純電動汽車高速齒輪傳動NVH性能優(yōu)化研究

潘曉東，劉祥環(huán),2，黎 超

(1.株洲齒輪有限責(zé)任公司, 湖南 株洲 412000；(2.中南大學(xué)機電工程學(xué)院， 長沙 410083)

純電動汽車高速齒輪傳動NVH性能優(yōu)化研究

潘曉東1，劉祥環(huán)1,2，黎 超1

(1.株洲齒輪有限責(zé)任公司, 湖南 株洲 412000；(2.中南大學(xué)機電工程學(xué)院， 長沙 410083)

汽車進入電氣時代后帶來了高速傳動，純電動汽車(BEV)驅(qū)動電機的輸出轉(zhuǎn)速超過了10 000 r/min，隨后帶來的高速噪音問題也成為了行業(yè)難題，因此高速齒輪傳動NVH性能優(yōu)化攻關(guān)作為純電動汽車減速器核心技術(shù)備受海內(nèi)外學(xué)者和研究機構(gòu)關(guān)注。借助SMT/MASTA軟件對變速器設(shè)計參數(shù)進行優(yōu)化與仿真分析，通過不同扭矩下的齒面接觸斑點試驗對軟件仿真的齒面接觸應(yīng)力分布進行標(biāo)定，優(yōu)化仿真模型，通過仿真數(shù)據(jù)和優(yōu)化算法求解出最佳宏觀參數(shù)和微觀參數(shù)的組合，零件試制完裝配后進行吊裝試車主觀評價測試，再通過西門子LMS/NVH便攜式測試儀對NVH性能優(yōu)化結(jié)果進行驗證。

BEV減速器；高速齒輪傳動；NVH優(yōu)化

隨著我國社會經(jīng)濟發(fā)展水平的不斷提高，汽車保有量持續(xù)攀升。大力發(fā)展電動汽車，能夠加快燃油替代，減少汽車尾氣排放，對保障能源安全、促進節(jié)能減排、防治大氣污染、推動我國從汽車大國邁向汽車強國具有重要意義。電動汽車產(chǎn)業(yè)在國內(nèi)起步較晚，但因業(yè)界對發(fā)展純電動汽車還是混合動力電動汽電動汽車技術(shù)路線未達成共識，技術(shù)和產(chǎn)業(yè)化瓶頸還有待突破。與發(fā)達國家相比，中國的汽車工業(yè)基礎(chǔ)薄弱，主要在設(shè)計研發(fā)、關(guān)鍵零部件制造方面較為落后,尤其是與純電動汽車匹配的減速器在NVH(noise噪聲，vibration振動，harshness聲振粗糙度)等領(lǐng)域的關(guān)鍵技術(shù)沒有完全攻克，將成為新能源汽車產(chǎn)業(yè)化的一大障礙。

隨著國家法規(guī)對整車噪聲控制要求的日益嚴(yán)格，以及消費者對汽車乘坐舒適性和安全性的要求越來越高，振動與噪聲已成為汽車性能的關(guān)鍵指標(biāo)之一。對發(fā)動機、輪胎的降噪技術(shù)目前已經(jīng)比較成熟，在這些方面的研究也比較多。純電動汽車與傳統(tǒng)汽車比，動力源由發(fā)動機變成了電機后噪聲降低，變速器的噪聲會越來越明顯，將會成為汽車噪聲的重要來源。

