隋甲龍　文佳　吳松國　羅明杰　王章釗

摘 要：本文針對某純電動適時(shí)四驅(qū)車帶脫開機(jī)構(gòu)的前置減速器噪聲，提出了“斷續(xù)嘯叫”概念，結(jié)合減速器結(jié)構(gòu)分析了造成斷續(xù)嘯叫的原因，提出了減小大齒輪端面跳動公差、調(diào)整中間軸大齒輪徑向安裝間隙、減小同步器結(jié)合齒與齒套側(cè)隙及大齒輪做動平衡的改善方案。最后根據(jù)各改善方案效果，結(jié)合量產(chǎn)工藝水平，提出了解決斷續(xù)嘯叫的最終方案，實(shí)車測試證明方案有效，對解決相似嘯叫問題具有重要參考價(jià)值。

關(guān)鍵詞：適時(shí)四驅(qū)車型 減速器 斷續(xù)嘯叫 偏擺

1 前言

隨著汽車行業(yè)的不斷發(fā)展，消費(fèi)者對汽車的要求不僅局限于簡單的出行要求，開始追求更高的舒適性；并且隨著汽車排放要求的日益嚴(yán)苛，電動車正在逐步取代傳統(tǒng)燃油車。相比于傳統(tǒng)燃油車，電動車缺少了發(fā)動機(jī)的掩蔽效應(yīng)，各種噪聲更容易凸顯出來，嚴(yán)格的噪聲控制成為其整車聲品質(zhì)提升的關(guān)鍵因素之一。減速器作為電動汽車的主要傳動部件，其噪聲對整車的NVH性能有著至關(guān)重要的影響。

嘯叫聲是由減速器內(nèi)部齒輪在嚙合傳動過程中產(chǎn)生的一種由振動激勵引起的中高頻噪聲，中高頻聲音很容易被人耳識別，消費(fèi)者抱怨度比較高，必須降低或者消除[1]。國內(nèi)外學(xué)者對減速器嘯叫問題已經(jīng)進(jìn)行了大量研究，朱建、鄭濤等人詳細(xì)介紹了純電動汽車常見噪聲振動問題現(xiàn)象描述及優(yōu)化方法[2]；王金龍、王梅仙等人提出了基于能量回收反拖扭矩的純電動車減速器嘯叫問題的優(yōu)化方法[3]；許紹工提出了某純電動乘用車減速器的質(zhì)量分析與提升方法[4]；汪躍中、譚雨點(diǎn)等人提出了基于傳遞路徑優(yōu)化純電動車駕駛室內(nèi)嘯叫問題的方法[5]。

本文以某純電動適時(shí)四驅(qū)車型前置帶脫開機(jī)構(gòu)的減速器為研究對象，針對減速器在轉(zhuǎn)速為1000rpm-3000rpm過程產(chǎn)生的斷續(xù)嘯叫問題，分析了其產(chǎn)生的原因和相關(guān)影響因素，并針對其產(chǎn)生機(jī)理提出了優(yōu)化流程與具體方法，以改善嘯叫問題。在減速器產(chǎn)品開發(fā)過程中，為嘯叫問題的正向開發(fā)控制提供一種思路。

2 問題描述

本文研究的某純電動適時(shí)四驅(qū)車型前置帶脫開機(jī)構(gòu)的兩級減速器，相比于常見的二級三軸減速器，其在中間軸大齒輪上多了一個(gè)脫開機(jī)構(gòu)，具體結(jié)構(gòu)如圖1所示。在整車NVH性能主觀評價(jià)時(shí)，整車在低速行駛時(shí)出現(xiàn)明顯“啾啾”聲，此噪聲與齒輪嘯叫特征相似但斷續(xù)發(fā)生，因此用“斷續(xù)嘯叫”表示；汽車時(shí)速15-50km/h時(shí)車內(nèi)前排能聽到斷續(xù)嘯叫聲，20-30km/h時(shí)斷續(xù)嘯叫聲最明顯?？陀^評價(jià)數(shù)據(jù)如圖2所示，斷續(xù)嘯叫噪聲特征明顯。單獨(dú)減速器表現(xiàn)與整車一致，轉(zhuǎn)速段為1000-3000rpm時(shí)斷續(xù)嘯叫表現(xiàn)突出。

