電驅(qū)動動力總成噪聲識別與優(yōu)化

楊 遠,劉 海,陳 勇,李占江,李洪亮

(1.河北工業(yè)大學(xué) 機械工程學(xué)院，天津 300130；2.南京越博動力系統(tǒng)股份有限公司，南京 210000)

電驅(qū)動動力總成噪聲識別與優(yōu)化

楊 遠1,劉 海1,陳 勇1,李占江2,李洪亮1

(1.河北工業(yè)大學(xué) 機械工程學(xué)院，天津 300130；2.南京越博動力系統(tǒng)股份有限公司，南京 210000)

純電動汽車的動力總成與傳統(tǒng)汽車存在著明顯區(qū)別，其噪聲源也有較大差異。以新型“低速重載”電驅(qū)動動力總成為研究對象，研究其在加速與勻速運行狀態(tài)下的噪聲情況，運用單體聲功率及頻譜分析的方法識別出變速器齒輪產(chǎn)生的嚙合噪聲是電驅(qū)動動力總成系統(tǒng)噪聲產(chǎn)生的主要原因。然后采用參數(shù)化建模方法建立齒輪傳動系統(tǒng)模型，通過齒輪微觀修形和傳遞誤差計算的方法對噪聲貢獻量大的嚙合齒輪進行優(yōu)化設(shè)計，從而改善電驅(qū)動動力總成系統(tǒng)的聲學(xué)環(huán)境，為改進低噪聲的動力總成設(shè)計提供理論依據(jù)。

聲學(xué)；動力總成；聲功率；頻譜分析；微觀修形；傳遞誤差

隨著電動汽車技術(shù)的不斷發(fā)展，對電動汽車性能提出了更多的指標(biāo)要求，其中NVH性能越來越受關(guān)注，成為影響電動汽車品質(zhì)的一項重要指標(biāo)[1]。

對電動汽車而言，內(nèi)燃機被電機所取代使得動力總成振動噪聲源發(fā)生很大的變化，沒有了傳統(tǒng)內(nèi)燃機噪聲的掩蔽效應(yīng)，電動車動力總成系統(tǒng)中電機與變速器高頻噪聲變得較為突出。嚴剛等對某純電動汽車車內(nèi)噪聲進行了試驗研究，識別出了不同工況下的噪聲源[2]；方源等通過對電動車動力總成進行模態(tài)試驗發(fā)現(xiàn)在電動車中，電機與減/差速器兩者耦合在一起，單純考慮電機或減速器都是不完整的[3]；Li等對純電動車驅(qū)動系統(tǒng)進行聲振特性試驗，對振動噪聲的貢獻部件和產(chǎn)生原因進行了分析，發(fā)現(xiàn)減/差速器是產(chǎn)生噪聲的主要貢獻部件[4］[5]。國內(nèi)外學(xué)者對電驅(qū)動動力總成側(cè)重于電機或變速器子系統(tǒng)的研究并取得了一定的研究成果，對于集中驅(qū)動式動力總成來說電機與變速器之間會產(chǎn)生相互耦合作用，應(yīng)將其作為整體進行研究。

對于集中驅(qū)動式電動客車來說，動力總成系統(tǒng)運行時具有調(diào)速范圍寬、低速重載的特點。為識別電動客車動力總成的噪聲特點，首先對動力總成進行規(guī)定工況下的整體噪聲測試以及加速與勻速工況下的噪聲測試，識別出噪聲貢獻量比較大的噪聲源，并通過建立仿真模型對噪聲嚴重的部位進行優(yōu)化設(shè)計，從而改善電驅(qū)動動力總成的聲學(xué)環(huán)境。

1 電驅(qū)動動力總成噪聲試驗研究

1.1 噪聲試驗

為對電驅(qū)動動力總成單體噪聲進行測試，在半消聲室臺架試驗臺上進行噪聲試驗。圖1所示為臺架試驗現(xiàn)場圖，八個噪聲傳感器分別布置在動力總成周圍，各個測點的整體布置如表1所示。使用LMS數(shù)采系統(tǒng)記錄不同工況下的噪聲數(shù)據(jù)，用于后續(xù)處理分析。

圖1 臺架試驗

表1 測點布置

由于集中驅(qū)動式動力總成是由電機與變速器直接耦合而成的，電機與變速器剛性連接，彼此之間會對噪聲產(chǎn)生干擾，為更好分離電機與變速器的噪聲，采用鉛皮與吸音棉組合的物理分離方法隔離噪聲。

