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齒輪傳動系統(tǒng)NVH優(yōu)化方法探索
2021-09-29 21:26:35· 來源：傳動視界
1、齒輪傳動系統(tǒng)總成嘯叫原因分析齒輪的嚙合傳遞誤差主要是要在控制系統(tǒng)變形的情況下，通過微觀修形盡量控制在整個使用載荷區(qū)間內(nèi)，傳遞誤差都處于一個較低的水
1、齒輪傳動系統(tǒng)總成嘯叫原因分析
齒輪的嚙合傳遞誤差主要是要在控制系統(tǒng)變形的情況下，通過微觀修形盡量控制在整個使用載荷區(qū)間內(nèi)，傳遞誤差都處于一個較低的水平。齒輪副微觀修形主要有齒廓修形和齒向修形，齒廓修形是指將輪齒的齒頂或齒根去除一部分材料，以減少齒輪嚙合過程中由于輪齒彈性變形和加工誤差引起的嚙入、嚙出沖擊現(xiàn)象；齒向修形適合于齒輪支撐剛性差，齒輪嚙合偏載較為嚴(yán)重、補(bǔ)償制造和安裝等隨機(jī)誤差引起的齒輪嚙合歪斜，同時可以補(bǔ)償由各種彈性變形引起的輪齒偏載現(xiàn)象。
經(jīng)驗證明，通過正確計算的微觀修形參數(shù)能夠有效的降低齒輪副的傳遞誤差；降低齒輪副傳遞誤差可有效降低系統(tǒng)振動響應(yīng)幅值，達(dá)到改善系統(tǒng)NVH的目的，系統(tǒng)耦合模態(tài)受到整車懸置剛度、總成殼體剛度的影響，需要通過計算總成的質(zhì)量矩陣、剛度矩陣的方法來做耦合振動分析，由于計算公式復(fù)雜，通常利用有限元軟件計算。
2、齒輪傳動系統(tǒng)總成階次噪聲分析
1、問題輸入
在整車搭載NVH測試過程中，可通過LMS數(shù)據(jù)采集前端采集近場噪聲數(shù)據(jù)（因車輛有降噪包裹，仿真技術(shù)較難實現(xiàn)，故采用近場噪聲作為分析依據(jù)），將采集到的數(shù)據(jù)通過LMS Test. Lab數(shù)據(jù)分析軟件對近場噪聲進(jìn)行噪聲階次分析，找出發(fā)生嘯叫的對應(yīng)階次。再通過嘯叫噪聲階次分析，判斷嘯叫噪聲的激勵源。
本文針對公司某型號電驅(qū)動總成整車搭載NVH測試客戶反饋的試驗數(shù)據(jù)如圖1所示。
圖1 某型號驅(qū)動總成與客戶已用機(jī)型近場噪聲對比（第17階）
經(jīng)國內(nèi)某客戶反饋在整車WOT工況下，株齒的方案嘯叫評分為5.5分，客戶原方案評分為6分，加速工況下，株齒方案的一級齒輪噪聲（第17階需要優(yōu)化），二級齒輪噪聲第5.38階要優(yōu)于原方案（無需優(yōu)化）。
2、MASTA減速器分析模型的建立
根據(jù)電驅(qū)動總成產(chǎn)品建立MASTA分析模型如下圖所示：
圖2 某電驅(qū)動總成MASTA分析模型
3、MASTA軟件分析結(jié)果
在軟件中輸入齒輪副的宏觀參數(shù)及微觀修形后，通過MASTA軟件仿真，得到該電驅(qū)動總成高速級齒輪副在整車WOT工況下的傳遞誤差如圖3所示，高速級齒輪副傳遞誤差的傅立葉變換結(jié)果如圖4所示。由圖可知，在整車WOT工況下，高速級齒輪副傳遞誤差的峰峰值計算結(jié)果是滿足設(shè)計要求的，說明驅(qū)動總成第17階的階次激勵已經(jīng)非常的小，故判定產(chǎn)生嘯叫問題的原因應(yīng)該是存在系統(tǒng)共振。
圖3 高速齒輪副傳遞誤差（峰峰值：0.4311μm）
圖4高速級齒輪副傳遞誤差傅立葉變換（幅值：0.085μm）
利用MASTA傳動分析軟件的NVH分析模塊，輸入齒輪微觀修形參數(shù)，得到的殼體相應(yīng)分析結(jié)果（系統(tǒng)響應(yīng)振動加速度）與實測結(jié)果對比如圖5所示，從圖5中測試結(jié)果與分析結(jié)果的曲線走勢上看，測試結(jié)果與分析結(jié)果在電機(jī)轉(zhuǎn)速到達(dá)6000rpm以后出現(xiàn)較大偏差，6000rpm之前分析結(jié)果與試驗測試結(jié)果匹配度相對較好，尤其是在階次噪聲出現(xiàn)峰值的轉(zhuǎn)速點，每一個噪聲峰值點都能找到對應(yīng)的系統(tǒng)響應(yīng)峰值點。
通過轉(zhuǎn)速-頻率換算公式：
（1）
（2）式中，
F為總成響應(yīng)頻率（Hz）；
k為基頻倍頻（基頻k=1）；
n為電機(jī)轉(zhuǎn)速，即變速器輸入軸轉(zhuǎn)速；
z1為高速級主動齒輪齒數(shù)；
z2為高速級從動齒輪齒數(shù)；
z3為低速級主動齒輪齒數(shù)；