3 問題分析

問題減速器一級齒輪速比為2.7，二級齒輪速比為4.06。在半消試驗(yàn)室內(nèi)測試時(shí)發(fā)現(xiàn)該斷續(xù)嘯叫聲在不同轉(zhuǎn)速段及不同扭矩均有表現(xiàn)，輸入軸轉(zhuǎn)速2000rpm載荷5Nm工況下，出現(xiàn)“啾啾”的斷續(xù)嘯叫聲。經(jīng)濾波回放及FFT分析確認(rèn)斷續(xù)嘯叫來源為輸入軸齒輪嚙合頻率與0.37階邊頻調(diào)制，分析結(jié)果如圖3所示。經(jīng)分析，0.37階邊頻與中間軸旋轉(zhuǎn)階次重合。且如圖4所示的2000rpm工況測試數(shù)據(jù)經(jīng)小波分析結(jié)果表明斷續(xù)嘯叫事件發(fā)生頻率與中間軸轉(zhuǎn)頻一致。按照以上客觀分析數(shù)據(jù)可以判斷減速器斷續(xù)嘯叫與中間軸組件旋轉(zhuǎn)擺動強(qiáng)相關(guān)。

嘯叫的源頭是帶載齒輪，通過目前的工藝水平無法制造出完美的理想齒輪，實(shí)際的齒輪嚙合和理想之間的誤差就是傳遞誤差（TE）。傳遞誤差導(dǎo)致運(yùn)動狀態(tài)的變化，而運(yùn)動狀態(tài)變化的源頭是載荷力，這種力通過軸、軸承傳遞到殼體，最后通過殼體輻射產(chǎn)生噪聲。依據(jù)實(shí)測數(shù)據(jù)，減速器斷續(xù)嘯叫產(chǎn)生的主要原因?yàn)橹虚g軸旋轉(zhuǎn)組件上的大齒輪偏擺，導(dǎo)致中間軸大齒輪嚙合不良，增大了齒輪傳遞誤差。同時(shí)此減速器中間軸與大齒輪通過滾針軸承連接，存在一定間隙，懷疑此間隙過大造成齒輪偏擺，質(zhì)心不對中，進(jìn)而產(chǎn)生斷續(xù)嘯叫。為驗(yàn)證此判斷，將減速器中間軸大齒輪與中間軸進(jìn)行剛性連接進(jìn)行測試，主觀評價(jià)斷續(xù)嘯叫消失，客觀分析如圖5的小波分析所示，未見斷續(xù)嘯叫特征，減速器斷續(xù)嘯叫問題主因判斷準(zhǔn)確。

4 優(yōu)化方案

4.1 可行優(yōu)化方案及驗(yàn)證

為保證脫開機(jī)構(gòu)工作正常，減速器中間軸大齒輪與中間軸間無法剛性連接，在此情況下針對中間軸組件旋轉(zhuǎn)偏擺問題，考慮從以下四個(gè)方面進(jìn)行改進(jìn)以減小偏擺：

4.1.1 減小大齒輪端面跳動公差

合理的齒輪跳動公差可以有效提高齒輪的傳動精度和齒輪傳動的平穩(wěn)性，從而提高傳動系統(tǒng)的NVH性能。具體優(yōu)化方案如表1所示，通過齒輪控制齒輪加工過程中的加工精度將大齒輪端面跳動公差從0.17mm降低到0.02mm。驗(yàn)證結(jié)果如圖6和和圖7所示，與如圖6所示大齒輪端面跳動0.17mm小波分析結(jié)果相比，圖7所示的大齒輪端面跳動0.02mm小波分析結(jié)果中顯示的聲音特征更微弱，振動幅值結(jié)果從-14.62dB降低到-17.55dB但仍存在。減小大齒輪端面跳動公差可使減速器斷續(xù)嘯叫問題得到部分改善；

