齒輪傳動系統總成嘯叫原因分析齒輪傳動系統總成階次噪聲分析

齒輪傳動系統總成嘯叫原因分析

齒輪的嚙合傳遞誤差主要是要在控制系統變形的情況下，通過微觀修形盡量控制在整個使用載荷區間內，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、嚙出沖擊現象；齒向修形適合于齒輪支撐剛性差，齒輪嚙合偏載較為嚴重、補償制造和安裝等隨機誤差引起的齒輪嚙合歪斜，同時可以補償由各種彈性變形引起的輪齒偏載現象。

經驗證明，通過正確計算的微觀修形參數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振動響應幅值，達到改善系統NVH的目的，系統耦合模態受到整車懸置剛度、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，由于計算公式復雜，通常利用有限元軟件計算。

齒輪傳動系統總成階次噪聲分析

1 問題輸入

在整車搭載NVH測試過程中，可通過LMS數據采集前端采集近場噪聲數據（因車輛有降噪包裹，仿真技術較難實現，故采用近場噪聲作為分析依據），將采集到的數據通過LMS Test. Lab數據分析軟件對近場噪聲進行噪聲階次分析，找出發生嘯叫的對應階次。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動總成整車搭載NVH測試客戶反饋的試驗數據如圖1所示。

圖1??某型號驅動總成與客戶已用機型近場噪聲對比（第17階）

經國內某客戶反饋在整車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階需要優化），二級齒輪噪聲第5.38階要優于原方案（無需優化）。

MASTA減速器分析模型的建立

根據電驅動總成產品建立MASTA分析模型如下圖所示：

圖2?某電驅動總成MASTA分析模型

電驅動總成齒輪參數如下表所示：

基本參數	高速級小齒輪	高速級大齒輪	低速級小齒輪	低速級大齒輪
齒數	17	60	19	60
齒寬（mm）	41	38	51	45
法向壓力角（°）	20	20	20	20
中心距（mm）	88	88	135	135
旋向	右	左	左	右

MASTA軟件分析結果

在軟件中輸入齒輪副的宏觀參數及微觀修形后，通過MASTA軟件仿真，得到該電驅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果是滿足設計要求的，說明驅動總成第17階的階次激勵已經非常的小，故判定產生嘯叫問題的原因應該是存在系統共振。

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，得到的殼體相應分析結果（系統響應振動加速度）與實測結果對比如圖5所示，從圖5中測試結果與分析結果的曲線走勢上看，測試結果與分析結果在電機轉速到達6000rpm以后出現較大偏差，6000rpm之前分析結果與試驗測試結果匹配度相對較好，尤其是在階次噪聲出現峰值的轉速點，每一個噪聲峰值點都能找到對應的系統響應峰值點。

通過轉速-頻率換算公式：

? ? ? ? ? ? ? ? ?（1）

? ? ? ? ? ? ?（2）?

式中，

F為總成響應頻率（Hz）；

k為基頻倍頻（基頻k=1）；

n為電機轉速，即變速器輸入軸轉速；

z1為高速級主動齒輪齒數；

z2為高速級從動齒輪齒數；

z3為低速級主動齒輪齒數；

通過公式（1）計算電機轉速在6000-9000rpm之間時，17階對應的系統耦合頻率在1700-2550Hz之間，通過軟件分析該頻率區間內的系統耦合模態，其耦合模態階次在第24-33階之間如圖6，通過分析軟件的模態分析結果，在該耦合模態階次范圍內，總成的振動加速度峰值均出現在總成電機殼體上如圖7，但是由于客戶原因，我們無法獲得電機內部模型，電機分析模型不準確，造成6000rpm以后的分析結果不準確，因此，17階噪聲在電機轉速超過6000rpm以后，34階噪聲在電機轉速超過3000rpm以后，振動分析結果不予討論。

因此，此次分析結果可作為該電驅動總成的NVH評估樣本。

圖5?試驗結果（綠線）與振動分析結果對比

圖6?系統耦合模態結果

第14階

? ? ? ?

第23階

? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?第24階

（圖7）

4 實驗驗證分析結果

由于本次客戶提出不希望通過改變懸置及殼體外形來，只想通過調整齒輪副微觀修形的方式來解決問題，因此，項目攻關小組成員只對齒輪的微觀參數進行了微調，通過分析，高速級齒輪副微觀修形參數調整后，總成的殼體的17階振動響應聲功率計算結果對比如圖8、圖9所示，總成的殼體的34階振動響應聲功率計算結果對比如圖10、圖11所示，由分析對比結果可知，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階響應聲功率

圖9?改善后總成第17階響應聲功率

圖10?改善前總成第34階響應聲功率

圖11?改善后總成第34階響應聲功率

齒輪傳動系統總成裝車測試

為驗證上述產品優化結果及軟件分析結果正確性，將優化后的總成產品進行裝車測試，并將測試結果與優化前的測試結果進行對比。在整車WOT工況下，主觀測試優化后的減速器裝車噪聲試驗效果要優于優化前。通過客戶LMS數據采集前端采集近場噪聲數據，將采集到的數據通過LMS Test. Lab數據分析軟件對近場噪聲進行噪聲階次分析對裝車結果進行驗證,得到測試結果如下圖：