電驅(qū)系統(tǒng)減速器嘯叫噪聲問題分析及優(yōu)化

白學斌 金子崳 于博瑞

(中國第一汽車集團有限公司研發(fā)總院，長春市 130013)

1 前言

隨著純電動汽車的日益發(fā)展和消費者對整車乘坐舒適性要求的提高，減速器作為電動汽車主要的噪聲源，通過對其進行嚴苛的噪聲控制成為整車聲品質(zhì)提升的關鍵因素之一。減速器噪聲主要包括嘯叫噪聲和敲擊噪聲，對于單擋減速器，嘯叫噪聲是其主要的噪聲表現(xiàn)形式，嘯叫噪聲是由內(nèi)部齒輪在嚙合傳動中所產(chǎn)生的振動激勵引起的一種中高頻噪聲，這是一種很容易被人耳識別的中高頻純音，用戶抱怨度比較高，必須降低或者消除。相比于傳統(tǒng)燃油車，電動汽車中發(fā)動機總成“掩蔽效應”消失，背景噪聲更小[1]，這就對減速器的噪聲控制提出了更高的要求和挑戰(zhàn)。

國內(nèi)外學者和工程技術(shù)人員對減速器嘯叫問題進行了大量的研究，溫國慶等[2]通過在噪聲傳遞路徑中優(yōu)化懸置支架剛度的方式改善了車內(nèi)減速器嘯叫噪聲；潘曉東等[3]通過齒輪參數(shù)設計優(yōu)化齒面接觸斑點提高了高速齒輪傳動的NVH性能；J.Lin等[4]基于兩級齒輪傳動系統(tǒng)考慮了齒輪時變嚙合剛度對系統(tǒng)動態(tài)參數(shù)的穩(wěn)定特性的影響；李彥昊等[5]利用遺傳算法，對齒輪多參數(shù)優(yōu)化多目標，得到了優(yōu)化后的修形方案，并通過仿真驗證了優(yōu)化效果；Yasunori Kanda等針對齒輪嘯叫問題，通過修改結(jié)構(gòu)參數(shù)，避免了共振，減小了齒輪嘯叫噪聲[6]。

本文以某電動汽車的單擋減速器為研究對象，針對減速器的嘯叫噪聲，分析嘯叫噪聲的產(chǎn)生機理和相關因素，并提出一種基于齒輪參數(shù)、振動激勵、傳遞路徑和系統(tǒng)響應的綜合優(yōu)化設計方法，以改善嘯叫問題，為在減速器產(chǎn)品開發(fā)中，嘯叫問題的正向開發(fā)控制提供一種方法。

2 問題描述

本文研究的減速器為二級三軸式結(jié)構(gòu)，在整車NVH主觀評價試驗時，發(fā)現(xiàn)在30 km/h～50 km/h(輸入轉(zhuǎn)速2 300 r/min～3 200 r/min、30%×電機輸入最大扭矩)和90 km/h～110 km/h(輸入轉(zhuǎn)速6 350 r/min～7 500 r/min、70%x×輸入最大扭矩)兩個加速段，車內(nèi)能明顯感受到嘯叫噪聲，通過客觀測試識別到22階次噪聲明顯，超出客觀評價最大值5 dB，22階次為減速器一級齒輪階次，減速器一級階次噪聲不達標。

圖1 加速噪聲客觀測試結(jié)果

圖2 22階次噪聲曲線

3 問題分析

3.1 嘯叫機理分析

減速器嘯叫噪聲是齒輪箱彈性系統(tǒng)在動態(tài)激勵載荷作用下產(chǎn)生的剛?cè)狁詈享憫?。齒輪嘯叫噪聲是一種動態(tài)嚙合力激勵產(chǎn)生的穩(wěn)態(tài)噪聲，由于齒輪嚙合過程中嚙合剛度的不斷變化引起傳遞誤差的波動，它作為一種動態(tài)激勵源直接導致齒輪受載接觸應力的波動，這種接觸應力的波動激起內(nèi)部結(jié)構(gòu)振動，振動再通過軸、軸承、減速器殼體、懸置和車身等零部件傳遞到車內(nèi)。減速器嘯叫噪聲具有明顯的階次特征，與齒輪的齒數(shù)相關，在中高頻率較高轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)都可能出現(xiàn)。當減速器的殼體模態(tài)頻率和齒輪的激勵頻率相同時會發(fā)生共振，嘯叫噪聲表現(xiàn)更明顯[7]。