1.2 單體輻射噪聲聲功率級

對其整體的輻射噪聲聲功率級需要引入聲功率級計算公式，從而對其噪聲貢獻量進行定量的分析，聲功率級計算公式如下

式中Lw為聲功率級為平均聲壓級，dB(A)；S為四個測量面的面積，S0=1 m2，平均聲壓級計算公式如下

式中Lpi為第i個測點的聲壓級，dB(A)；N為測點數(shù)。

首先包裹電機，測試并計算變速器單體輻射噪聲聲功率級，視變速器為長方體，軸向為長度方向，水平端面為寬度方向，豎直端面為高度方向，經(jīng)過測量其長為0.470 m，寬為0.346 m，高為0.315 m，四個麥克風(fēng)（P1/P2/P3/P4）分別距離變速箱端面0.3 m，外圈黑色線框表示變速箱噪聲測量面，黑色測點代表麥克風(fēng)，如圖2所示。

圖2 變速箱噪聲輻射面

得到變速器四個測量平面面積和S1，S1=(0.315+0.3)×(0.346+0.3+0.3)+(0.315+0.3)×(0.47+0.3)×2+(0.346+0.3+0.3)×(0.47+0.3)=2.26 m2。

同樣包裹變速器，測試并計算電機單體輻射噪聲聲功率級，視電機為長方體，軸向為長度方向，寬度與高度方向均為電機直徑長度，經(jīng)過測量其長為0.326 m，寬為0.431 m，高為0.431 m，四個麥克風(fēng)（P5/P6/P7/P8）分別距離電機的端面0.3 m，外圈黑色線框表示電機的噪聲測量面，黑色測點代表麥克風(fēng)，如圖3所示。得到電機的四個測量平面面積之和S2，S2=(0.326+0.3)×(0.431+03+0.3)+(0.326+0.3)×(0.431+0.3)×2+(0.431+0.3+0.3)×(0.431+0.3)=2.31 m2。

圖3 電機噪聲輻射面

選取四種轉(zhuǎn)速（800 r·min-1、1 200 r·min-1、1 600 r·min-1、2 000 r·min-1）的測試工況分別對變速器、電機單體噪聲聲功率級進行測試及計算，測試及計算結(jié)果如表2、表3所示。

“丯，艸蔡也，象艸生之散亂也，讀若介”（《說文·丯部》）。字形象道路上散亂著很多草。典籍中也多用此義。如：《廣雅·釋草》：“芥，草也?！蓖跄顚O疏：丯與芥同?！蹲髠鳌ぐЧ辍贰捌渫鲆玻悦駷橥两?。”杜預(yù)注：芥，草也?！墩f文·丯部·丯》段玉裁注：“凡言艸芥，皆丯之假借也，芥行而丯廢矣”。

由表可以看出在不同的轉(zhuǎn)速工況下變速箱的噪聲聲功率級整體大于電機的噪聲聲功率級，且變速器/電機的噪聲聲功率級隨轉(zhuǎn)速的增加而變大。

圖4是在四種轉(zhuǎn)速（800 r/min-1、1 200 r/min-1、1600 r/min-1、2 000 r/min-1）工況下P1－P8共計8個測點處噪聲級的折線圖。由圖看出變速器前端測點的噪聲值最大，且隨轉(zhuǎn)速的增加而變大，電機后端測點噪聲大于電機周圍測點噪聲。

表2 變速器噪聲聲功率級/dB(A)

表3 電機噪聲聲功率級/dB(A)

圖4 各個測點聲壓級

通過以上研究分析發(fā)現(xiàn)，電驅(qū)動動力總成系統(tǒng)中變速器噪聲貢獻量大于電機，變速器前端測點的噪聲值最大，且隨轉(zhuǎn)速的增加而變大。轉(zhuǎn)速為2 000 r/min時變速器前端測點的噪聲最大，因此下文將對變速器前端測點的噪聲進行階次譜與頻譜分析，從而識別出變速器的噪聲產(chǎn)生原因。

2 變速器單體噪聲識別研究

電驅(qū)動動力總成系統(tǒng)中變速器結(jié)構(gòu)參數(shù)如表4所示。

汽車變速器受載齒輪副承受載荷后，由于各種誤差和嚙合剛度的變化等因素導(dǎo)致嚙合過程中產(chǎn)生振動，振動激起變速器殼體類零件的振動而向外輻射噪聲[6]。開展變速器系統(tǒng)噪聲分析研究，尤其需分析齒輪嚙合沖擊振動。變速器齒輪嚙合沖擊振動的基頻f計算公式[7–8]如式(3)所示。

式中f為齒輪嚙合頻率，Hz；N為齒輪的齒數(shù)；n為齒輪的轉(zhuǎn)速，r/min。

表4 齒輪傳動系參數(shù)

2.1 加速工況下的變速器噪聲識別

加速工作區(qū)間選擇為10 km/h～50 km/h，此時電機轉(zhuǎn)速變化區(qū)間為800 r/min～2 200 r/min，圖5為變速器前端測點在加速工作區(qū)間內(nèi)的階次譜圖。

