考慮重合度的電動(dòng)車差減齒輪傳動(dòng)嚙合性能分析優(yōu)化

翁燕祥

（杭州前進(jìn)齒輪箱集團(tuán)股份有限公司，杭州311203）

0 引言

差減速器作為純電動(dòng)汽車的三大關(guān)鍵動(dòng)力部件（動(dòng)力電池、電動(dòng)機(jī)、差減速器）之一，其服役性能直接決定著整車工作性能、可靠性與舒適性，是電動(dòng)汽車研制的核心關(guān)鍵部件之一。與傳統(tǒng)內(nèi)燃機(jī)汽車相比，簡(jiǎn)化了離合器、扭轉(zhuǎn)減震器，差減速器與驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)直接耦合，采用固定速比，此種集中式驅(qū)動(dòng)方式傳動(dòng)系統(tǒng)更為緊湊，其差減速器要求體積小、轉(zhuǎn)速高、噪聲低、可靠性高，同時(shí)由于動(dòng)力由電動(dòng)機(jī)提供，電動(dòng)汽車整車內(nèi)外聲學(xué)環(huán)境本底噪聲趨于減小，雖然內(nèi)燃機(jī)汽車對(duì)車內(nèi)外噪聲貢獻(xiàn)最大的發(fā)動(dòng)機(jī)以及進(jìn)排氣系統(tǒng)被完全取消，但各個(gè)噪聲源的貢獻(xiàn)比重發(fā)生重要的改變，噪聲品質(zhì)比傳統(tǒng)汽車更差，且電動(dòng)機(jī)輸入轉(zhuǎn)速達(dá)8000～12000 r/min，減/差速器傳動(dòng)系統(tǒng)受載變形極為復(fù)雜，其高速振動(dòng)噪聲成為制約該傳動(dòng)廣泛應(yīng)用的關(guān)鍵問題，因此開展對(duì)電動(dòng)車差減速器動(dòng)態(tài)嚙合性能有直接影響的重合度進(jìn)行優(yōu)化分析具有重要意義。

近年來，國(guó)內(nèi)外專家學(xué)者針對(duì)齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)NVH開展了一定研究。S.L.Harris等[1]對(duì)直齒輪副的動(dòng)態(tài)載荷進(jìn)行了研究，指出嚙合振動(dòng)是由轉(zhuǎn)速、輪齒剛度的時(shí)變性和非線性導(dǎo)致。隨后，大量科研機(jī)構(gòu)及企業(yè)開始研究減小齒輪傳遞誤差以降低齒輪振動(dòng)噪聲的方法。D.R.Houser等[2-3]把輪齒等效為懸臂梁模型，設(shè)計(jì)出計(jì)算高、低重合度齒輪副靜傳遞誤差的程序和最小化靜傳遞誤差的遺傳算法。J.D.Smith的著作[4]《Gear Noise and Vibration》詳細(xì)地闡述了齒頂修緣的原理、傳遞誤差與噪聲的比例關(guān)系和傳遞誤差的測(cè)量方法等。Y.Kanda等[5]對(duì)變速箱到車內(nèi)之間的高頻噪聲的傳遞路徑進(jìn)行了試驗(yàn)研究。S.J.Kim等[6-7]對(duì)某發(fā)生齒輪嘯叫聲的汽車變速箱進(jìn)行了試驗(yàn)傳遞路徑分析。V.Niola等[8-9]對(duì)2臺(tái)同型號(hào)但具有不同齒輪微觀傳遞誤差的手動(dòng)變速箱進(jìn)行齒輪嘯叫噪聲的試驗(yàn)研究。Theodossiades[10]對(duì)輕卡后橋傳動(dòng)鏈振動(dòng)嘯叫進(jìn)行研究，結(jié)果表明溫度系統(tǒng)振動(dòng)特性影響較為明顯。Choi[11]通過熱態(tài)扭曲動(dòng)態(tài)試驗(yàn)，峰值載荷下的嚙合偏載是四驅(qū)車輛后橋準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動(dòng)產(chǎn)生嘯叫的原因。A.Kanase等[12]對(duì)手動(dòng)變速箱的齒輪嘯叫噪聲進(jìn)行預(yù)測(cè)和試驗(yàn)驗(yàn)證。Lim[13]采用諧波平衡法對(duì)準(zhǔn)雙曲面齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)非線性動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行了研究。國(guó)內(nèi)郝志勇等[14]分析了變速器齒輪階次在駕駛室內(nèi)形成的嘯叫噪聲、齒輪階次在發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)艙內(nèi)形成的嘯叫噪聲等關(guān)聯(lián)影響。周益等[15]針對(duì)452AMT變速器主減齒輪，將傳統(tǒng)的剃齒工藝更改為熱后磨齒工藝,通過下線臺(tái)架EOL振動(dòng)和整車NVH測(cè)試，變速器殼體振動(dòng)強(qiáng)度,車內(nèi)主減齒輪副嚙合階次嘯叫聲得到明顯降低。郭棟等[16]通過車內(nèi)噪聲實(shí)驗(yàn)室與NVH半消聲室臺(tái)架實(shí)驗(yàn)，基于聲貢獻(xiàn)量分析確定了嘯叫特征階次，結(jié)合接觸印痕分析進(jìn)行噪聲源識(shí)別。章桐等[17]考慮嚙合剛度、傳動(dòng)誤差、齒側(cè)間隙和軸承因素，建立了減/差速器系統(tǒng)耦合模型，進(jìn)行了動(dòng)態(tài)響應(yīng)仿真分析及試驗(yàn)驗(yàn)證。