對于變速器噪聲及振動的研究，早在1967年，K.Nakamura等對齒輪系統(tǒng)間隙非線性動力學(xué)進行了研究。1977年，R.C.Azar等[1]基于齒輪“沖擊副”模型，對直齒輪系統(tǒng)間隙非線性問題進行了數(shù)值計算研究，并考慮齒輪慣性、時變剛度、齒面摩擦等的影響，同時發(fā)現(xiàn)對于輕載齒輪系統(tǒng)，當(dāng)嚙合頻率為輸出軸固有頻率的1/2時，系統(tǒng)由于側(cè)隙的作用會產(chǎn)生較大的振動。1985年，H.Iida等[2]利用僅包含齒面滑動方向自由度的簡單齒輪振動模型，研究輪齒摩擦對系統(tǒng)動態(tài)特性的影響，發(fā)現(xiàn)齒面時變的摩擦力將增大系統(tǒng)阻尼和對振動的激勵，但研究中沒有考慮嚙合作用線上時變嚙合剛度產(chǎn)生的嚙合力波動的影響。1992年，A.Kahraman等[3]同時考慮間隙非線性和時變嚙合剛度，用有限元法分析了齒輪-傳動軸-支撐軸承系統(tǒng)的振動特性。1995年，G.W.Blankenship等[4]推導(dǎo)出考慮時變嚙合剛度和間隙的單自由度齒輪系統(tǒng)的基于諧波平衡法的解法，并設(shè)計試驗驗證了解法的有效性。1996年，P.Velex等[5]對齒輪制造誤差和安裝誤差對齒輪副振動和噪聲的研究表明：輪齒齒廊誤差的幅值和相位對齒輪副振動影響很大，而且輪齒基節(jié)誤差、壓力角誤差和安裝偏心及齒向誤差對系統(tǒng)動態(tài)特性的影響也很顯著。2000年，R.G.Parker等[6]對直齒輪非線性動力學(xué)特性進行了模擬和試驗對比。2002年，J.Lin等[7]研究了考慮齒輪時變嚙合剛度的兩級齒輪傳動系統(tǒng)的動態(tài)參數(shù)的穩(wěn)定特性。2008年，唐進元等[8]在考慮齒面摩擦、齒輪時變嚙合剛度和齒側(cè)間隙的情況下，推導(dǎo)出了改正的齒輪副系統(tǒng)的非線性動力學(xué)模型。2014年，王連生等[9]研究了發(fā)動機與變速箱耦合系統(tǒng)非線性動力學(xué)及NVH性能。

1 高速減速器嘯叫原因分析

純電動汽車動力總成通常由電機和傳動系統(tǒng)組成，多采用永磁同步電機加兩級減速器的組合形式。電機系統(tǒng)以電磁噪聲為主，徑向電磁力為電磁噪聲的主要激勵源。傳動系統(tǒng)以齒輪噪聲為主，由于減速器中沒有同步器、齒套，固敲擊問題并不常見，普遍存在的是齒輪嘯叫問題。純電動汽車車內(nèi)噪聲中常見電機及控制器的電磁嘯叫和減速器一、二級齒輪副嘯叫問題，本文主要通過優(yōu)化設(shè)計減速器中一、二級齒輪副，達到避免齒輪副嘯叫的目的。引起齒輪副嘯叫的因素主要有：齒輪精度、系統(tǒng)固有模態(tài)、齒輪副傳遞誤差等。

1.1 齒輪精度對減速器NVH性能的影響

齒輪精度對減速器NVH性能的影響主要包括：基節(jié)偏差、齒輪偏心、齒輪軸系不對中等?；?jié)偏差、齒輪偏心、齒輪軸系不對中分別如圖1、2所示。

圖1 齒輪副基節(jié)偏差

圖2 齒輪偏心及齒輪軸系不對中示意圖

改進措施：提高齒輪精度、嚴(yán)控齒輪的基節(jié)偏差、徑向跳動、提高箱體軸承座的同軸度、提高齒輪軸與電機軸的對中度。

1.2 固有模態(tài)對減速器NVH性能的影響

齒輪軸系固有模態(tài)對減速器NVH性能的影響主要包括：軸系扭轉(zhuǎn)振動模態(tài)、軸系軸向振動模態(tài)、軸系彎曲振動臨界轉(zhuǎn)速、箱體振動模態(tài)等。齒輪副軸系固有模態(tài)和固有模態(tài)分析分別如圖3、4所示。

圖3 齒輪副軸系固有模態(tài)