圖5 變速器噪聲階次譜圖

對電驅(qū)動動力總成進行測試與分析得到，變速箱在15.6階、30階處噪聲明顯，其分別對應(yīng)變速箱的輸出級齒輪噪聲以及輸入級嚙合齒輪的嚙合噪聲。

2.2 勻速工況下的變速器噪聲識別

轉(zhuǎn)速為2 000 r/min時變速器前端測點的噪聲頻譜圖如圖6所示。從圖中可以看出在2 000 r/min工況下出現(xiàn)的峰值噪聲頻率為522 Hz、1 000 Hz、1 566 Hz、2 000 Hz、2 088 Hz、2 610 Hz、3 000 Hz、4 200 Hz、5 800 Hz，其中 522 Hz、1 566 Hz、2 088 Hz、2 610 Hz為變速箱輸出級嚙合齒輪的嚙合頻率及其4倍頻；1 000 Hz、2 000 Hz、3 000 Hz為變速箱輸入級嚙合齒輪的嚙合頻率及其2倍、3倍頻；4 200 Hz、5 800 Hz為電機的PWM開關(guān)頻率。

圖6 變速箱噪聲頻譜圖

2.3 嚙合齒輪嚙合噪聲對比分析

圖7為電動客車在加速運行過程中變速箱嚙合齒輪的聲壓級大小情況。可以看出輸出級齒輪的嚙合噪聲高于輸入級齒輪嚙合的噪聲，因此變速箱的嚙合齒輪噪聲中輸出級齒輪的噪聲貢獻量比較大。

圖7 嚙合齒輪對比聲壓級圖

通過本小節(jié)研究分析發(fā)現(xiàn)電驅(qū)動動力總成系統(tǒng)中變速器的噪聲貢獻量大于電機的噪聲貢獻量，且變速器的噪聲主要是由輸出級嚙合齒輪嚙合產(chǎn)生的噪聲，下文將重點通過齒輪微觀修形的方法來優(yōu)化變速器噪聲，從而提高電驅(qū)動動力總成系統(tǒng)的噪聲聲學(xué)品質(zhì)。

3 電驅(qū)動動力總成噪聲優(yōu)化

通過第2小節(jié)中的電驅(qū)動動力總成系統(tǒng)中的噪聲貢獻量研究，發(fā)現(xiàn)變速器嚙合齒輪產(chǎn)生的嚙合噪聲嚴重影響動力總成聲學(xué)品質(zhì)，因此下面將建立變速器齒軸系統(tǒng)模型，對其進行齒輪修形優(yōu)化，從而降低變速器產(chǎn)生的嚙合噪聲。

3.1 齒輪仿真模型建立

針對電驅(qū)動動力總成系統(tǒng)中變速器噪聲問題，在Romax Designer軟件中建立參數(shù)化軸、軸承、齒輪、同步器的模型，如圖8所示。

因為變速器殼體工作時同樣存在變形和振動，為更好模擬電驅(qū)動動力總成運行條件，使用Hypermesh對變速器殼體和齒輪輪輻進行網(wǎng)格劃分，將劃分完的殼體和齒輪輪輻導(dǎo)入Romax中，齒輪系統(tǒng)通過軸承連接完成裝配，并加入電機轉(zhuǎn)子與負載模型，從而建立剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型，如圖9所示。

圖8 變速箱-電機轉(zhuǎn)子-負載模型

圖9 變速箱齒輪系統(tǒng)總成模型

此四擋變速器齒輪傳動系統(tǒng)工作時由輸入軸輸入動力，經(jīng)過常嚙合齒輪傳遞到中間軸，再將動力由中間軸對應(yīng)擋位齒輪副傳遞到輸出軸，最后經(jīng)輸出軸輸出。

3.2 動力學(xué)模型驗證

因為初步模型與實際傳動系統(tǒng)存在一定誤差，為驗證所建模型可靠性，需進行齒輪接觸斑點試驗，將變速箱放置于變速箱綜合性能試驗臺上，兩端分別連接驅(qū)動電機與負載電機，對應(yīng)擋位齒輪表面涂抹一層紅丹粉(四氧化三鉛)，臺架試驗工況設(shè)定為扭矩等于400 N/m、轉(zhuǎn)速為150 r/min-1，根據(jù)試驗斑點與仿真斑點形狀、位置的對比，對模型進行修正。

