1、研究背景
隨著汽車制造技術(shù)的不斷發(fā)展，汽車舒適性，尤其是振動和噪聲改善成為客戶的重要訴求之一。而動力總成是純電動汽車的動力來源，其振動與噪聲性能和指標(biāo)是影響汽車舒適性的關(guān)鍵因素。在工程實(shí)踐中，通過 NVH 測試分析并配合以工程驗(yàn)證的方式能夠快速識別純電動車的噪聲振動問題，并形成動力總成標(biāo)準(zhǔn)設(shè)計優(yōu)化的流程。“NVH”是噪聲(noise)、振動(vibration)、聲振粗糙度(harshness)的英文縮寫合稱，其通常采取的研究范式是：在一定的物理的環(huán)境下，以物體的自然頻率和共振作為重要指標(biāo)，在時間域和頻率域進(jìn)行數(shù)據(jù)采集、分析、計算(包括預(yù)測)，而后進(jìn)一步加以評價，并向工程實(shí)踐進(jìn)行反饋和優(yōu)化建議。常見的 NVH 研究方法有多體系動力學(xué)、有限元、邊界元、統(tǒng)計能量分析等方法。
電動車的發(fā)展與傳統(tǒng)的內(nèi)燃機(jī)車相比，在動力系統(tǒng)上具有顯著的優(yōu)勢。同時變速箱作為電動車的重要組成部件，其工況下的振動控制水平直接影響到電動車整車的振動噪聲表現(xiàn)狀況。有效的減緩或者控制電動車變速箱振動噪聲是一項(xiàng)系統(tǒng)性工程，需要充分考慮電動車電動機(jī)和變速箱振動噪聲產(chǎn)生的根本機(jī)理，同時在此基礎(chǔ)上積極探索優(yōu)化電動車動力總成的合理設(shè)計，包括重點(diǎn)關(guān)注齒輪嚙合設(shè)計、保證變速箱的動剛度設(shè)計，這樣才能有效地減小整車的振動噪聲表現(xiàn)。本文研究了一種考慮整車行駛工況從而指導(dǎo)電動車動力總成設(shè)計方法，使電動機(jī)、電控及變速箱在整個轉(zhuǎn)速工況區(qū)間與整車 NVH 工況高度適配，有效地抑制了振動噪聲并提升了動力總成系統(tǒng)的綜合效率。
下面以某一款電動重卡動力總成產(chǎn)品試驗(yàn)型號為例，通過基于整車最佳工況效率的匹配要求，主動避開動力總成結(jié)構(gòu)的共振區(qū)間，合理設(shè)計優(yōu)化變速箱的擋位速比和電動機(jī)電磁設(shè)計，使整個動力總成在滿足整車動力性能要求和減速箱速比基本不變的情況下，通過調(diào)整齒輪的齒數(shù)，達(dá)到基于整車工況的動力總成效率提升、成本的最優(yōu)設(shè)計和 NVH 的最佳狀態(tài)表現(xiàn)的工程開發(fā)實(shí)踐目的。
本案例研究的動力總成為一款針對電動重卡的雙高速電動機(jī)匹配四擋變速箱的驅(qū)動總成試驗(yàn)方案。優(yōu)化前，電動機(jī)及原變速箱的參數(shù)見表 1 和表 2。為了全面了解雙電動機(jī)動力總成原變速箱的振動噪聲表現(xiàn)，本文在實(shí)驗(yàn)室的測試臺架開展了 NVH 試驗(yàn)測試。
2、NVH 試驗(yàn)測試臺架
測試臺架主體為電封閉背靠背加載測試臺架，包含主試驅(qū)動電動機(jī)和變速箱、陪試負(fù)載電動機(jī)和陪試變速箱、電壓可調(diào)的雙向電源、轉(zhuǎn)矩傳感器以及上機(jī)系統(tǒng)。其和傳統(tǒng)電動機(jī)對托臺架不同的是，驅(qū)動和負(fù)載系統(tǒng)由電動機(jī)變成了電動機(jī)和變速箱構(gòu)成的動力總成。因此，NVH 試驗(yàn)測試臺架既可以將電動機(jī)或者變速箱作為獨(dú)立的被測對象，也可以將電動機(jī)、變速箱看作機(jī)電耦合系統(tǒng)，作為整體被測對象。
3、測試設(shè)備的選擇