綜上，國(guó)內(nèi)外針對(duì)高速齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)減振降噪，主要通過減小源頭上的齒輪傳遞誤差激勵(lì)，避免或控制傳遞路徑上的結(jié)構(gòu)系統(tǒng)發(fā)生模態(tài)共振，最終降低傳遞至支承軸承上的動(dòng)態(tài)載荷；在實(shí)際工程應(yīng)用中，主要利用試驗(yàn)方法識(shí)別變速箱噪聲源并通過提高齒輪精度等級(jí)或齒輪微觀修形減小傳遞誤差達(dá)到優(yōu)化嘯叫噪聲的目的。本文以某電動(dòng)車差減速器為研究對(duì)象，以螺旋角與中心距直接關(guān)聯(lián)的重合度為優(yōu)化變量，以齒輪副的傳遞誤差峰峰值及關(guān)鍵軸承部位結(jié)構(gòu)噪聲等動(dòng)態(tài)性能為優(yōu)化目標(biāo)，基于MASTA對(duì)齒輪副宏觀參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，研究結(jié)果對(duì)指導(dǎo)電動(dòng)車高速齒輪傳動(dòng)宏觀幾何參數(shù)的選取與設(shè)計(jì)具有重要工程應(yīng)用價(jià)值。

1 電動(dòng)車差減齒輪傳動(dòng)原理與嚙合模型

電動(dòng)車差減齒輪傳動(dòng)原理圖1所示，傳動(dòng)系統(tǒng)由兩級(jí)斜齒輪傳動(dòng)與一級(jí)差速齒輪傳動(dòng)構(gòu)成，實(shí)現(xiàn)電動(dòng)機(jī)單輸入，雙輸出。動(dòng)力由電動(dòng)機(jī)輸入，經(jīng)高速級(jí)、中間級(jí)與低速級(jí)輸出到驅(qū)動(dòng)輪。各級(jí)齒輪副的基本參數(shù)如表1所示，根據(jù)減速器傳動(dòng)結(jié)構(gòu)及齒輪副參數(shù)在MASTA中建立如圖1所示的減速器嚙合分析模型，各工況參數(shù)如表2所示。

2 重合度對(duì)嚙合性能的影響分析

以螺旋角與中心距直接關(guān)聯(lián)的重合度為優(yōu)化變量，以齒輪副系統(tǒng)關(guān)鍵軸承部位結(jié)構(gòu)噪聲為優(yōu)化目標(biāo)，基于MASTA研究不同參數(shù)齒輪副在嚙合過程中，其動(dòng)態(tài)特性的變化規(guī)律。對(duì)于漸開線斜齒圓柱齒輪，其重合度為端面重合度εα和軸向重合度εβ之和，用εγ來表示，即

圖1 電動(dòng)車差減齒輪傳動(dòng)原理與嚙合模型

表1 電動(dòng)車差減齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)幾何參數(shù)

其計(jì)算公式如下：

式中：αat為端面齒頂壓力角；αt′為端面嚙合角；z為齒數(shù)；B為齒寬；β為螺旋角；mn為端面模數(shù)。

基于原有設(shè)計(jì)參數(shù)，對(duì)螺旋角進(jìn)行優(yōu)化。選取不同的螺旋角，分析不同螺旋角下齒輪副關(guān)鍵軸承處結(jié)構(gòu)噪聲的變化情況。表3所示為選取的螺旋角及對(duì)應(yīng)的重合度，可以看出，螺旋角的增加使得總重合度與軸向重合度增加明顯，但端面重合度減小。