4.1.2 調(diào)整中間軸大齒輪徑向安裝間隙

中間軸與大齒輪間通過滾針軸承連接，滾針軸承是以高精度、低摩擦狀態(tài)支持旋轉(zhuǎn)軸的機(jī)械零件。為避免因裝配導(dǎo)致其外圈、內(nèi)圈變形，同時(shí)長時(shí)間獲得穩(wěn)定性能，避免旋轉(zhuǎn)運(yùn)動對軸承機(jī)構(gòu)產(chǎn)生不良影響，且為了便于組裝，軸承與齒輪間的配合選擇“間隙配合”。合理的配合間隙對連接系統(tǒng)的振動、噪聲和軸承壽命都有很大影響。

根據(jù)劉明輝、耿濤等人研究的外圈與軸承座間隙對滾道故障軸承振動性能的影響分析[5]，隨著軸承安裝間隙的增大，系統(tǒng)振動幅值先增大后減小。原始狀態(tài)大齒輪與滾針軸承間徑向安裝間隙為0.03mm，結(jié)合間隙配合要求，為降低斷續(xù)嘯叫提出了表2所示的兩個(gè)優(yōu)化方案：

各方案測試結(jié)果如圖8所示，相比于原狀態(tài)，方案二與方案三小波分析圖譜聲音特征均有明顯改善，總體結(jié)果表明，方案三改善最明顯振動幅值降低了5.72dB，方案二次之振動幅值降低了1.88dB，測試結(jié)果與劉明輝等人研究結(jié)果相符。隨中間軸大齒輪的徑向安裝間隙增大，減速器斷續(xù)嘯叫先增大后減小。

4.1.3 減小同步器結(jié)合齒與齒套側(cè)隙

該減速器通過同步器結(jié)合齒與齒套的結(jié)合與脫開實(shí)現(xiàn)脫開功能，結(jié)合齒與齒套側(cè)隙對中間大齒輪和中間軸間的連接起到至關(guān)重要的影響。原始狀態(tài)結(jié)合齒與齒套側(cè)隙為0.70mm，在目前的工藝水平下還有可降低的空間。為驗(yàn)證減小同步器結(jié)合齒與齒套側(cè)隙是否有效，按照控制變量法制定表3所示優(yōu)化方案進(jìn)行對比：

各方案小波分析結(jié)果如圖9所示，可以看出優(yōu)化方案斷續(xù)嘯叫問題均有所改善，總體比較：方案四優(yōu)于方案五優(yōu)于方案六優(yōu)于原狀態(tài)。結(jié)合齒與齒套側(cè)隙越小，小波分析結(jié)果圖譜中900Hz時(shí)聲音特征越微弱，斷續(xù)嘯叫問題改善效果越明顯。

4.1.4 對中間軸大齒輪做動平衡

不平衡量會引起齒輪的橫向振動，并使齒輪受到不必要的動載荷，不利于齒輪正常嚙合傳動。對中間軸大齒輪做動平衡使其達(dá)到允許的平衡精度等級，可以有效控制其質(zhì)心，使之位于其回轉(zhuǎn)軸線上，減小其偏擺，使機(jī)械振動度降到允許的范圍內(nèi)。齒輪許用不平衡量計(jì)算公式為：

mper=M×G××103（g）

由軟件計(jì)算得大齒輪許用動態(tài)不平衡量為6.84g，但做動平衡前齒輪的實(shí)際動態(tài)不平衡量為75.44g，做動平衡后降至6.79g，小于許用值。優(yōu)化后分析結(jié)果如圖11所示，對比圖10所示的大齒輪做動平衡前的結(jié)果，振動幅值從-14.62dB降低為-29.83dB，聲音特征明顯減弱，中間軸大齒輪做動平衡對減速器斷續(xù)嘯叫問題改善明顯。

