基于齒輪修型的減速器嘯叫優化

武俊杰 劉佳

摘要：電動車NVH性能開發中，減速器經常會產生嘯叫聲，嚴重影響車內成員的舒適性。本文主要通過主觀和客觀數據分析問題主要來源，然后運用仿真手段進行齒輪微觀修形降低齒輪傳遞誤差，從而優化減速器嘯叫問題。數據表明針對齒輪進行微觀修形能有效解決減速器嘯叫問題，提升電動車NVH性能。

關鍵詞：電動車;減速器;嘯叫;傳遞誤差（3E）

中圖分類號：U463.2 文獻標識碼：A 文章編號：1005-2550（2019）

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武俊杰

現就職于中國汽車技術研究中心，本科學歷、任NVHS.程師，主要研究整車及動力總成NVH性能。

1 背景

隨著國家對新能源汽車越來越重視，國內各大廠商以及造車新勢力都在新能源汽車方向投人了大量的精力，尤其對純電動汽車。純電動汽車相比傳統汽油車有很多的優點，低碳環保，經濟性，但也存在一些噪聲問題。由于失去了發動機的屏蔽效應，電動車的風噪、路噪、電子附件噪聲被凸顯出來，特別是減速器的嘯叫聲。減速器嘯叫聲雖然在聲壓級數值上比較低，但它屬于高頻噪聲，其頻率范圍一般分布在700～4000Hz。高頻嘯叫噪聲會讓人感到煩躁而難以接受，人耳對‘其非常敏感，嚴重的影響車內成員的舒適性和形勢品質，所以必須對其進行優化，提高車內NVH水平。

2 嘯叫問題與優化方法

2.1 嘯叫問題

本文此次優化的是電動車的單級減速器，車內成員在加速過程中，能聽到明顯的嘯叫聲（俗稱“口哨聲”）。經過主觀判斷初步確定此噪聲是由減速器產生。隨后在整車半消聲室四驅靜音轉轂上進行測試，經過客觀數據測試，采用階次分析方法并采用濾波回放等技術手段，判定此問題是由減速器第二級齒輪嚙合產生的10.38階次噪聲引起，由圖1所示。減速器嘯叫問題，主要是由于齒輪嚙合過程中傳遞誤差過大引起，通過齒輪軸，傳遞到軸承座最后通過殼體向外傳遞振動噪聲[1]。

2.2 優化方法

減速器嘯叫噪聲是齒輪箱彈性系統在動態激勵載荷作用下產生的剛柔耦合響應。齒輪系統的動態激勵分內部激勵和外部激勵。內部激勵是齒輪副在嚙合過程中產生的動態載荷，這是齒輪嘯叫噪聲產生的主要原因。內部激勵主要由時變嚙合剛度、傳遞誤差等因素引起;外部激勵是由電機轉矩波動、連接花鍵間隙等產生的動態沖擊。

優化減速器嘯叫間題有多種途徑，首先可以降低減速器本體的內部激勵，如剛度激勵，增加齒輪的重合度;誤差激勵，優化齒輪齒形，提高加工、安裝精度等[3];也可以通過合理布置軸系、優化減速殼體避開共振區域等方式;同時也可以從傳遞路徑上進行優化，根據外部傳遞路徑的不同，分為結構傳遞路徑（懸置和車身）和空氣傳遞路徑（聲學包），如降低懸置橡膠剛度增大階次隔振率、包裹動力總成、加強車內聲學包裝增強對嘯叫聲的吸收等措施[5]。綜合考慮到成本以及方案實施難度，本文最終決定對齒輪進行微觀修形，降低齒輪的傳遞誤差，從而優化減速器嘯叫問題。

通過對齒輪齒形進行微觀的修形，可以顯著的的改善輪齒的載荷分布，減小齒輪內部激勵如剛度激勵、誤差激勵、嚙合激勵等，從而優化齒輪嘯叫噪聲。

2.3 傳遞誤差（TE）

齒輪嘯叫噪聲是由齒輪嚙合動態激勵引起的穩態噪聲，是由受載齒輪嚙合過程中的傳遞誤差TE（Transmission Error）引起并通過頻率的調諧產生的一種噪聲。傳遞誤差是引起齒輪嘯叫噪聲的根本原因。齒輪在嚙合傳動過程中，由于齒輪加工誤差、裝配誤差、箱體及支撐件（軸、軸承）彈性變形等原因，使得實際嚙合與理論嚙合產生偏差，從而產生激勵力引起振動，振動通過支撐件以及箱體傳遞，從而輻射出噪聲。

