合度和轴向重合度均在特定范围内存在传递误差的极小值。受到各挡齿轮副的速比和变速器中心距的限制，前进挡位齿轮副和主减速齿轮副的重合度需以不同标准控制。具体如下(即重合度约束条件为)：

设计1挡齿轮副时，端面重合度ε_α＞1.3，且轴向重合度ε_β＞1.1，且总重合度ε_γ＞2.5；

设计其余挡位齿轮副时，端面重合度1.9＜ε_α＜2.1，且轴向重合度ε_β＞1.1，且总重合度ε_γ＞3.0；

设计主减速齿轮副时，端面重合度ε_α＞1.3，且轴向重合度1.9＜ε_β＜2.1，且总重合度

ε_γ＞3.0；

齿数约束条件为：一对啮合齿轮副的齿数必须互为质数；

齿根圆角约束条件为：齿根圆角＞0.45mm，且齿根圆角的上限保证不产生根切；

变位系数约束条件为：负变位系数＞-0.8，且正变位系数＜1；

齿顶宽约束条件为：齿顶宽≥0.3倍法向模数；

顶隙约束条件为：顶隙≥0.25倍法向模数。

所述第四步中的企业可靠性要求为：齿面接触安全系数＞1.1，且齿根弯曲安全系数＞1.3。

本发明利用Romax软件建立变速器模型，排列、组合齿轮副，并通过重合度、变位系数、齿根圆角等结构性指标筛选，过滤掉大部分齿轮副组合，通过静力学计算、可靠性筛选小部分齿轮副组合，最后只有极少数的齿轮副组合需要进行耗时很久的动力学计算，筛选后得到最终的设计方案。该方法合理分配了计算资源，节省了时间，并且不影响结果的准确性，在变速箱结构设计之初就把NVH性能考虑在内，做到了“一次设计对”，极大程度地减少了开发中后期反复修改、优化的费时费力工作，降低了变速器的开发成本。

附图说明

图1为本发明的设计流程图。

具体实施方式

下面结合附图对本发明作详细说明。

如图1所示的变速器斜齿轮的设计方法，包括：

第一步、根据设计任务书提供的变速器中心距、各挡齿轮副的速比以及设定的各个斜齿轮的结构参数(即螺旋角、压力角、法向模数、齿数、齿宽、变位系数、侧隙、齿廓倒角、齿顶倒角、加工余量)，采用Romax软件建立变速器模型，并从该变速器模型上得到各挡齿轮副的重合度数据、齿根圆角数据、变位系数数据、齿顶宽数据和顶隙(或称底隙)数据；其中，设定的各个斜齿轮的螺旋角为30°、压力角为20°、变位系数为0、侧隙为0.8mm、齿廓倒角为0.5mm、齿顶倒角为0.2mm、加工余量为0。

第二步、采用Romax软件，在各个斜齿轮的螺旋角的调整范围内，从30°开始以0.5°为增量/减量步对变速器模型中各个斜齿轮的螺旋角进行取值；在各个斜齿轮的压力角的调整范围内，从20°开始以0.5°为增量/减量步对变速器模型中各个斜齿轮的压力角进行取值；在各个斜齿轮的齿宽的调整范围内，以设定的齿宽的1％为增量/减量步对变速器模型中各个斜齿轮的齿宽进行取值；在各个斜齿轮的法向模数的调整范围内，以设定的法向模数的1％为增量/减量步对变速器模型中各个斜齿轮的法向模数进行取值；在各挡齿轮副的速比的调整范围内，以设计任务书提供的各挡齿轮副的速比的1％为增量/减量步对变速器模型中各挡齿轮副的速比进行取值，Romax软件对上述结构参数的取值进行排列组合，得到若干组齿轮副组合以及对应的重合度数据、齿根圆角数据、变位系数数据、齿顶宽数据和顶隙数据，保存Romax软件排列组合出的所有齿轮副组合以及对应的重合度数据、齿根圆角数据、变位系数数据、齿顶宽数据和顶隙数据。

第三步、采用Romax软件，根据重合度约束条件、齿数约束条件、齿根圆角约束条件、变位系数约束条件、齿顶宽约束条件和顶隙约束条件，对第二步保存的所述齿轮副组合进行筛选，满足重合度约束条件、齿数约束条件、齿根圆角约束条件、变位系数约束条件、齿顶宽约束条件和顶隙约束条件的齿轮副组合通过约束条件筛选，进入第四步；其中，重合度约束条件为：设计1挡齿轮副时，端面重合度ε_α＞1.3，且轴向重合度ε_β＞1.1，且总重合度ε_γ＞2.5；设计其余挡位齿轮副时，端面重合度1.9＜ε_α＜2.1，且轴向重合度ε_β＞1.1，且总重合度ε_γ＞3.0；设计主减速齿轮副时，端面重合度ε_α＞1.3，且轴向重合度1.9＜ε_β＜2.1，且总重合度ε_γ＞3.0；齿数约束条件为：一对啮合齿轮副的齿数必须互为质数；齿根圆角约束条件为：齿根圆角＞0.45mm，且齿根圆角的上限保证不产生根切；变位系数约束条件为：负变位系数＞-0.8，且正变位系数＜1；齿顶宽约束条件为：齿顶宽≥0.3倍法向模数；顶隙约束条件为：顶隙≥0.25倍法向模数。

