考慮重合度的電動車差減齒輪傳動嚙合性能分析優化

翁燕祥

（杭州前進齒輪箱集團股份有限公司，杭州311203）

0 引言

差減速器作為純電動汽車的三大關鍵動力部件（動力電池、電動機、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，是電動汽車研制的核心關鍵部件之一。與傳統內燃機汽車相比，簡化了離合器、扭轉減震器，差減速器與驅動電動機直接耦合，采用固定速比，此種集中式驅動方式傳動系統更為緊湊，其差減速器要求體積小、轉速高、噪聲低、可靠性高，同時由于動力由電動機提供，電動汽車整車內外聲學環境本底噪聲趨于減小，雖然內燃機汽車對車內外噪聲貢獻最大的發動機以及進排氣系統被完全取消，但各個噪聲源的貢獻比重發生重要的改變，噪聲品質比傳統汽車更差，且電動機輸入轉速達8000～12000 r/min，減/差速器傳動系統受載變形極為復雜，其高速振動噪聲成為制約該傳動廣泛應用的關鍵問題，因此開展對電動車差減速器動態嚙合性能有直接影響的重合度進行優化分析具有重要意義。

近年來，國內外專家學者針對齒輪傳動系統NVH開展了一定研究。S.L.Harris等[1]對直齒輪副的動態載荷進行了研究，指出嚙合振動是由轉速、輪齒剛度的時變性和非線性導致。隨后，大量科研機構及企業開始研究減小齒輪傳遞誤差以降低齒輪振動噪聲的方法。D.R.Houser等[2-3]把輪齒等效為懸臂梁模型，設計出計算高、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》詳細地闡述了齒頂修緣的原理、傳遞誤差與噪聲的比例關系和傳遞誤差的測量方法等。Y.Kanda等[5]對變速箱到車內之間的高頻噪聲的傳遞路徑進行了試驗研究。S.J.Kim等[6-7]對某發生齒輪嘯叫聲的汽車變速箱進行了試驗傳遞路徑分析。V.Niola等[8-9]對2臺同型號但具有不同齒輪微觀傳遞誤差的手動變速箱進行齒輪嘯叫噪聲的試驗研究。Theodossiades[10]對輕卡后橋傳動鏈振動嘯叫進行研究，結果表明溫度系統振動特性影響較為明顯。Choi[11]通過熱態扭曲動態試驗，峰值載荷下的嚙合偏載是四驅車輛后橋準雙曲面齒輪傳動產生嘯叫的原因。A.Kanase等[12]對手動變速箱的齒輪嘯叫噪聲進行預測和試驗驗證。Lim[13]采用諧波平衡法對準雙曲面齒輪傳動系統非線性動力學特性進行了研究。國內郝志勇等[14]分析了變速器齒輪階次在駕駛室內形成的嘯叫噪聲、齒輪階次在發動機機艙內形成的嘯叫噪聲等關聯影響。周益等[15]針對452AMT變速器主減齒輪，將傳統的剃齒工藝更改為熱后磨齒工藝,通過下線臺架EOL振動和整車NVH測試，變速器殼體振動強度,車內主減齒輪副嚙合階次嘯叫聲得到明顯降低。郭棟等[16]通過車內噪聲實驗室與NVH半消聲室臺架實驗，基于聲貢獻量分析確定了嘯叫特征階次，結合接觸印痕分析進行噪聲源識別。章桐等[17]考慮嚙合剛度、傳動誤差、齒側間隙和軸承因素，建立了減/差速器系統耦合模型，進行了動態響應仿真分析及試驗驗證。

綜上，國內外針對高速齒輪傳動系統減振降噪，主要通過減小源頭上的齒輪傳遞誤差激勵，避免或控制傳遞路徑上的結構系統發生模態共振，最終降低傳遞至支承軸承上的動態載荷；在實際工程應用中，主要利用試驗方法識別變速箱噪聲源并通過提高齒輪精度等級或齒輪微觀修形減小傳遞誤差達到優化嘯叫噪聲的目的。本文以某電動車差減速器為研究對象，以螺旋角與中心距直接關聯的重合度為優化變量，以齒輪副的傳遞誤差峰峰值及關鍵軸承部位結構噪聲等動態性能為優化目標，基于MASTA對齒輪副宏觀參數進行優化，研究結果對指導電動車高速齒輪傳動宏觀幾何參數的選取與設計具有重要工程應用價值。

