一、前言

電動汽車由于發(fā)動機被電機取代，失去發(fā)動機噪聲的掩蓋，電機和減速器的噪聲被間接放大。本文通過分析某電動汽車加速過程中電機減速器噪聲大的問題，通過NVH車內噪聲分析和振動階次分析，系統(tǒng)地闡述了分析和解決問題的過程，并取得了良好的降噪效果。

二、整車分析

在本文中某電動車型出現(xiàn)加速噪聲大的問題，通過LMS SCADAS Mobile設備對整車進行檢測分析，聲學麥克風布置在駕駛員右耳位置（DRE），用于采集車內噪聲，安裝兩個三向加速度傳感器，用于采集零部件振動信號，將其分別布置在電機和主減速器殼體上。

通過整車0到60km/h到0加減速試驗，讀取噪聲彩圖及噪聲曲線圖，如圖1、圖2所示。

圖1 0到60km/h到0減速過程噪聲彩圖

圖2 0到60km/h到0加減速過程噪聲曲線圖

車輛行駛過程為：速度由0到60km/h加速行駛，持續(xù)時間為14s，然后以60km/h的速度勻速行駛，持續(xù)時間為10s，最后以60km/h～0的速度減速行駛，持續(xù)時間為7s。圖1為加減速過程噪聲彩圖，其橫坐標表示頻率，縱坐標表示時間。圖片亮度代表聲壓級，亮度越大表示聲壓級越大。由圖1可知，在整個加減速過程，車內噪聲頻率主要在400Hz～1350Hz，屬于中低頻噪聲，且存在兩條形狀相似的噪聲帶。

圖2為加減速過程噪聲曲線圖，其橫坐標表示時間，縱坐標表示A計權聲壓級。由圖2可知，在整車從0加速至60km/h時，加速噪聲峰值DRE噪聲為87.5dB（A）。從60km/h減速時，減速噪聲峰值DRE噪聲為88.7 dB（A）。噪聲強度在85dB（A）以上時，會對人體的健康造成傷害。

圖3為車內噪聲階次彩譜圖，其橫坐標表示頻率，縱坐標表示轉速，亮度表示聲壓級。

圖3 車內噪聲階次彩圖

階次也叫階比，在研究旋轉部件時，定義參考軸轉頻為基頻（即1階），其他頻率為參考軸頻率的倍數(shù)，這個倍數(shù)就是階次。階次與頻率、軸轉速的公式關系為：

式中，f為頻率，單位為Hz；n數(shù)軸轉速，單位為r/min；第N軸轉動階次為基軸到第N軸速比的倒數(shù)；第N軸上齒輪嚙合階次為第N軸階次乘以該齒輪齒數(shù)，即ON。

階次分析是一種非穩(wěn)態(tài)信號分析方法。對電機和減速器加減速過程中的非穩(wěn)態(tài)噪聲信號，相對于轉軸進行恒角度增量采樣，則時域非穩(wěn)態(tài)信號在角度域是穩(wěn)態(tài)信號，再對角度域的穩(wěn)態(tài)信號進行傅里葉變換，就可以得到清晰的圖譜，即為階次譜。由圖3可知，車內噪聲呈現(xiàn)階次分布，即存在若干條高亮度傾斜直線，階次主要為8.75階、17階、26.25階和34階噪聲，其中，26.25階為8.75階的3倍階次，34階為17階的2倍階次，屬于8.75階和17階的諧階次。因此8.75階和17階次噪聲為主要階次，結合振動檢測做進一步分析。

噪聲產生的根源是振動，噪聲的頻譜分析就是利用整車上各噪聲源產生的噪聲頻率不同來判斷哪個是主要噪聲源的分析方法。通過噪聲頻譜分析結合振動分析，準確找出噪聲源，并實施優(yōu)化措施。

讀取布置在電機和減速器殼體上的加速度傳感器信號，轉化成如圖4所示振動彩圖，其中橫坐標表示頻率，縱坐標表示時間，亮度表示聲壓級，上半部分表示整車Y方向振動信號，下半部分表示整車Z方向振動信號。由圖4可知，Y方向和Z方向的振動都存在8.75階和17階振動，44階為8.75階的5倍階次，51階為17階的3倍階次，與圖3車內噪聲階次一致，可以判斷減速器為振動噪聲源。

圖4 加減速過程減速器殼體振動彩圖

分析減速器齒輪參數(shù)，該減速器為單擋位雙級主減速器，有兩對圓柱斜齒輪嚙合，齒輪參數(shù)如下表1所示。

表1 齒輪參數(shù)

根據(jù)傳動速比計算公式，如公式3所示：

式中，分子為從動輪齒數(shù)，分母為主動輪齒數(shù)。由公式3可得，一級齒輪速比為i1=35/17=2.06，由公式2可得二軸主齒輪轉動階次為O2=18/2.06=8.74階，結合一軸主動齒輪為17齒，由此判斷8.75階次噪聲是由減速器二級嚙合齒輪產生，17階次噪聲是由減速器一級嚙合齒輪產生。因此，對減速器齒輪進行修形，是解決此噪聲問題的方向。

三、齒輪重合度優(yōu)化

齒輪傳動的重合度是指同時參與嚙合輪齒的對數(shù)，即在某時刻兩齒輪只有一對齒在嚙合，則重合度為1。齒輪連續(xù)的進行運轉，必須在前一對輪齒尚未脫離時，后一對輪齒能及時進入嚙合。重合度越大，表明同時參與嚙合的輪齒對數(shù)越多，越能降低齒輪嚙合的沖擊，提高輪齒嚙合的平順性。