傳遞誤差是用來描述齒輪傳動不平穩的參數。理想中漸開線齒輪相互嚙合是沒有傳遞誤差的，從動輪會按照固定的傳遞率沿著主動輪的運動軌跡運動，但是現實中，由于傳遞誤差，導致從動輪會隨機的超前或落后其理論運動位置[2]。

理想狀態：ω₁×R₁=ω₂×R₂

實際狀態：TE=∫（ω₁×R₁-ω₂×R₂）《d

3 模型建立與模型校驗

3.1 三維模型建立

根據廠商提高的相關數據進行三維模型建立，包括齒輪軸、齒輪、軸承、殼體等相關數據，由圖3所示：

首先根據相對應的數據參數建立齒輪傳動系統，第二級齒輪對的相關參數，由表1所示：

3.2 三維模型校驗

將齒輪參數輸入到三維模型中，并對模型進行靜態分析，分析輪齒接觸情況。對比仿真與試驗所得的齒面接觸斑點結果（如圖4所示）可知，仿真結果與試驗結果具有良好的一致性，仿真模型較為準確，仿真模型可以用于后續優化分析。同時，仿真結果與試驗結果均表明，齒面接觸處存在偏載問題，齒輪嚙合效果較差，需要對其進行優化[4]。

4 方案驗證

4.1 修形方案

基于遺傳算法，在現有加工技術條件下，對齒輪副的修形參數進行優化，參數變量主要包括齒頂修緣量（Tr）、齒向鼓形量（Cβ）、齒向傾斜量（fHβ）、漸開線鼓形量（Ca）和漸開線傾斜量（fHa）。根據日常使用頻率，參數優化工況主要參考50%最大扭矩。轉速為4000rpm，扭矩為67.5N。

考慮各工況仿真結果，針對第二級齒輪主被動齒進行了如表2所示的微觀參數修形。

修形前傳遞誤差峰峰值為0.97um，誤差曲線存在突變，證明高頻諧波過大;齒面應力偏載，偏向一側，修形后傳遞誤差峰峰值減小到0.21um，誤差曲線光滑無突變，如圖6所示;齒面應力集中，不存在偏載現在。通過以上修形方案降低齒輪傳遞誤差以及優化齒面接觸應力，如圖7所示。

4.2 實驗驗證

將優化后的減速器裝載到整車上，在相同測試環境下進行測試，通過測試數據可以發現減速器第二級齒輪嚙合頻率聲壓級降低，如圖8、圖9）fr示。

5 結論

1）通過主觀及客觀測試數據，發現問題車內嘯叫產生的部件以及原因;

2）通過實驗與仿真相結合進行齒輪微觀修形方案的驗證及優化;

3）齒輪齒面接觸以及傳遞誤差的分析，可以作為齒輪嘯叫評估的依據，能更好的指導修形的方向;

4）通過降低傳遞誤差，可以有效的降低激勵源激勵，從而對減速器進行優化。

參考文獻：

[1]李潤方，王建軍齒輪系統動力學：振動、沖擊、噪聲科學出版社，1997.

[2]Beacham，M.，Bell，D.，Powell，N.，and Savage，M.，"Development of Transmission Whine PredictionTools，" SAE Technical Paper 1990-01-1767，1999.

[3]SmithjD.，“Gear Noise and Vibration-Second EditionRevised and Expanded"，Marcel Dekker，Inc.2003.

[4]Moon-Gon Kim，Geum-Yong jeon，"AnAnalytical Method to Reduce Gear Whine Noise，Including Validation with Test Data，" SAE TechnicalPaper 2005-01-1819.

[5]龐劍，諶剛 汽車噪聲與振動理論與應用[M].北京：北京理工大學出版社，2008.