圖4 齒輪副軸系固有模態(tài)分析

改進措施：提高軸系的固有模態(tài)、提高軸系的臨界轉(zhuǎn)速、提高軸系的扭轉(zhuǎn)和軸向模態(tài)、提高箱體的固有模態(tài)。

1.3齒輪副傳遞誤差對減速器NVH性能的影響

傳遞誤差對減速器NVH性能的影響主要包括：齒輪副傳遞誤差、嚙合線長度變化、嚙合剛度變化、齒輪修形。齒輪副傳遞誤差、齒輪微觀修形分別如圖5、6所示。

圖5 齒輪副傳遞誤差

圖6 齒輪微觀修形

改進措施：改善齒輪的傳遞誤差、優(yōu)化齒輪宏觀參數(shù)，提高總重合度，減小齒輪嚙合線長度變化波動量；優(yōu)化齒輪修形，調(diào)整齒面接觸應(yīng)力分布，改善傳遞誤差。

本文主要從齒輪宏觀參數(shù)及齒輪微觀修形參數(shù)優(yōu)化設(shè)計兩方面來改善減速器產(chǎn)品的嘯叫問題。

2 減速箱齒輪宏微觀參數(shù)優(yōu)化設(shè)計

2.1 MASTA減速器分析模型的建立

根據(jù)公司某一型號的減速器產(chǎn)品建立MASTA分析模型，如圖7所示。

圖7 某減速器MASTA二維模型

優(yōu)化前齒輪參數(shù)如表1、2所示。

在軟件中輸入齒輪副的修形參數(shù)后，通過MASTA軟件仿真，得到該減速器齒輪副在輸入扭矩240 N·m，輸入轉(zhuǎn)速12 000 r/min下的傳遞誤差,如圖8、9所示；齒輪副齒面接觸應(yīng)力云圖,如圖10、11所示。

表1 高速級齒輪副宏觀參數(shù)

表2 低速級齒輪副宏觀參數(shù)

圖8 高速齒輪副傳遞誤差(峰值：0.823 3 μm)

圖9 低速齒輪副傳遞誤差(峰值：2.344 6 μm)

圖10 高速齒輪副齒面接觸應(yīng)力云圖(最大應(yīng)力值：1 420 MPa)

圖11 低速齒輪副齒面接觸應(yīng)力云圖(最大應(yīng)力值：17 62 MPa)

2.2 MASTA軟件優(yōu)化參數(shù)模型

通過齒輪參數(shù)優(yōu)化軟件計算，得到優(yōu)化后的齒輪副的宏觀參數(shù)，如表3、4所示。

在軟件中輸入齒輪副的修形參數(shù)后，通過MASTA軟件仿真，得到該減速器齒輪副在輸入扭矩240 N·m，輸入轉(zhuǎn)速12 000 r/min下的傳遞誤差，如圖12、13所示，齒輪副齒面接觸應(yīng)力云圖如圖14、15所示。

表3 優(yōu)化后高速級齒輪副宏觀參數(shù)

表4 優(yōu)化后低速級齒輪副宏觀參數(shù)

圖12 高速齒輪副傳遞誤差(峰值：0.188 5 μm)

圖14 高速齒輪副齒面接觸應(yīng)力云圖(最大應(yīng)力值：1 419 MPa)

圖15 低速齒輪副齒面接觸應(yīng)力云圖(最大應(yīng)力值：1 568 MPa)

由以上分析可知：優(yōu)化宏微觀參數(shù)后的齒輪副，在傳遞誤差(優(yōu)化前高低速級峰值分別為0.823 3 μm和2.344 6 μm，優(yōu)化后高低速級峰值分別為0.188 5 μm和1.751 4 μm，分別減小77.1%和25%)、齒面接觸應(yīng)力(優(yōu)化前高低速級齒輪副齒面接觸應(yīng)力分別為1 420 MPa和1 762 MPa，優(yōu)化后的分別為1 419 MPa和1 568 MPa，分別減小0.7%和11.01%，均有顯著的優(yōu)化。

