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        基于重合度優(yōu)化的電驅動系統(tǒng)齒輪振動噪聲性能改善

        2024-01-10 03:51:18吳佐來魯方俊
        車輛與動力技術 2023年4期
        關鍵詞:修形重合端面

        程 翔, 吳佐來, 魯方俊

        (無錫中車浩夫爾動力總成有限公司,無錫 214174)

        隨著生活水平的提高,人們對汽車的性能品質要求越來越高,NVH(振動噪聲與聲振粗糙度)作為乘客最直觀感受的一項性能,越來越受到大家的關注和重視.電動汽車因采用電機替換傳統(tǒng)的發(fā)動機,沒有發(fā)動機噪聲的掩蔽,且電機轉速相較于發(fā)動機更高,減速器齒輪噪聲也越突出,對于設計和加工制造的要求也越高,在電驅動產品開發(fā)的全周期內,均要重點關注NVH性能的表現(xiàn).

        齒輪噪聲產生的原因有很多,從整個電驅動系統(tǒng)來說,可以分為源、路徑和響應.源一般指噪聲產生的來源,即齒輪嚙合激勵;路徑指激勵傳遞的介質如電驅系統(tǒng)殼體,整車懸置,底盤和空氣;響應一般指車內如駕駛艙車身及空腔.其中源和路徑是設計主要關注的方向.針對某項目電驅動產品齒輪噪聲大的問題,通過仿真方法,指導設計優(yōu)化齒輪激勵源大小,并結合NVH測試結果,來驗證方案的效果.

        1 齒輪嚙合激勵

        齒輪嚙合過程中,由于同時參與嚙合的齒輪對數(shù)的變化,齒輪受載時發(fā)生彎曲、彈性及扭轉變形,齒輪的加工和安裝誤差等,導致齒輪動態(tài)嚙合力的產生,繼而引發(fā)了齒輪系統(tǒng)的振動和噪聲.其中,齒輪嚙合對數(shù)的變化及齒輪受載變形產生的時變嚙合剛度激勵,此部分因素主要與齒輪設計參數(shù)有關,故也稱為“設計傳遞誤差激勵”[1].文中主要研究此激勵,即主要從設計角度來分析和優(yōu)化齒輪,以提高齒輪NVH性能水平.

        同時參與嚙合的齒輪對數(shù)即重合度,是齒輪設計和優(yōu)化時需要重點考慮的參數(shù).重合度分端面重合度εα和軸向重合度εβ,總重合度εγ為兩者之和.對于新能源電驅系統(tǒng)常用的斜齒輪,端面重合度εα計算公式為[2]

        (1)

        式中:z1,z2分別為嚙合齒輪對的齒數(shù);αa1,αa1分別為兩齒輪端面齒頂圓壓力角;αt為端面壓力角.

        軸向重合度εβ計算公式為

        (2)

        式中:b為齒輪齒寬;β為螺旋角;mn為法向模數(shù).

        2 齒輪嚙合接觸線長度

        斜齒輪在嚙合過程中,是從從動輪的前端面齒頂一點開始接觸,隨著嚙合進行,接觸線由短變長,再由長變短,最后在從動輪后端面齒根一點脫離.隨著嚙合線長度的變化,即產生動態(tài)的接觸載荷激勵.總的嚙合接觸線是同時參與嚙合齒輪對的嚙合接觸線的總和,故齒輪重合度直接影響嚙合接觸線的長度,是齒輪設計和優(yōu)化過程中的重要指標參數(shù).

        齒輪嚙合接觸線長度不是固定值,而是隨時間變化的動態(tài)值,一般采用統(tǒng)計規(guī)律計算,參考文獻[3-4]中接觸線具體公式為

        (3)

        (4)

        (5)

        (6)

        (7)

        上述公式提供了很好的量化參考,便于后續(xù)進行重合度設計選型及優(yōu)化.