圖3 噪聲傳遞路徑

影響減速器嘯叫噪聲的因素主要包括振動激勵源、傳動路徑和系統(tǒng)響應三個面。

振動激勵源方面：主要包含影響齒輪動態(tài)嚙合性能的關鍵因素，包括齒輪宏觀參數(shù)、微觀修形參數(shù)、接觸應力分布、傳遞誤差、嚙合剛度、嚙合剛度和制造安裝誤差等。

傳遞路徑方面：包括齒輪輪輻、軸、和軸承等零件的支撐剛度和模態(tài)特性，以及相關零部件之間的配合剛度等因素。

系統(tǒng)響應方面：包括殼體剛度和模態(tài)特性，以及系統(tǒng)的耦合模態(tài)頻率等因素。

3.2 制造安裝誤差分析

制造安裝誤差也是導致齒輪嚙合嘯叫噪聲的因素之一，拆解減速器總成，對零部件制造安裝誤差進行復檢，通過檢測報告除一級齒輪外，其余零部件的關鍵尺寸公差均無超差項，一級齒輪存在齒頂修緣量超差和單個齒距跳齒問題，可能對嘯叫噪聲有所貢獻。

圖4 齒輪檢測結(jié)果一

圖5 齒輪檢測結(jié)果二

針對以上超差問題，通過工藝改善，消除了超差問題，挑選合格齒輪進行換裝測試，嘯叫噪聲并未明顯改善，這說明嘯叫噪聲并不是此項制造超差帶來的。

3.3 減速器動力學仿真模型搭建與標定

基于MASTA軟件建立減速器總成虛擬樣機仿真分析模型，對于軸、齒輪輪輻、差速器殼體、減速器殼體等零部件通過有限元法獲得準確剛度、質(zhì)量和模態(tài)等信息并導入仿真分析模型，以獲得準確的動力學性能仿真分析模型。

圖6 減速器總成仿真分析模型

通過減速器總成齒輪接觸區(qū)試驗結(jié)果、振動噪聲試驗結(jié)果和零部件制造及裝配誤差標定仿真分析模型，標定后仿真分析模型的計算結(jié)果與試驗結(jié)果一致。

圖7 齒輪接觸區(qū)試驗與計算結(jié)果對比

圖8 振動噪聲試驗與計算結(jié)果對比

3.4 振動激勵源分析

振動激勵源主要是齒輪嚙合產(chǎn)生的，主要表現(xiàn)形式為齒輪嚙合的傳遞誤差、嚙合剛度和動態(tài)嚙合力，針對減速器一級齒輪進行振動激勵源分析，分析結(jié)果顯示，在嘯叫問題工況下，傳遞誤差峰峰值為0.54 μm和1.09 μm，傳遞誤差值較大；嚙合剛度最大波動量為2.06 N/(μm·mm)和1.84 N/(μm·mm)，嚙合剛度波動較大；齒輪動態(tài)嚙合力在嘯叫問題工況區(qū)間存在峰值，峰值分別為0.62 kN/μm、1.53 kN/μm和0.96 kN/μm、1.99 kN/μm。以上振動激勵幅值需優(yōu)化降低。

圖9 傳遞誤差及嚙合剛度計算結(jié)果

圖10 動態(tài)嚙合力計算結(jié)果

3.5 傳遞路徑分析

齒輪嚙合產(chǎn)生的振動激勵通過輪輻、軸和軸承傳遞至殼體，進而產(chǎn)生殼體輻射噪聲，這些零件的支撐剛度不足會使齒輪嚙合錯位量增大，進而傳遞誤差和動態(tài)嚙合力等激勵也會增大，系統(tǒng)變形分析結(jié)果顯示，一級從動齒輪輪輻軸向變形較大，支撐剛度不足，需做結(jié)構(gòu)優(yōu)化設計，強化支撐剛度。