重合度是齒輪傳動中一個非常重要的性能指標。重合度越大，在相同載荷作用下分攤到每對輪齒的載荷越小，負荷變動量小，提高了整個齒輪的承載能力，使得傳動平穩(wěn)，從而改善傳動性能。

重合度與噪聲的關系如下圖5所示，由圖5可知，重合度增大，噪聲曲線隨轉速的增加，上升變得平緩。因此，將齒輪重合度作為優(yōu)化目標，降低齒輪嚙合噪聲。

圖5 重合度ε與噪聲關系圖

根據(jù)端面重合度和軸向重合度的計算公式，計算出優(yōu)化前的齒輪總重合度，計算結果如下圖表2所列。

表2 減速器齒輪總重合度

總重合度與齒數(shù)和齒寬正相關，和模數(shù)負相關，因此，提高齒數(shù)和齒寬，降低模數(shù)可以提高齒輪總重合度。將減速器齒輪參數(shù)優(yōu)化，優(yōu)化后的齒輪參數(shù)如表3所示。

表3 新齒輪參數(shù)

通過對齒數(shù)、模數(shù)和齒寬的參數(shù)優(yōu)化，增加嚙合齒輪總重合度。優(yōu)化后減速器速比變化不超過1%，不會對整車參數(shù)造成影響，優(yōu)化后的齒輪總重合度，計算結果如下表4所示。

表4 優(yōu)化后減速器齒輪總重合度

四、齒面接觸強度校核

為了提高齒輪重合度，對齒輪進行修形之后，改變了齒數(shù)、模數(shù)和齒寬等參數(shù)，因此，有必要對優(yōu)化后的減速器齒面接觸強度進行計算校核，校核公式如下：

式中，σH =為計算接觸應力，[σH ]為許用接觸應力，ZE 為材料彈性影響系數(shù)，ZN為節(jié)點區(qū)域系數(shù)，ZεZ為重合度系數(shù)，εZβ為螺旋角系數(shù)，K為載荷系數(shù)，T1為轉矩，b為齒寬，d1為分度圓直徑，μ為齒數(shù)比。

查詢計算公式及參數(shù)圖表，計算優(yōu)化后的各齒輪計算應力值及許用應力值對比如表5所示。

表5 新齒輪齒面強度校核

由表5的計算結果可知，四個齒輪的計算接觸應力均小于許用接觸應力，即優(yōu)化后的齒輪強度滿足要求。

五、裝車驗證

限于減速器殼體尺寸及速比變化范圍要求，對齒輪齒數(shù)、模數(shù)和齒寬進行微調，最終將減速器齒輪總重合度優(yōu)化增加了0.38，將優(yōu)化后的減速器齒輪裝車測試，采用同樣的設備及傳感器布置位置，檢測減速器振動情況。導出加速過程中減速器振動階次圖，如圖6所示。

圖6 減速器振動圖

由圖6可知，齒輪齒數(shù)調整后，原8.75階和17階噪聲變更為9.25階和19階，對應新減速器的一級嚙合齒輪和二級嚙合齒輪產生的噪聲，另外還存在27.75階，即9.25階的3倍階次，19階的兩倍階次38階和9.25階的5倍階次48階。根據(jù)圖中聲壓級亮度顯示，Y方向和Z方向振動，在19階時，有部分紅色等級，其余階次聲壓級較小，相比優(yōu)化前振動聲壓級改善情況較好。

導出減速器階次噪聲圖和駕駛室內總噪聲圖，如圖7、圖8所示，由圖7可知，減速器階次噪聲與減速器振動情況一致，主要存在9.25階和19階噪聲，同時存在18.5階，即9.25階的2倍階次，9.25階的3倍階次27.75階，19階的2倍階次38階。頻率主要分布在400Hz～1521Hz之間的中低頻噪聲。由圖8所示，上半部分是加速過程噪聲曲線圖，下半部分是減速過程噪聲曲線圖，在加速過程中，噪聲峰值出現(xiàn)在2711r/min時，此時噪聲值為80.7dB（A），在減速過程中，噪聲峰值為79.7dB（A）。

圖7 減速器階次噪聲圖

圖8 駕駛室內噪聲圖

將齒輪優(yōu)化前后噪聲曲線放在同一圖中對比，如圖9所示，其中上面兩條紅色和綠色曲線是整改前噪聲曲線，下面三條紫色、藍色和棕色曲線是整改后噪聲曲線，曲線數(shù)量代表測試次數(shù)。由圖9可知，整改后的噪聲值峰值為80.7dB（A），相比整改前峰值噪聲87.6dB（A），降低了6.9dB（A），噪聲降幅明顯，主觀感受駕駛室內噪聲也有較明顯改善。

圖9 駕駛室內總噪聲對比

六、結論

齒輪傳動具有傳動效率高、速比穩(wěn)定及功率范圍大等優(yōu)點，被廣泛用于汽車變速箱內。但是齒輪制造精度要求較高，容易產生噪聲大等NVH問題。

影響齒輪傳動NVH性能的因素主要有齒輪重合度、嚙合剛度和傳遞誤差等。斜齒輪具有齒輪重合度高、傳動平穩(wěn)和承載能力高等優(yōu)點，因此電動汽車的減速器多采用斜齒輪。