1 電動車差減齒輪傳動原理與嚙合模型

電動車差減齒輪傳動原理圖1所示，傳動系統由兩級斜齒輪傳動與一級差速齒輪傳動構成，實現電動機單輸入，雙輸出。動力由電動機輸入，經高速級、中間級與低速級輸出到驅動輪。各級齒輪副的基本參數如表1所示，根據減速器傳動結構及齒輪副參數在MASTA中建立如圖1所示的減速器嚙合分析模型，各工況參數如表2所示。

2 重合度對嚙合性能的影響分析

以螺旋角與中心距直接關聯的重合度為優化變量，以齒輪副系統關鍵軸承部位結構噪聲為優化目標，基于MASTA研究不同參數齒輪副在嚙合過程中，其動態特性的變化規律。對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 電動車差減齒輪傳動原理與嚙合模型

表1 電動車差減齒輪傳動系統幾何參數

其計算公式如下：

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

基于原有設計參數，對螺旋角進行優化。選取不同的螺旋角，分析不同螺旋角下齒輪副關鍵軸承處結構噪聲的變化情況。表3所示為選取的螺旋角及對應的重合度，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矩工況高速級重合度變化對關鍵軸承高速級左右軸承處結構噪聲的影響情況。圖4、圖5分別為額定工況與最大轉矩工況中間級重合度變化對關鍵軸承高速級左右軸承處結構噪聲的影響情況。

從計算結果可以看出，隨著高速級與中間級軸向重合度的增加，各工況下差減速器關鍵軸承高速級左右軸承處結構噪聲呈現波浪式遞減趨勢，且在軸向重合度為整數1、2時，系統結構噪聲處于波谷位置。

表2 各工況參數

表3 第一級齒輪副不同螺旋角的試驗方案

圖2 額定工況高速級重合度對關鍵軸承結構噪聲的影響

圖3 最大轉矩工況高速級重合度對關鍵軸承結構噪聲的影響

圖4 額定工況中間級重合度對關鍵軸承結構噪聲的影響

圖5 最大轉矩工況中間級重合度對關鍵軸承結構噪聲的影響

3 差減齒輪傳動優化方案

通過上述計算分析，提出該款差減速器傳動系統的優化方案：高速級齒輪副，軸向重合度選擇2.0，即33.35°螺旋角；中間級齒輪副，軸向重合度選擇2.0，即28.43°螺旋角。優化方案參數如表4、表5所示，優化前后的傳動誤差峰峰值對比如表6所示，可以看出優化方案使得額定工況與最大轉矩工況高速級與低速級傳動誤差峰峰值得到明顯降低。

表4 高速級優化方案參數

表5 中間級優化方案參數

表6 優化前后的傳動誤差峰峰值 μm

圖6 優化前后高速級左軸承加速度響應

圖7 優化前后高速級右軸承加速度響應

表7 優化前后齒輪傳動系統各軸承處結構噪聲 dB

優化前后關鍵高速級左右軸承加速度響應對比如圖6、圖7所示。優化前后齒輪傳動系統各軸承處結構噪聲對比如表7所示。

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

4 結論

本文以某電動車差減齒輪傳動為研究對象，建立差減齒輪傳動系統動態嚙合分析模型，以軸向重合度為優化變量對系統動態特性進行優化研究，得到主要結論如下：1）隨著軸向重合度的增加，各工況下差減速器關鍵軸承高速級左右軸承處結構噪聲呈現波浪式遞減趨勢，且在且在軸向重合度為整數1、2時，系統結構噪聲處于波谷位置；2）提出差減齒輪傳動系統的優化方案（高速級與中間級齒輪副軸向重合度選擇2.0），優化后高速級軸承各方向振動加速度均有所降低，各軸承位置結構噪聲降低明顯。

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