圖11 系統(tǒng)變形計算結(jié)果

3.6 系統(tǒng)振動響應分析

通過耦合模態(tài)分析及系統(tǒng)振動響應分析，能計算系統(tǒng)耦合模態(tài)及頻率，分析獲得系統(tǒng)振動響應結(jié)果，識別系統(tǒng)及零部件振動特性及頻率激振情況，計算結(jié)果顯示，在嘯叫問題工況區(qū)，存在頻率臨近的多個模態(tài)頻率，產(chǎn)生了模態(tài)頻率共振問題，對應峰值轉(zhuǎn)速2 513 r/min和6 853 r/min，模態(tài)共振問題需優(yōu)化。

圖12 振動響應頻譜圖計算結(jié)果(22階)

圖13 22階次切片圖

4 方案優(yōu)化設計及分析

根據(jù)前文的嘯叫噪聲原因分析結(jié)果以及綜合考慮方案優(yōu)化更改的可行性及有效性，制定便捷有效的改進設計方案。

關于一級從動齒輪輪輻支撐剛度不足問題，通過優(yōu)化輪輻結(jié)構(gòu)，加寬輪輻輻板厚度，輻板厚度由原10 mm增至15 mm，在輻板上增加減重孔以控制零件重量的增加，同時將輪緣厚度增加，以提高輪齒支撐剛度。

關于模態(tài)共振問題，可通過更改激振頻率或者共振零部件的模態(tài)頻率來改善，但由于更改零部件的響應模態(tài)頻率需要殼體和軸齒件結(jié)構(gòu)做較大的更改，更改方案可行性差，因此本文通過更改激振頻率即一級齒輪的齒數(shù)來優(yōu)化激振頻率，避開優(yōu)化目標轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)的共振模態(tài)頻率，在保證速比不變的前提下，優(yōu)化齒數(shù)，如表1所示。

表1 齒數(shù)優(yōu)化方案對比表

除了以上措施，降低齒輪嚙合振動激勵源是改善齒輪嘯叫噪聲最直接和最有效的措施，基于以上兩種齒數(shù)優(yōu)化方案，以降低傳遞誤差、嚙合剛度和動態(tài)嚙合力為優(yōu)化目標，對齒輪的宏觀參數(shù)和微觀修形參數(shù)進行優(yōu)化設計。

齒輪宏觀參數(shù)設計時，恰當?shù)闹睾隙仍O計能夠在保證可靠性的前提下，增強輪齒嚙合剛度，降低齒輪嚙合錯位量和傳遞誤差，重合度優(yōu)化結(jié)果如表2所示。

表2 重合度優(yōu)化方案對比表

齒輪微觀修形參數(shù)設計時，要保證齒面接觸應力在齒寬和齒高方向上保持正中間，且接觸面積要大于全齒面積的70%；同時，要保證重點關注扭矩工況下的傳遞誤差峰峰值盡可能的小，并降低齒輪嚙合剛度波動量和齒輪動態(tài)嚙合力峰值。

圖14 齒面接觸應力計算結(jié)果

目標扭矩工況下，齒面接觸應力分布居中，未出現(xiàn)明顯偏載，齒輪嚙合接觸狀態(tài)良好。

表3 傳遞誤差及嚙合剛度優(yōu)化結(jié)果對比表

優(yōu)化方案與原方案相比，嘯叫問題工況下的傳遞誤差和嚙合剛度均大幅降低，達成優(yōu)化預期目標。

圖15 動態(tài)嚙合力計算結(jié)果-優(yōu)化1

優(yōu)化后的動態(tài)嚙合力計算結(jié)果顯示，2 300 r/min～3 200 r/min峰值依然存在，但幅值有所減??；6 350 r/min～7 500 r/min加速區(qū)間波峰消失，但2 600 Hz～2 700 Hz頻率區(qū)間的波峰依然存在，波峰移動到加速區(qū)5 000 r/min～5 500 r/min，這說明共振模態(tài)頻率依然存在，為避免將目標轉(zhuǎn)速區(qū)域的嘯叫噪聲改善后，其他轉(zhuǎn)速區(qū)間的嘯叫噪聲惡化，需對全扭矩段的傳遞誤差峰峰值進行優(yōu)化控制，將全扭矩段工況下對應的傳遞誤差峰峰值降低。