如圖10所示，試驗齒輪嚙合面斑點與修正后模型齒面云圖斑點基本一致，證明模型準(zhǔn)確性達到要求，可以進一步在模型上進行齒輪微觀修形。

圖10 修正后嚙合斑點仿真云圖

3.3 齒輪修形量確定

通過計算發(fā)現(xiàn)對齒輪傳遞誤差影響由大到小依次為齒廓修鼓、齒向修鼓、齒向螺旋角、齒廓壓力角，并且齒廓修鼓的影響權(quán)重遠大于其他修形。以輸出級齒廓修鼓為例，變速箱峰值扭矩為1 200 N·m，依次以峰值扭矩的20%、40%、60%、80%、100%作為工況，設(shè)定輸出級被動齒輪齒廓修鼓量分別為2/4/6/8 μm時的傳遞誤差，發(fā)現(xiàn)傳遞誤差隨齒廓修鼓量的增加而減小。對于電動客車變速箱齒輪來說，對一對齒輪副的兩個齒輪同時進行適量修形，最大接觸應(yīng)力和傳遞誤差都較只修一個齒輪有所下降，其中傳遞誤差下降尤為明顯，減振降噪效果更好，如表5所示。

表5 修形前后對比

3.4 齒輪修形參數(shù)設(shè)置

純電動客車變速箱輸出級齒輪原有10 μm的齒向修鼓量，在此基礎(chǔ)上進行傳遞誤差計算，并制定優(yōu)化方案，如表6所示。

表6 齒輪修形量

因為齒輪實際加工精度有限，將磨齒后的齒輪放入齒輪三坐標(biāo)測量儀中進行測量，根據(jù)測量報告可知加工后的實際齒輪修形量如表7所示。

表7 齒輪實際修形量

4 電驅(qū)動動力總成優(yōu)化效果驗證

根據(jù)試制齒輪后實際尺寸，將相對應(yīng)參數(shù)輸入Romax并將計算得到的傳遞誤差進行對比，傳遞誤差峰谷值由 13.97 μm 降低到 9.47 μm，降低了32.21%。接觸應(yīng)力最大單位長度載荷由711.068 N·mm下降到669.409 N·mm，降低了41.659 N·mm。由圖11可知，齒向載荷分布較初始修形更加均勻，尤其是齒頂和齒根受載較大問題得到明顯改善，不但提高了齒輪的承載能力和使用壽命，也降低了因輪齒變形而產(chǎn)生的振動噪聲。可見齒輪的微觀修形對于減小傳遞誤差的波動效果明顯，而傳遞誤差峰谷值的減小有利于改善整個齒輪系統(tǒng)的振動特性。

本小節(jié)通過對嚙合齒輪齒面微觀修形的優(yōu)化，改善了嚙合剛度的波動，減小了靜傳遞誤差，即減小了齒輪嚙合過程中的激勵，從而降低了變速器的嚙合噪聲。

5 結(jié)語

（1）集中驅(qū)動式電驅(qū)動動力總成系統(tǒng)由電機及變速器構(gòu)成，其運行時具有調(diào)速范圍寬、低速重載的特點。

（2）電驅(qū)動動力總成系統(tǒng)中變速器的噪聲貢獻量大于電機，且變速器齒輪系統(tǒng)中的嚙合齒輪噪聲為動力總成系統(tǒng)中的主要的噪聲源。

（3）通過對電驅(qū)動動力總成系統(tǒng)中噪聲貢獻大的嚙合齒輪進行齒輪微觀修形仿真優(yōu)化，使傳遞誤差由13.97微米降低到9.47微米，降低了32.21%；接觸應(yīng)力最大單位長度載荷由711.068 N·mm下降到669.409 N·mm，降低了41.659 N·mm，修形效果明顯。

圖11 齒輪修形前后齒面云圖對比

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Noise Identification and Optimization of Electric Drive Powertrains

YANG Yuan1,LIU Hai1,CHEN Yong1,LI Zhan-jiang2,LI Hong-liang1
(1.College of Mechanical Engineering,Hebei University of Technology,Tianjin 300130,China;2.Nanjing YueBoo Power System Co.Ltd.,Nanjing 210000,China)

The noise sources between pure electric vehicles and traditional vehicles with internal combustion engines are very different due to their different powertrains.In this paper,a low-speed and heavy-duty electric powertrain is selected as the research object,and its noise situation in the state of acceleration and constant speed driving is studied.Using the methods of single sound power and frequency spectrum analysis,it is identified that the meshing noise of transmission is the main cause of the noise of the electric driving powertrain system.Then,the model of gear transmission system is established by the method of parametric modeling.The meshing gears are optimized through the method of gear’s micro-configuration modification and transmission error calculation.Finally,the acoustic environment of the electric drive powertrain system is improved.This work provides a theoretical basis for improving the design of low noise powertrains.

acoustics;powertrain;sound power;spectrum analysis;micro-configuration modification;transmission error

TK421+.6

A

10.3969/j.issn.1006-1355.2017.06.021

1006-1355(2017)06-0102-04+114

2017-05-12

河北省高等學(xué)校自然科學(xué)青年基金（QN2016197）

楊遠（1992-），女，石家莊市人，碩士研究生，主要研究方向為汽車振動與噪聲。

劉海，男，講師。E-mail:2579545828@qq.com