如果第二步保存的所有齿轮副组合都不满足重合度约束条件、齿数约束条件、齿根圆角约束条件、变位系数约束条件、齿顶宽约束条件和顶隙约束条件，则扩大各个斜齿轮的螺旋角的调整范围、压力角的调整范围、齿宽的调整范围、法向模数的调整范围和各挡齿轮副的速比的调整范围，然后再返回执行第二步，直到筛选出满足全部约束条件的齿轮副组合为止；其中，各个斜齿轮的螺旋角的最大调整范围为27°～34°、压力角的最大调整范围为17.5°～24°、齿宽的最大调整范围为设定的齿宽的0.8～1.2倍、法向模数的最大调整范围为设定的法向模数的0.8～1.2倍、各挡齿轮副的速比的最大调整范围为设计任务书提供的各挡齿轮副的速比的0.95～1.05倍。

第四步、使用Romax软件的基于ISO 6336的经验公式(该经验公式为公知技术)，对通过约束条件筛选的所有齿轮副组合的安全系数进行计算并筛选，安全系数满足企业可靠性要求(即齿面接触安全系数＞1.1，且齿根弯曲安全系数＞1.3)的齿轮副组合通过可靠性筛选，进入第五步；如果通过约束条件筛选的所有齿轮副组合的安全系数都不满足企业可靠性要求，则增大不满足企业可靠性要求的齿轮副组合中的斜齿轮的变位系数，并在不产生根切的范围内增大这些斜齿轮的齿根圆角，再使用基于ISO 6336的经验公式，对增大了变位系数和齿根圆角后的斜齿轮组成的齿轮副组合的安全系数进行计算并筛选，安全系数满足企业可靠性要求的齿轮副组合通过可靠性筛选，进入第五步；如果增大了变位系数和齿根圆角后的斜齿轮组成的所有齿轮副组合仍然都不满足企业可靠性要求，则增大变速器中心距，再根据设计任务书提供的各挡齿轮副的速比以及设定的各个斜齿轮的螺旋角(为30°)、压力角(为20°)、法向模数、齿数、齿宽、变位系数(为0)、侧隙(为0.8mm)、齿廓倒角(为0.5mm)、齿顶倒角(为0.2mm)、加工余量(为0)，采用Romax软件建立变速器模型，并从该变速器模型上得到各挡齿轮副的重合度数据、齿根圆角数据、变位系数数据、齿顶宽数据和顶隙数据，然后再返回执行第二步，直到筛选出满足企业可靠性要求的齿轮副组合为止(即重新设计)。

第五步、采用Romax软件中的FE求解器进行有限元法求解(有限元法求解为公知技术)，计算通过可靠性筛选的所有齿轮副组合的传递误差，并进行对比，选择传递误差最小的一组作为设计方案。

Claims (5)

1.一种变速器斜齿轮的设计方法，其特征在于，包括：

第一步、根据设计任务书提供的变速器中心距、各挡齿轮副的速比以及设定的各个斜齿轮的螺旋角、压力角、法向模数、齿数、齿宽、变位系数、侧隙、齿廓倒角、齿顶倒角、加工余量，采用Romax软件建立变速器模型，并从该变速器模型上得到各挡齿轮副的重合度数据、齿根圆角数据、变位系数数据、齿顶宽数据和顶隙数据；

第二步、采用Romax软件，在各个斜齿轮的螺旋角的调整范围内、压力角的调整范围内、齿宽的调整范围内、法向模数的调整范围内、各挡齿轮副的速比的调整范围内，调整变速器模型中各个斜齿轮的螺旋角和/或压力角和/或齿宽和/或法向模数和/或各挡齿轮副的速比，得到若干组齿轮副组合以及对应的重合度数据、齿根圆角数据、变位系数数据、齿顶宽数据和顶隙数据，保存所述的若干组齿轮副组合以及对应的重合度数据、齿根圆角数据、变位系数数据、齿顶宽数据和顶隙数据；