        3 齒輪NVH優(yōu)化改善

        3.1 齒輪宏觀參數(shù)優(yōu)化

        齒輪的宏觀參數(shù)是NVH性能設計的基礎,良好的宏觀參數(shù)設計和與之匹配的微觀參數(shù)設計,才能最終保證齒輪具備較優(yōu)秀的NVH性能水平[5-6].當齒輪宏觀參數(shù)設計不合理或者關鍵設計指標過低時,齒輪微觀修形將變的非常困難或者失去意義,NVH將很難達到理想表現(xiàn).

        文獻[7]研究了軸向重合度對齒輪接觸線長度和傳遞誤差的影響,文獻[8]用仿真方法驗證了實際重合度對嚙合剛度和傳遞誤差的影響,文獻[9]研究了齒輪漸開線形狀、起始點及重合度對嚙合剛度和傳遞誤差的影響.合理并且較優(yōu)的宏觀參數(shù)是齒輪具備優(yōu)異NVH表現(xiàn)的基本保證,其中,重合度設計是其中的重點.合理的重合度設計能降低齒輪嚙合動態(tài)激勵力,減小齒輪嚙合傳遞誤差,改善齒輪接觸斑點,并能大大降低后續(xù)微觀修形的難度,降低修形參數(shù)敏感性,增加加工制造和量產NVH性能的魯棒性.

        上述文獻均在仿真維度進行研究,沒有實際的工程結果驗證.文中基于上述理論及經驗,結合實際案例,進行了重合度優(yōu)化方案的閉環(huán)驗證.

        某新能源汽車電驅動120 kW項目三合一產品在開發(fā)過程中,發(fā)現(xiàn)整車加速過程全程車內嘯叫偏大,主觀評價較差.采集駕駛員右耳噪聲數(shù)據(jù),分析發(fā)現(xiàn)嘯叫主要表現(xiàn)為減速器第一級齒輪22階噪聲.如圖1所示,在頻譜彩圖中,22階階次線在全轉速范圍內均高亮突出,且無明顯的共振問題,階次值也超過客戶指標要求.故判斷嘯叫問題原因為22階齒輪嚙合激勵振動過大,需要對齒輪嚙合進行優(yōu)化改善.后嘗試對該對齒輪進行修形優(yōu)化,效果均表現(xiàn)不好.在重新評估齒輪設計參數(shù)時,發(fā)現(xiàn)關鍵設計參數(shù)不合理,齒輪嚙合重合度太小,決定進行設計變更,重新進行齒輪宏觀選型設計,增大重合度.

        圖1 全電門加速工況車內噪聲譜圖

        在兼顧原殼體空間結構不變,保證齒輪強度、潤滑及耐久性能合格的基礎上進行齒輪參數(shù)優(yōu)化,具體參數(shù)見表1.宏觀參數(shù)優(yōu)化后,齒輪端面重合度由1.71提高到1.92,軸向重合度由原來的2.1提高到3.05,總重合度由3.81提高到4.97.

        表1 齒輪參數(shù)優(yōu)化前后數(shù)值

        依據(jù)公式(4)~(7)所示,齒輪嚙合接觸線長度同時受端面重合度和軸向重合度的影響.將表1中的齒輪優(yōu)化前后的端面重合度1.71和1.92分別代入公式(4)~(7)中,對軸向重合度在2~3.5范圍內進行0.1間隔的分別離散取值,計算出嚙合接觸線長度L(最大值和最小值),并繪制出接觸線長度隨軸向重合度εβ變化規(guī)律,如圖2所示.圖中,光滑虛線和實線分別表示端面重合度為原方案1.71和新方案1.92時接觸線最小長度隨軸向重合度變化曲線,帶三角形虛線和實線分別表示端面重合度為原方案1.71和新方案1.92時接觸線最大長度隨軸向重合度變化曲線.從圖中可以看出,新方案端面重合度提高為1.92后,齒輪嚙合接觸線最小長度和最大長度均較原方案更長,且最大長度和最小長度之間的差值變小,波動值減小,且當軸向重合度取整時,接觸線最大值和最小值相等,接觸線長度保持不變,此時齒輪嚙合激勵波動相對最小.新方案軸向重合由2.1提高到3.05后,嚙合接觸線長度即由59.62 mm增加到69.11 mm,長度明顯增大,優(yōu)于原方案.