高精度數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)使用某品牌 8 通道 ICP 動態(tài)信號采集模塊，加速度傳感器應(yīng)該符合 GB/T 3785.1-2023《電聲學(xué)聲級計 第一部分：規(guī)范》規(guī)定的 1 級儀器要求，其測量儀器頻率范圍至少為 10 ～ 10000Hz。振動加速度計的測量裝置選擇 B02B01，頻響范圍±5%：1～10000Hz，靈敏度±5%：10mV/g，量程 peak：±500g。
本次試驗(yàn)的高精度數(shù)據(jù)采集器選擇 140kHz 采樣率，振動加速度傳感器在測量前都進(jìn)行了標(biāo)定。測量前后，儀器按照規(guī)定進(jìn)行校準(zhǔn)，兩次校準(zhǔn)值不應(yīng)超過 1dB。
振動加速度傳感器的測點(diǎn)位置如圖 1 所示。在臺架上的實(shí)際測試測點(diǎn)如圖 2 所示。
由于在臺架測試房半消聲室的測試環(huán)境暫未完成設(shè)置，當(dāng)前評估動力總成的振動特征，為了確定動力總成的固有頻率，在測試臺架上由靜止?fàn)顟B(tài)等步長啟動電動機(jī)，主觀評價發(fā)現(xiàn)動力總成在電動機(jī)轉(zhuǎn)速 7000 ～ 8300r/min 區(qū)間有明顯間歇性抖動，且能聽到持續(xù)轟鳴顫抖聲。
因?yàn)閯恿偝墒请p電動機(jī)、雙中間軸變速箱的對稱結(jié)構(gòu)設(shè)計，振動特性差異不大，所以試驗(yàn)選取了 P1、P4、P5 三個測點(diǎn)的振動信號進(jìn)行分析，重點(diǎn)分析電動機(jī)從 0 ～ 11000r/min 的 P1、P4 及 P5 振動測試點(diǎn)升速過程瀑布圖，3 個測點(diǎn)的振動瀑布云圖(時頻圖)分別如圖 3、圖 4、圖 5 所示。
根據(jù)圖 3 ～ 圖 5，可以明顯發(fā)現(xiàn)在 7000 ～ 8300r/min 轉(zhuǎn)速區(qū)間的升速運(yùn)行工況，動力總成在測試臺架上的狀態(tài)有很明顯的間歇性振動抖動。同時，動力總成組件在 2900 ～ 3200Hz 有一個明顯的結(jié)構(gòu)共振帶。經(jīng)比對發(fā)現(xiàn)，電動機(jī) 24X 電磁諧波與減速箱 23X 齒輪箱嚙合頻率的激勵信號剛好在 7000 ～ 8300r/min 與該組件的共振帶有相遇。所以，動力總成整機(jī)表現(xiàn)出通過該轉(zhuǎn)速區(qū)間的振動抖動加劇。
4、優(yōu)化設(shè)計的思路與優(yōu)化措施
為了解決上述加速過程在 7000 ～ 8300r/min 轉(zhuǎn)速區(qū)間的間歇性振動抖動明顯加劇的情況，本文在不去改變電動機(jī)電磁設(shè)計的條件下，對變速箱的齒數(shù)做了優(yōu)化設(shè)計，具體齒輪箱優(yōu)化設(shè)計的思路與優(yōu)化措施如下。
優(yōu)化措施
(1)為了避開動力總成組件在 2900 ～ 3200Hz附近的結(jié)構(gòu)件共振帶，調(diào)整齒輪的齒數(shù)及相應(yīng)的嚙合階次。在保證現(xiàn)有速比不變的前提下調(diào)整齒數(shù)：
?、僭桨庚X輪箱輸入級齒輪組的齒數(shù)是23齒和88齒，減速比為 88/23=3.826 ;
?、趦?yōu)化后齒輪箱輸入級齒輪組的齒數(shù)是28齒和107齒，減速比為 107/28=3.821，接近 3.82，基本保證速比基本不變。
本優(yōu)化措施能達(dá)到以下增益效果：在不改變速比的前提下將輸入齒輪齒數(shù)調(diào)整到 28 齒，能遠(yuǎn)離電動機(jī)的 24X 階主諧波階次及其倍數(shù)階次，避免關(guān)鍵諧波振幅的疊加。