4.2 最終方案及驗(yàn)證

發(fā)生斷續(xù)嘯叫減速器原狀態(tài)的零部件狀態(tài)及參數(shù)如下，大齒輪端面跳動公差0.17mm、大齒輪徑向安裝間隙0.03mm、同步器結(jié)合齒與齒套側(cè)隙0.70mm且大齒輪未做動平衡。根據(jù)上述分析結(jié)果，減小大齒輪端面跳動公差、調(diào)整大齒輪徑向安裝間隙、減小同步器結(jié)合齒與齒套側(cè)隙及大齒輪做動平衡均能有效改善減速器斷續(xù)嘯叫問題，優(yōu)化效果如圖12所示。但是，量產(chǎn)工藝無法保證大齒輪徑向安裝間隙0.01mm的要求，且精加工齒輪減小其端面跳動性價(jià)比較低。

考慮量產(chǎn)需求及成本管控，最終優(yōu)化方案為：同步器結(jié)合齒與齒套側(cè)隙調(diào)整為0.15mm、大齒輪動不平衡量需小于6.84g，大齒輪徑向安裝間隙及大齒輪端面跳動公差不調(diào)整。該優(yōu)化方案經(jīng)整車測試后主觀評價(jià)為無斷續(xù)嘯叫噪聲，優(yōu)化前后客觀數(shù)據(jù)對比如圖13所示，斷續(xù)嘯叫完全消失。

5 結(jié)論

本文以某純電適時(shí)四驅(qū)汽車帶脫開機(jī)構(gòu)的前置減速器為研究對象，針對整車工作時(shí)減速器斷續(xù)發(fā)生的與嘯叫特征相似的噪聲，提出了“斷續(xù)嘯叫”概念，并結(jié)合減速器結(jié)構(gòu)分析了造成斷續(xù)嘯叫的原因，提出了有效的解決方法，研究結(jié)果表明：

（1）通過減小大齒輪端面跳動公差，減速器殼體振動幅值降低了2.93dB；

（2）調(diào)整中間軸大齒輪徑向安裝間隙，減速器殼體振動幅值最高降低5.72dB；

（3）減小同步器結(jié)合齒與齒套側(cè)隙，減速器殼體振動幅值最高降低9.63dB；

（4）中間軸大齒輪做動平衡后，減速器殼體振動幅值降低15.21dB；

最后根據(jù)驗(yàn)證的有效方案，兼顧量產(chǎn)工藝水平和生產(chǎn)成本，提出了減小同步器結(jié)合齒與齒套側(cè)隙的同時(shí)大齒輪做動平衡的最終方案，整車測試斷續(xù)嘯叫完全消失，有效解決了此車型帶脫開機(jī)構(gòu)的前置減速器斷續(xù)嘯叫問題，對后續(xù)解決新能源汽車此類問題具有重要參考意義。

“綿陽市科技局2022年中央引導(dǎo)地方科技發(fā)展項(xiàng)目“新能源汽車電驅(qū)動系統(tǒng)高轉(zhuǎn)速低噪音傳動裝置研發(fā)及成果轉(zhuǎn)化”（項(xiàng)目編號：2022ZYDF002）。

參考文獻(xiàn)：

[1]白學(xué)斌，金子崳，于博瑞.電驅(qū)系統(tǒng)減速器嘯叫噪聲問題分析及優(yōu)化[J].傳動技術(shù)，2021，35（02）：10-15+25.

[2]朱建，鄭濤，呂運(yùn)川，劉超.純電動汽車常見噪聲振動問題現(xiàn)象描述及優(yōu)化方法[J].汽車實(shí)用技術(shù)，2020（01）：214-220.

[3]王金龍，王梅仙，朱華，吳蘇明，王鎖.基于能量回收反拖扭矩的純電動車減速器嘯叫問題優(yōu)化[J].汽車科技，2022（03）：68-71.

[4]許紹工.某純電動乘用車減速器的質(zhì)量分析與提升[D].湖南大學(xué)，2019.

[5]汪躍中，譚雨點(diǎn)，丁潤江，朱亮.基于傳遞路徑分析的純電動車駕駛室內(nèi)嘯叫問題優(yōu)化[J].汽車實(shí)用技術(shù)，2019（13）：12-14+19.

[6]劉明輝，耿濤，曲瓊，閆淑萍，王風(fēng)濤.外圈與軸承座間隙對滾道故障軸承振動性能的影響[J].軸承，2023（03）：74-82.