        圖2 齒輪嚙合接觸線長度L隨軸向量重合度εβ的變化

        3.2 齒輪微觀參數(shù)優(yōu)化

        文中基于Masta齒輪動力學專用仿真分析軟件,搭建了齒輪接觸斑點仿真分析模型,如圖3所示.為驗證仿真分析模型的準確性,對新的宏觀參數(shù)齒輪進行了接觸斑點測試,如圖4所示為臺架測試裝配圖.

        圖3 齒輪接觸斑點仿真模型

        圖4 齒輪接觸斑點測試裝配圖

        測試結果和仿真結果比較見圖5和圖6.分別比較了大扭矩工況200 Nm和小扭矩工況80 Nm的齒輪接觸情況.從結果可以看出,大扭矩工況和小扭矩工況,第一級大小齒輪仿真和測試的接觸斑點均居中表現(xiàn),兩者基本匹配,說明仿真結果準確,可以在此模型基礎上進行后續(xù)的齒輪修形工作.

        圖5 接觸斑點仿真與測試對比(200 Nm)

        圖6 接觸斑點仿真與測試對比(80 Nm)

        齒輪嚙合重合度提高后,齒輪嚙合過程受載會更平穩(wěn),嚙合錯位會發(fā)生改變,即需要進行新的修形參數(shù)設計,來優(yōu)化齒面接觸和NVH水平.考慮到文中端面重合度大于2.5,此時基于ISO6336標準的計算方法將不再適用,故文中均采用高級LTCA計算方法,即單獨考慮齒面有限元,并劃分六面體網(wǎng)格,進行更準確的齒輪嚙合剛度計算.基于此方法進行新方案的齒輪修形優(yōu)化,優(yōu)化結果見圖7.

        圖7 齒輪傳遞誤差優(yōu)化結果

        圖中虛線和實線分別表示在各個扭矩工況下,原方案和新方案齒輪嚙合傳遞誤差峰峰值差值.原方案噪聲問題主要集中在全電門加速工況,故主要針對大扭矩200 Nm工況進行修形優(yōu)化,同時兼顧小扭矩傳遞誤差.經過增加齒輪重合度,并進行新的修形優(yōu)化后,最大扭矩時,新方案傳遞誤差減小0.15 μm,且在其他扭矩工況如0-150 Nm區(qū)間傳遞誤差均大幅度減小,新方案整體傳遞誤差曲線較原方案改善較大,符合設計預期.

        3.3 測試試驗驗證

        依照新的修形方案加工齒輪樣件,并進行齒面三截面檢測,確保加工參數(shù)符合修形設計方案及其它關鍵尺寸公差要求.裝配樣機并上整車進行實車驗證,測試結果如下:齒輪優(yōu)化改善后,見圖8,車內駕駛員右耳位置噪聲譜圖中,第一級齒輪27階階次線已不高亮凸顯,優(yōu)化明顯.另見圖9所示,相較于原方案22階噪聲,新方案27階噪聲在2 000 r/min以上轉速區(qū)域整體明顯減小,最大值降低20 dB(A).車內噪聲主觀評價由原來5.5分提升到7分,優(yōu)化效果明顯,主客觀NVH表現(xiàn)均到達客戶要求.

        圖8 優(yōu)化后的樣機車內噪聲譜圖

        圖9 齒輪優(yōu)化前后階次噪聲曲線

        4 結 論

        重合度是齒輪NVH性能設計的重要考慮參數(shù).文中詳細分析了重合度對齒輪嚙合接觸線的影響,并列出了不同軸向重合度設計時,齒輪嚙合接觸線的變化規(guī)律,為重合度優(yōu)化設計提供了具體的量化指標.針對某項目三合一產品齒輪NVH表現(xiàn)不良的問題,根據(jù)上述理論,并結合產品實際設計狀態(tài)和調整空間,重合度由3.81提高到4.97.最終整車NVH測試結果表明,車內噪聲在2 000 r/min以上轉速區(qū)域整體明顯減小,最大值降低20 dB(A).車內噪聲主觀評價由原來5.5分提升到7分,優(yōu)化效果明顯.為齒輪嘯叫噪聲問題改善及新產品設計提供了重要的經驗參考.

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