(2)在保證現(xiàn)有速比和中心距 不變的前提下，提升齒輪的嚙合重合度同時減小齒側(cè)間隙，以減小傳遞誤差來降低動力總成傳動機(jī)構(gòu)的振動噪聲幅值：為提升齒輪嚙合重合度，將齒輪模數(shù)由原來的 2.5 改為 2.03，同時將齒頂高和齒根高系數(shù)由原來的 1.2/1.4 提升到 1.3/1.5，螺旋角由 22°增大到 24°，法向側(cè)隙區(qū)間由原來的 0.135 ～ 0.227mm 改成 0.117 ～ 0.206mm。
本優(yōu)化措施能達(dá)到以下增益效果：在保證現(xiàn)有速比和中心距不變的前提下將齒輪嚙合重合度由原來的 3.251 提升到了 4.204，提升 29% ;傳遞誤差差值，由原來的 0.8849μm(–17.1837–(–18.0686))降低到了 0.2109μm(–17.8162–(–18.0271))，降低了 76% ;接觸強(qiáng)度安全系數(shù)由 1.165 提升至 1.252。
原方案、優(yōu)化后齒輪嚙合重合度及彎曲和接觸強(qiáng)度安全系數(shù)分別如表 3 和表 4 所示。原方案、優(yōu)化后的傳遞誤差曲線分別圖 6 和圖 7 所示。
把電動機(jī)齒數(shù)換為 28 齒進(jìn)行測試，為了保證速比沒有太大變化，嚙合齒數(shù)換成 107 齒，優(yōu)化變速箱的傳動設(shè)計參數(shù)變速箱參數(shù)如表 5 所示。
為了驗(yàn)證上述減速箱優(yōu)化設(shè)計的效果，把換齒后動力總成在臺架上復(fù)測上訴同條件的加速測試。試驗(yàn)依然選取了 P1、P4、P5 三個測點(diǎn)的振動信號進(jìn)行對比分析。換齒后的動力總成從 0 ～ 11000r/min 的 P1、P4 及 P5 振動測試點(diǎn)升速過程瀑布圖分別如圖 8、圖 9、圖 10 所示。
為了驗(yàn)證減速箱設(shè)計優(yōu)化后在 7000 ～ 8300r/min 轉(zhuǎn)速區(qū)間的振動抖動情況是否有改善，本文對 7500r/min 時刻 P1、P4、P5 三個測點(diǎn)對應(yīng)的 FFT 曲線進(jìn)行優(yōu)化前后對比，分別如圖 11、圖 12、圖 13 所示。
各關(guān)鍵諧波階次的振動幅值及振動有效值對比列表如表 6 所示。
齒輪優(yōu)化設(shè)計前后的改善分析結(jié)論
(1)從表 6 可以看出，齒輪齒數(shù)從 23X 調(diào)整到 28X 后，不但各個關(guān)鍵諧波階次的振動幅值有下降，振動的有效總值也有明顯的下降改善;
(2)齒輪齒數(shù)的改變，使齒輪嚙合階次遠(yuǎn)離電動機(jī)的電磁諧波 24X 階，減小了加速過程中引發(fā)共振的概率，間接降低了動力總成的振動和噪聲;
(3)重合度增大和齒側(cè)間隙減小，使齒輪的傳遞誤差減小一半以上(0.8849μm 降低至 0.2109μm)，傳遞誤差的減小可以直接降低齒輪的嚙合振動和噪聲;
(4)經(jīng)過上述優(yōu)化后，齒輪接觸疲勞強(qiáng)度更強(qiáng)(安全系數(shù)由 1.165 提升到 1.252)。
5、結(jié)語
本文通過某一款電動重卡動力總成產(chǎn)品試驗(yàn)型號在實(shí)驗(yàn)室測試臺架上的 NVH 測試分析及數(shù)據(jù)對比，詳細(xì)研究了動力總成產(chǎn)品在等步長升速 過程間歇性振動抖動對應(yīng)問題點(diǎn)的振動噪聲頻譜特征，提出了避開結(jié)構(gòu)共振帶的齒輪設(shè)計優(yōu)化方案的改善分析路線，并實(shí)施了變速箱齒輪齒數(shù)與相 關(guān)優(yōu)化控制策略優(yōu)化。動力總成完成齒輪箱換齒后的上臺架復(fù)測結(jié)果表明：該款試驗(yàn)型號動力總成各個關(guān)鍵諧波階次的振動幅值均有明顯下降，振動有效值也有明顯下降。
參考文獻(xiàn)略.