通過公式（1）計算電機(jī)轉(zhuǎn)速在6000-9000rpm之間時，17階對應(yīng)的系統(tǒng)耦合頻率在1700-2550Hz之間，通過軟件分析該頻率區(qū)間內(nèi)的系統(tǒng)耦合模態(tài)，其耦合模態(tài)階次在第24-33階之間如圖6，通過分析軟件的模態(tài)分析結(jié)果，在該耦合模態(tài)階次范圍內(nèi)，總成的振動加速度峰值均出現(xiàn)在總成電機(jī)殼體上如圖7，但是由于客戶原因，我們無法獲得電機(jī)內(nèi)部模型，電機(jī)分析模型不準(zhǔn)確，造成6000rpm以后的分析結(jié)果不準(zhǔn)確，因此，17階噪聲在電機(jī)轉(zhuǎn)速超過6000rpm以后，34階噪聲在電機(jī)轉(zhuǎn)速超過3000rpm以后，振動分析結(jié)果不予討論。
因此，此次分析結(jié)果可作為該電驅(qū)動總成的NVH評估樣本。
圖5 試驗結(jié)果（綠線）與振動分析結(jié)果對比
圖6 系統(tǒng)耦合模態(tài)結(jié)果
第14階 第23階 第24階（圖7）
4、實驗驗證分析結(jié)果
由于本次客戶提出不希望通過改變懸置及殼體外形來，只想通過調(diào)整齒輪副微觀修形的方式來解決問題，因此，項目攻關(guān)小組成員只對齒輪的微觀參數(shù)進(jìn)行了微調(diào)，通過分析，高速級齒輪副微觀修形參數(shù)調(diào)整后，總成的殼體的17階振動響應(yīng)聲功率計算結(jié)果對比如圖8、圖9所示，總成的殼體的34階振動響應(yīng)聲功率計算結(jié)果對比如圖10、圖11所示，由分析對比結(jié)果可知，17階、34階的噪聲功率峰值均下降約3倍左右，階次噪聲趨勢變化不大。
圖8 改善前總成第17階響應(yīng)聲功率
圖9 改善后總成第17階響應(yīng)聲功率
圖10 改善前總成第34階響應(yīng)聲功率
圖11 改善后總成第34階響應(yīng)聲功率
3、齒輪傳動系統(tǒng)總成裝車測試
為驗證上述產(chǎn)品優(yōu)化結(jié)果及軟件分析結(jié)果正確性，將優(yōu)化后的總成產(chǎn)品進(jìn)行裝車測試，并將測試結(jié)果與優(yōu)化前的測試結(jié)果進(jìn)行對比。在整車WOT工況下，主觀測試優(yōu)化后的減速器裝車噪聲試驗效果要優(yōu)于優(yōu)化前。通過客戶LMS數(shù)據(jù)采集前端采集近場噪聲數(shù)據(jù)，將采集到的數(shù)據(jù)通過LMS Test. Lab數(shù)據(jù)分析軟件對近場噪聲進(jìn)行噪聲階次分析對裝車結(jié)果進(jìn)行驗證,得到測試結(jié)果如下圖：
圖12 近場噪聲曲線圖17階
圖13近場噪聲曲線圖34階
為方便形成對比，優(yōu)化前和優(yōu)化后的17階噪聲測試數(shù)據(jù)如圖12所示。其中，紅色的曲線為優(yōu)化前減速器總成第17階車內(nèi)噪聲階次切片圖，綠色為優(yōu)化后的第17階噪聲階次切片圖（考察6000rpm以內(nèi)）。
優(yōu)化前和優(yōu)化后的34階噪聲測試數(shù)據(jù)如圖13所示。其中，紅色的曲線為優(yōu)化前減速器總成第34階車內(nèi)噪聲階次切片圖，綠色為優(yōu)化后的第34階噪聲階次切片圖（考察3000rpm以內(nèi)）。
通過圖12和圖13可知，17階噪聲在6000rpm以內(nèi)有明顯降低的趨勢，但個別轉(zhuǎn)速區(qū)間有上升，近場噪聲走勢大致相同，34階噪聲在3000rpm內(nèi)有明顯下降，且較為平穩(wěn)，趨勢變化不明顯，驗證了本次分析的正確性，3000rpm以后改善明顯，與電機(jī)模型不準(zhǔn)確有關(guān)，在此不做相關(guān)解析。
4、結(jié)論
01、純電動汽車高速高度集成電驅(qū)動傳動系統(tǒng)因集成度高，使得系統(tǒng)的耦合模態(tài)發(fā)生改變，導(dǎo)致電驅(qū)動總成NVH問題變得更加復(fù)雜；
02、減小齒輪副的傳遞誤差，可以在整體上降低階次噪聲值，但是無法改變階次噪聲的趨勢；
03、純電動汽車高速高度集成電驅(qū)動傳動系統(tǒng)噪聲受總成系統(tǒng)模態(tài)影響大，如需改變某轉(zhuǎn)速區(qū)間的嘯叫問題即改變階次噪聲的趨勢，需要優(yōu)化總成殼體模態(tài)及總成懸置剛度；
04、從純電動汽車高速高度集成電驅(qū)動傳動系統(tǒng)降噪分析結(jié)果看，單從齒輪傳動系統(tǒng)降噪并不能有效解決嘯叫問題，需要從整個一體化動力總成的剛度著手。
來源：傳動視界
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