介绍齿轮nvh产生的根本原因是什么（齿轮的出现）

在介绍齿轮NVH的根本原因之前，有必要对齿轮重合度的概念做一个基本的介绍。为了保证齿轮的连续传动，要求齿轮的实际啮合线段B1B2大于齿轮的基圆节距Pb。因此，齿轮重合度a定义为实际啮合线段与齿轮基圆节距的比值（如图1所示）。现在

a=B1B 2 /Pb

齿轮重合度是一个无量纲参数，近似表示啮合周期内啮合齿对的平均数量。重合度越大，同时参与啮合的齿对数量就越多。每对齿上的载荷较小，载荷波动也较小。传输更加流畅。通常重合度的取值为1a2。值为1表示始终只有一对齿参与啮合，值为2表示始终有2对齿参与啮合。在机械制造行业，通常取1.3a1.4，这意味着啮合过程中，有时是一对齿啮合，有时是两对齿啮合，且变化交替进行。例如， a=1.3，表示齿轮旋转一个基圆节距时，30%的时间为双齿啮合，70%的时间为单齿啮合。关于齿轮重合更详细的介绍，请参考相应的参考书。

齿轮箱结构的振动可以充分解释一种称为参数激励的现象。齿轮啮合过程中，齿对数交替出现。根据啮合齿对数的变化，啮合刚度也随之变化。此外，齿面上的接触点径向移动。毫无疑问，当啮合齿数发生变化时，啮合刚度会发生变化。对于渐开线正齿轮，一对或两对齿通常交替啮合。对于重合度为12的正齿轮，在节点附近为单齿啮合，在齿根和齿顶附近为双齿啮合，如图2所示。

图2 啮合齿对交替。

图3 显示了啮合刚度对旋转角度的依赖性。从图3左上角单对齿啮合时的刚度变化可以看出，当两者开始接触啮合时，刚度呈线性增加。减少。齿轮的实际啮合刚度如图左下角所示。它实际上是单对齿在一定重叠度下的啮合刚度的叠加。左下角的虚线是单对齿的啮合刚度，实线是实际啮合过程的啮合。刚度发生变化。随着齿轮重合度的增加，啮合刚度的变化变得越来越小。当 a=2时，刚度不存在线性变化段，此时刚度变化最小。并注意，无论重合度有多大，啮合刚度都会周期性变化。

图3显示了在两个齿轮重合度下啮合刚度对旋转角度的依赖性。齿轮重合度在1和2之间的称为低重合度（LCR），齿轮重合度等于2的称为高重合度（HCR）。无需计算即可看出，重合度高时齿轮啮合刚度变化较小，导致齿轮箱振动的参数激励减小。

齿轮啮合时，齿副的啮合点始终位于啮合线（基圆切线）上，如图4所示，啮合力也沿这条线分布。作用在啮合线上的啮合力FT从驱动齿轮传递到从动齿轮。该力由作用在轴支撑点上的大小相等、方向相反的力FS 来补偿。这些力FT和FS同时作用在驱动齿轮上，产生扭矩，见图5。从图3可以看出，啮合刚度不等于恒定值。随着啮合齿对数量的交替，啮合刚度和啮合频率的振荡是同步的。齿轮啮合刚度的振动引起从动齿轮的自激角振动，从而产生时变力FT和F S 。作用在轴支撑位置的力是动态的，会激发齿轮箱壳体的振动，从而产生噪音。由于啮合刚度的周期性变化，齿轮上的力也会周期性变化。正常啮合时，啮合力FT沿啮合线方向，但如果出现故障，会造成啮合力与啮合线成一定角度，引起较大的振动和噪声问题。

图4 齿轮啮合点位于切线上

另一方面，当单对齿轮啮合时，齿轮的啮合力作用在单对齿轮上，而当两对齿参与啮合时，啮合力作用在两对齿轮的齿面上。齿轮。假设传递的扭矩恒定，由于齿轮臂恒定，啮合力也保持恒定。但当这种恒定的啮合力作用于单齿和双齿时，齿轮上的载荷会发生周期性变化。显然，两齿啮合时载荷小、刚度大，单齿啮合时载荷大、刚度小。也就是说，即使齿轮传递恒定的扭矩，当每对轮齿脱离或进入啮合时，轮齿上的载荷和刚度也会突然增大或减小，从而产生啮合冲击。对于重合度较低的直齿，啮合影响尤为显着，力和刚度变化基本呈矩形波，见图3。对于斜齿，由于啮合点沿齿宽方向移动，啮合过程的变化相对平缓，刚度变化接近正弦波。因此，轮齿的啮合冲击和啮合刚度根据齿轮的类型和重合度而变化。