圖2、圖3分別為額定工況與最大轉(zhuǎn)矩工況高速級(jí)重合度變化對(duì)關(guān)鍵軸承高速級(jí)左右軸承處結(jié)構(gòu)噪聲的影響情況。圖4、圖5分別為額定工況與最大轉(zhuǎn)矩工況中間級(jí)重合度變化對(duì)關(guān)鍵軸承高速級(jí)左右軸承處結(jié)構(gòu)噪聲的影響情況。

從計(jì)算結(jié)果可以看出，隨著高速級(jí)與中間級(jí)軸向重合度的增加，各工況下差減速器關(guān)鍵軸承高速級(jí)左右軸承處結(jié)構(gòu)噪聲呈現(xiàn)波浪式遞減趨勢(shì)，且在軸向重合度為整數(shù)1、2時(shí)，系統(tǒng)結(jié)構(gòu)噪聲處于波谷位置。

表2 各工況參數(shù)

表3 第一級(jí)齒輪副不同螺旋角的試驗(yàn)方案

圖2 額定工況高速級(jí)重合度對(duì)關(guān)鍵軸承結(jié)構(gòu)噪聲的影響

圖3 最大轉(zhuǎn)矩工況高速級(jí)重合度對(duì)關(guān)鍵軸承結(jié)構(gòu)噪聲的影響

圖4 額定工況中間級(jí)重合度對(duì)關(guān)鍵軸承結(jié)構(gòu)噪聲的影響

圖5 最大轉(zhuǎn)矩工況中間級(jí)重合度對(duì)關(guān)鍵軸承結(jié)構(gòu)噪聲的影響

3 差減齒輪傳動(dòng)優(yōu)化方案

通過上述計(jì)算分析，提出該款差減速器傳動(dòng)系統(tǒng)的優(yōu)化方案：高速級(jí)齒輪副，軸向重合度選擇2.0，即33.35°螺旋角；中間級(jí)齒輪副，軸向重合度選擇2.0，即28.43°螺旋角。優(yōu)化方案參數(shù)如表4、表5所示，優(yōu)化前后的傳動(dòng)誤差峰峰值對(duì)比如表6所示，可以看出優(yōu)化方案使得額定工況與最大轉(zhuǎn)矩工況高速級(jí)與低速級(jí)傳動(dòng)誤差峰峰值得到明顯降低。

表4 高速級(jí)優(yōu)化方案參數(shù)

表5 中間級(jí)優(yōu)化方案參數(shù)

表6 優(yōu)化前后的傳動(dòng)誤差峰峰值 μm

圖6 優(yōu)化前后高速級(jí)左軸承加速度響應(yīng)

圖7 優(yōu)化前后高速級(jí)右軸承加速度響應(yīng)

表7 優(yōu)化前后齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)各軸承處結(jié)構(gòu)噪聲 dB

優(yōu)化前后關(guān)鍵高速級(jí)左右軸承加速度響應(yīng)對(duì)比如圖6、圖7所示。優(yōu)化前后齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)各軸承處結(jié)構(gòu)噪聲對(duì)比如表7所示。

可以看出螺旋角參數(shù)優(yōu)化后，高速級(jí)軸承各方向振動(dòng)加速度均有所降低，且x、y方向振動(dòng)加速度在高頻段（＞2 kHz）降低明顯，z向振動(dòng)加速度在0.6～2 kHz及高頻段（＞2 kHz）降低明顯。差減速器各軸承位置結(jié)構(gòu)噪聲均有所降低，降噪值介于11.2～21.2 dB，結(jié)構(gòu)噪聲降低明顯。

4 結(jié)論

本文以某電動(dòng)車差減齒輪傳動(dòng)為研究對(duì)象，建立差減齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)嚙合分析模型，以軸向重合度為優(yōu)化變量對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行優(yōu)化研究，得到主要結(jié)論如下：1）隨著軸向重合度的增加，各工況下差減速器關(guān)鍵軸承高速級(jí)左右軸承處結(jié)構(gòu)噪聲呈現(xiàn)波浪式遞減趨勢(shì)，且在且在軸向重合度為整數(shù)1、2時(shí)，系統(tǒng)結(jié)構(gòu)噪聲處于波谷位置；2）提出差減齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的優(yōu)化方案（高速級(jí)與中間級(jí)齒輪副軸向重合度選擇2.0），優(yōu)化后高速級(jí)軸承各方向振動(dòng)加速度均有所降低，各軸承位置結(jié)構(gòu)噪聲降低明顯。

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