第三步、采用Romax软件，根据重合度约束条件、齿数约束条件、齿根圆角约束条件、变位系数约束条件、齿顶宽约束条件和顶隙约束条件，对第二步保存的所有齿轮副组合进行筛选，满足重合度约束条件、齿数约束条件、齿根圆角约束条件、变位系数约束条件、齿顶宽约束条件和顶隙约束条件的齿轮副组合通过约束条件筛选，进入第四步，如果第二步保存的所有齿轮副组合都不满足重合度约束条件、齿数约束条件、齿根圆角约束条件、变位系数约束条件、齿顶宽约束条件和顶隙约束条件的所有约束条件，则扩大各个斜齿轮的螺旋角的调整范围、压力角的调整范围、齿宽的调整范围、法向模数的调整范围和各挡齿轮副的速比的调整范围，然后再返回执行第二步；

第四步、使用Romax软件的基于ISO 6336的经验公式，对通过约束条件筛选的所有齿轮副组合的安全系数进行计算并筛选，安全系数满足企业可靠性要求的齿轮副组合通过可靠性筛选，进入第五步；如果通过约束条件筛选的所有齿轮副组合的安全系数都不满足企业可靠性要求，则对不满足企业可靠性要求的齿轮副组合中的斜齿轮的变位系数和齿根圆角进行调整，再使用基于ISO 6336的经验公式，对调整后的齿轮副组合的安全系数进行计算并筛选，安全系数满足企业可靠性要求的齿轮副组合通过可靠性筛选，进入第五步；如果调整后的所有齿轮副组合仍然都不满足企业可靠性要求，则增大变速器中心距，再根据设计任务书提供的各挡齿轮副的速比以及设定的各个斜齿轮的螺旋角、压力角、法向模数、齿数、齿宽、变位系数、侧隙、齿廓倒角、齿顶倒角、加工余量，采用Romax软件建立变速器模型，并从该变速器模型上得到各挡齿轮副的重合度数据、齿根圆角数据、变位系数数据、齿顶宽数据和顶隙数据，然后再返回执行第二步；

第五步、采用Romax软件中的FE求解器进行有限元法求解，计算通过可靠性筛选的所有齿轮副组合的传递误差，并进行对比，选择传递误差最小的一组作为设计方案。

2.根据权利要求1所述的变速器斜齿轮的设计方法，其特征在于：所述第一步中设定的各个斜齿轮的螺旋角为30°，所述的各个斜齿轮的螺旋角的最大调整范围为27°～34°，调整时从30°开始以0.5°为增量/减量步进行；所述第一步中设定的各个斜齿轮的压力角为20°，所述的各个斜齿轮的压力角的最大调整范围为17.5°～24°，调整时从20°开始以0.5°为增量/减量步进行；所述的各个斜齿轮的齿宽的最大调整范围为设定的齿宽的0.8～1.2倍，调整时以设定的齿宽的1％为增量/减量步进行；所述的各个斜齿轮的法向模数的最大调整范围为设定的法向模数的0.8～1.2倍，调整时以设定的法向模数的1％为增量/减量步进行；所述的各挡齿轮副的速比的最大调整范围为设计任务书提供的各挡齿轮副的速比的0.95～1.05倍，调整时以设计任务书提供的各挡齿轮副的速比的1％为增量/减量步进行。

3.根据权利要求1所述的变速器斜齿轮的设计方法，其特征在于：所述第四步中的对不满足企业可靠性要求的齿轮副组合中的斜齿轮的变位系数和齿根圆角进行调整的方式为：增大变位系数，并在不产生根切的范围内增大齿根圆角。

4.根据权利要求1所述的变速器斜齿轮的设计方法，其特征在于：所述第三步中的

重合度约束条件为：

设计1挡齿轮副时，端面重合度ε_α＞1.3，且轴向重合度ε_β＞1.1，且总重合度ε_γ＞2.5；

设计其余挡位齿轮副时，端面重合度1.9＜ε_α＜2.1，且轴向重合度ε_β＞1.1，且总重合度ε_γ＞3.0；

设计主减速齿轮副时，端面重合度ε_α＞1.3，且轴向重合度1.9＜ε_β＜2.1，且总重合度ε_γ＞3.0；

齿数约束条件为：一对啮合齿轮副的齿数必须互为质数；

齿根圆角约束条件为：齿根圆角＞0.45mm，且齿根圆角的上限保证不产生根切；

变位系数约束条件为：负变位系数＞-0.8，且正变位系数＜1；

齿顶宽约束条件为：齿顶宽≥0.3倍法向模数；

顶隙约束条件为：顶隙≥0.25倍法向模数。

5.根据权利要求1所述的变速器斜齿轮的设计方法，其特征在于：所述第四步中的企业可靠性要求为：齿面接触安全系数＞1.1，且齿根弯曲安全系数＞1.3。

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