齿轮啮合过程中，除了啮合冲击外，还存在所谓的节线冲击。一对齿轮啮合过程中，两齿面接触点除节点外速度方向不同，引起接触齿面之间的相对滑动，相对滑动引起两齿面之间的滑动摩擦。当啮合点经过节点时，由于节点两侧轮齿上的摩擦力方向不同，齿面上的摩擦力突然改变方向。这种突然的方向改变使轮齿受到冲击，而改变方向的结果也导致轮齿上的合力的大小和方向突然改变。当齿轮传递的扭矩不变时，齿面的正压力也发生变化。这种变化反过来会导致摩擦力的变化。这种冲击称为节线冲击。

因此，齿轮啮合过程中，齿面既存在相对滚动，又存在相对滑动。主动轮上的啮合点从齿根向齿顶移动，随着啮合半径逐渐增大，速度逐渐增大；从动轮上的啮合点从齿顶向齿根移动，速度逐渐减小。两个轮子之间的速度差产生相对滑动。在该节点处，两轮的切线速度相等，相对滑动速度为零。在主动轮上，齿根与节点之间的啮合点速度低于从动轮上的啮合点速度，因此滑动方向向下；而节点与齿顶的啮合点速度高于从动轮，且滑动方向向上。主动轮和从动轮都在节点处改变滑动方向，即摩擦力的方向在节点处改变，形成节点线冲击。

从以上分析可以看出，齿轮啮合过程中，由于主动齿轮和从动齿轮单、双齿啮合的交替变换，导致啮合位置、轮齿啮合刚度和载荷的周期性变化，还有啮合冲击和节线冲击都会发生振动，并且这种振动必须包含周期性分量。反映这种周期性特征信息的是啮合频率（GMF）及其高次谐波。啮合频率是齿轮的旋转频率f和齿数z的乘积（实际上是齿轮在1秒内啮合的次数。齿的旋转频率代表每秒的转数，齿数表示每转啮合的次数。因此，两者的乘积就是每秒的啮合次数，即啮合频率），即

f GMF=f 1 z 1=f 2 z2

式中，f1、f2分别表示主动轮和从动轮的转动频率； z 1 和z2 分别表示主动轮和从动轮的齿数。

事实上，在一个啮合周期1/fGMF内，啮合齿轮经历了进入啮合、脱离、节线冲击等多次冲击过程。因此，齿轮的振动信号必须包含啮合频率fGMF及其高次谐波。 Waves 2f GMF、3f GMF.以及其他组件。

除了上述啮合刚度和力的循环变化外，为了完美的齿轮啮合，齿轮副还应满足以下条件：

几何形状完美，这意味着齿轮不存在制造误差，并且生产的齿轮不存在变形。

完美对中，无装配问题，无不对中、不对中等现象。同时满足齿轮副中一个齿轮的节圆齿厚等于另一个齿轮的节圆齿槽宽度，即两者可以无间隙地啮合。

无限刚度，保证啮合过程中受力时不发生变形。

满足上述条件的完美齿轮，可以保证啮合时齿轮到啮合点的线速度相等，即1R 1=2R 2 。但当齿轮啮合时，由于齿轮变形、装配问题或啮合刚度变化，实际上会出现1R 1 2R 2 ，存在传动误差，从而引起较大的振动和噪声。

啮合齿轮产生传动误差，加剧了啮合齿轮之间的摩擦。这种增加的摩擦力会引起明显的尖叫声，这就是所谓的齿轮呜呜声。啸叫是一种单频噪声，类似于口哨声。它在任何时刻都有一个频率分量，但这个频率分量会随着转速的变化而变化。也就是说，啸叫声的频率与齿轮的啮合顺序有关。它随着转速的增加而增加，如图7中突出显示的顺序线所示。

啮合齿轮除了正常的啮合冲击外，还可能受到外界波动载荷的影响，即输入扭矩的变化引起非传动齿轮之间不规则的相互碰撞而产生宽带随机噪声，即所谓的嘎嘎噪声，如如图8所示。例如，发动机扭矩和转速的周期性变化导致变速箱的啮合轮齿之间产生不规则的敲击。这种敲击产生的振动和噪声通过轴承座、箱体等传播。另一方面，如果轮齿之间存在侧隙，啮合过程中也会产生冲击，产生嘎嘎声。这种不规则的敲击噪声是宽带的，即没有特定的频率特征，很难通过频率分析来定量评估。

齿轮除了啮合冲击、节线冲击外，还可能出现故障，如齿轮磨损、制造缺陷、安装缺陷、局部缺陷等异常情况。这些异常情况会导致严重的NVH 问题。除了齿轮本身的故障外，轴承的故障也会加剧NVH问题。例如，当齿轮在滚动轴承滚道上遇到缺陷时，啮合可能会引起微小的机械冲击并引起结构振动。这些振动通过变速箱结构进一步传递。

审稿人：刘庆