如圖16所示，優(yōu)化1和優(yōu)化2方案各扭矩工況下傳遞誤差峰峰值均低于原方案，全扭矩段工況下的嘯叫噪聲風險可控。

圖16 動態(tài)嚙合力計算結(jié)果-優(yōu)化2

最后對優(yōu)化方案進行階次噪聲聲功率分析，預測優(yōu)化方案的嘯叫噪聲情況，如圖17和圖18所示，計算結(jié)果顯示，優(yōu)化1和優(yōu)化2的階次噪聲均低于35 dB目標值，符合設計優(yōu)化目標要求。

圖17 各扭矩工況下傳遞誤差計算結(jié)果

圖18 29階次噪聲計算結(jié)果-優(yōu)化1

圖19 31階次噪聲計算結(jié)果-優(yōu)化2

5 試驗驗證

針對優(yōu)化1和優(yōu)化2兩個方案進行試制，并進行整車NVH客觀試驗測試，測試結(jié)果顯示，兩個優(yōu)化方案的一級齒輪階次噪聲均低于35 dB(A)，其中優(yōu)化1階次噪聲較原方案降低11 dB(A)，優(yōu)化2階次噪聲較原方案降低14 dB(A)，兩個方案階次噪聲值均達成目標值，并大幅低于階次噪聲控制目標值。

圖20 優(yōu)化方案振動噪聲試驗結(jié)果

6 結(jié)論

本文以某純電動汽車減速器為例，針對該減速器在整車NVH試驗中出現(xiàn)的嘯叫噪聲問題，應用減速器動力學性能虛擬樣，通過仿真分析手段，對減速器齒輪嘯叫噪聲產(chǎn)生的機理進行了深入的分析，從振動激勵源、傳遞路徑和系統(tǒng)振動響應等方向全面分析了一級齒輪嘯叫振動噪聲的產(chǎn)生、傳遞以及響應過程，并通過優(yōu)化振動激勵、支撐剛度和模態(tài)共振頻率等手段，改善了齒輪嘯叫噪聲，達成了減速器產(chǎn)品噪聲開發(fā)目標，為減速器的NVH性能正向開發(fā)提供了一個比較全面的思路，并得出以下結(jié)論：

(1)準確和全面的試驗測試是解決問題的前提，對于減速器嘯叫問題解決，必須通過試驗準確獲取相關試驗測試數(shù)據(jù)，包括整車行駛工況對應的扭矩、轉(zhuǎn)速、齒輪接觸區(qū)以及振動噪聲客觀試驗數(shù)據(jù)等，以及零部件的模態(tài)試驗數(shù)據(jù)等。

(2)虛擬樣機模型的準確性對于解決噪聲問題至關重要，需通過試驗結(jié)果，結(jié)合有限元等多種手段對虛擬樣機模型進行精確的標定優(yōu)化。

(3)優(yōu)化齒輪嚙合傳動產(chǎn)生的振動激勵源，是解決嘯叫噪聲問題最直接有效的手段，通過齒輪宏觀參數(shù)和微觀修形參數(shù)的綜合迭代優(yōu)化設計，可以顯著降低振動激勵。

(4)傳遞路徑及殼體的支撐剛度和模態(tài)，在結(jié)構(gòu)總布置設計時就應該充分考慮NVH性能開發(fā)的需求，在總成及零部件設計方案鎖定前，需對結(jié)構(gòu)支撐剛度和模態(tài)進行綜合優(yōu)化。

(5)系統(tǒng)及零部件耦合模態(tài)頻率是客觀存在無法消除的，在進行方案設計時，對于噪聲敏感的工況需避開共振模態(tài)頻率，并盡量降低振動激勵。