3 減速器裝車測試

為驗證上述軟件的分析結(jié)果，分別以優(yōu)化前和優(yōu)化后的齒輪副參數(shù)進行產(chǎn)品制造，在保證殼體及軸系布置相同的情況下，分別對2種不同參數(shù)齒輪副的減速器進行裝車主觀測試，優(yōu)化后的減速器裝車噪聲試驗效果明顯要優(yōu)于優(yōu)化前。采用西門子LMS/NVH便攜式測試儀對裝車結(jié)果進行驗證,測試結(jié)果如圖16所示。

圖16 車內(nèi)噪聲瀑布圖

圖16中：上方為齒輪副參數(shù)優(yōu)化前的車內(nèi)噪聲瀑布圖，下方為齒輪副參數(shù)優(yōu)化后的車內(nèi)噪聲瀑布圖。由圖16中結(jié)果可知：優(yōu)化后，2 500～6 000 Hz頻段內(nèi)的高頻噪聲基本消除，與主觀評價結(jié)果一致。

由圖17可知：一級齒輪副嚙合噪聲基頻分量27階在整個轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)比優(yōu)化前21階都有明顯降低，最高降幅12 dB(A)，階次噪聲最大50 dB(A)。

二級齒輪嚙合噪聲基頻分量7.09階與比優(yōu)化前7.79階相差不大，階次噪聲最大55 dB(A)，造成其結(jié)果的主要原因是二級齒輪副傳遞誤差優(yōu)化后較優(yōu)化前的變化幅度并不大。

圖17 齒輪副優(yōu)化前后噪聲對比

4 結(jié)束語

通過優(yōu)化齒輪宏微觀參數(shù)和齒面修形可以有效地解決減速器嘯叫問題；通過優(yōu)化齒輪宏微觀參數(shù)和齒面微觀參數(shù)修形可以有效地改善齒輪副齒面接觸應(yīng)力情況；齒輪副的傳遞誤差是影響減速器NVH性能的重要指標(biāo)，要解決減速器的嘯叫問題，設(shè)計者需要重點關(guān)注設(shè)計減速器時齒輪副的傳遞誤差，以提高減速器產(chǎn)品的質(zhì)量。

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(責(zé)任編輯林 芳)

InvestigationonNVHPerformanceOptimizationofBEVHighSpeedGearTransmission

PAN Xiaodong1， LIU Xianghuan1,2， LI Chao1

(1.Zhuzhou Gear Co., Ltd., Zhuzhou 412000, China; 2.College of Mechanical and Electrical Engineering, Central South University, Changsha 410083, China)

As vehicles entering the age of electricity, meanwhile the output speed of BEV drive motor reaching more than 10 000 r/min, NVH has become a common problem for the entire industry. High speed gear transmission (NVH) performance optimization research, therefore, as a core technology, has drawn many attentions of the scholars and research institutions both domestic and abroad. This paper will conduct optimization and simulation analysis with SMT/MASTA software on transmission design parameters, and take calibrations on the contact stress distribution of tooth surface according to the optimized model by tooth contact pattern tests under different torques. Then it gets the best combinations of macro and micro parameters through the simulation data and optimization algorithm. After a subject evaluation test on trial assembling transmission, then by method of Siemens LMS/harshness (NVH) portable tester, it verifies this optimized results of harshness (NVH) performances.

BEV reducer; high speed gear transmission; NVH optimization

2017-08-18

潘曉東(1967—)，男，山東濰坊人，重慶理工大學(xué)客座教授，工程師,主要從事汽車NVH性能研究；通訊作者 劉祥環(huán)(1982—)，男，湖南漣源人，博士研究生，高級工程師，主要從事汽車NVH性能研究，E-mail：0512655@163.com。

潘曉東，劉祥環(huán)，黎超.純電動汽車高速齒輪傳動NVH性能優(yōu)化研究[J].重慶理工大學(xué)學(xué)報(自然科學(xué))，2017(11):25-31.

formatPAN Xiaodong，LIUXianghuan，LI Chao.Investigation on NVH Performance Optimization of BEV High Speed Gear Transmission[J].Journal of Chongqing University of Technology(Natural Science)，2017(11):25-31.

10.3969/j.issn.1674-8425(z).2017.11.004

U469.72

A

1674-8425(2017)11-0025-07