在乘用車市場，三合一電驅動系統(EDU)的技術已比較成熟。近年來，針對商用車市場開發的整體式電驅橋產品(圖1)成為1種新的技術路線，相比以傳統動力整車架構為基礎開發的前置電機通過傳動軸直驅到傳統后橋的布置方案，整體式電驅橋在承載式剛性橋殼上集成了電機和減速器，具有集成度高、傳動效率高、總體方案質量輕等技術優勢，而且為增大動力電池的布置空間提供了條件(圖2)。

圖1 某電動皮卡整體式電驅橋

圖2 某電動皮卡架構布置方案對比

齒輪是整體式輕型電驅橋減速器動力傳遞的關鍵載體, 也是電驅橋減速器噪聲產生的主要來源。近年來, 齒輪傳動振動-噪聲-平順性(NVH)改善研究已成為電驅橋傳動系統設計和開發過程中的關鍵工作。本文以某款電動皮卡整體式輕型電驅橋減速器為研究對象, 利用 MASTA 軟件創建了1個整體式電驅橋模型, 基于QC/T568變速器臺架測試方法推導出了負荷譜，從而創建了8種工況用于分析減速器的NVH性能，包括分析齒輪的傳動誤差(TE)和齒面最大接觸應力變化。通過優選該減速器兩級齒輪優化后的最佳修形參數，仿真分析的齒輪錯位量和峰-峰TE值在工程經驗推薦值范圍內，實車驗證該優化方案的電驅橋NVH性能也滿足了整車要求。

1 齒輪噪聲產生機理 ?

齒輪嘯叫噪聲產生的激勵源是齒輪嚙合時存在的傳動誤差,形成激振力,引起傳動系統的振動響應,振動響應傳遞到減速器外部的殼體、懸架、車身等結構的過程中而引發嘯叫，造成客戶抱怨。一般電驅橋減速器噪聲傳遞途徑如圖3所示。齒輪嘯叫具有單一階次的高頻特征,頻率一般為700～4 000 Hz,由嚙合齒輪傳動誤差的峰值決定。傳動誤差是指驅動輪以恒定的角速度旋轉時,被動輪的實際轉速發生滯后于驅動輪的現象。理論上齒輪是漸開線形狀,在系統絕對剛性且沒有安裝誤差的情況下,齒輪嚙合無傳動誤差。在工程應用中, 由于齒輪加工制造、減速器安裝誤差及材料彈性變形等各因素, 傳動誤差會客觀存在。

圖3 整體式輕型電驅橋減速器噪聲傳遞路徑

2 齒輪修形及MASTA仿真 ? ? ?

2.1 齒廓修形

材料彈性力學使得齒輪組嚙合時,主、被動齒輪可簡化為圍繞軸心線旋轉的懸臂梁模型[1]，在承受負荷時會產生彎曲變形, 而且齒面接觸區域存在彈性形變。另外，齒輪制造加工誤差、殼體加工誤差、裝配等各種誤差的客觀影響, 造成齒輪實際嚙合點與理論嚙合區域存在偏移, 產生了嚙合沖擊激勵。為了減少齒輪嚙合時產生的誤差,在設計早期應該對齒輪的NVH做仿真預測。齒形修形是優化齒輪接觸位置和應力大小的有效方法，微觀修形可以針對嚙合的一對齒輪，也可只做單齒輪修形優化，在工程實踐中通常更多采取對單一齒輪修形，其具備較高的生產效率和較低的生產成本。通常齒廓修形的關鍵影響因子有輪廓修形、寬度、齒根和齒頂修形，其中齒根修形參數的確定,需要兼顧修形參數的選擇同時考慮齒軸的安全系數，避免齒根修形過大引起齒輪齒根彎曲強度的降低。圖4展示了齒廓修形的常規形式，包括左右端直線修形、螺旋線修形和鼓性修形。具體齒廓修形的方案選擇，需綜合考慮輸入負荷激勵的大小、傳遞路徑的剛度及易加工等因素，結合NVH仿真工具優選齒廓修形方案。

圖4 齒廓修形的3種形式

2.2 齒向修形

在承受負荷的工況下，齒軸材料產生了相應的圍繞旋轉軸心線的變形,還有客觀存在的齒輪加工誤差和減速器的裝配誤差, 綜合產生了齒向上與理論嚙合區的偏差。通過對齒向方向的修形優化，可以合理的分配齒面接觸位置及大小。通常齒向修形有直線修形及鼓形修形2種形式(圖5)。

圖5 齒向修形的2種形式

綜合工程開發經驗，齒輪設計優化微觀修形應達到下列目標：(1) 優選在齒面中心接觸，充分利用齒寬，避免邊緣和齒頂受載；(2) 電動車(EV)減速器輸入級齒輪轉速很高，其峰-峰TE值應小于2 μm；(3) 最小化最大接觸應力和齒面負荷分布系數；(4) 傳動誤差和齒面接觸應力作為修形設計、調整的依據[2]。

2.3 MASTA軟件仿真

MASTA軟件可以對齒輪尺寸、剛度調制以及基于具體齒輪材料進行加載條件下的齒面接觸分析?；谟邢拊治龇椒?合理定義各連接副的約束，可以更加準確地完成齒輪嚙合動態分析。通常需要基于實際的產品結構創建齒輪箱的模型、其次需要定義車輛的實際運行負荷譜，通過不斷地調整齒輪微觀修形參數，分析齒輪嚙合過程中的激勵大小。該電驅橋減速器結構為典型的兩級減速平行軸式布置，具體結構如圖6所示。通過對不同齒面參數的迭代分析和計算，優選的兩級主從動齒輪副修形關鍵參數如表1，基于QC/T568變速器臺架測試方法，轉換形成相應的NVH負荷譜(見表2)，基于上述參數和負荷譜應用MASTA軟件對電驅橋減速器的傳動特性進行分析研究。

圖6 某電驅橋減速器結構示意圖

表1 齒面修形關鍵參數

表2 某電驅橋減速器NVH負荷譜

3 齒輪錯位量分析 ?

評價齒輪實際嚙合與理想嚙合位置的偏差，定義為齒輪錯位量。通常在工程應用中，重合度、系統剛度、殼體架構均會引起齒輪錯位的變化，常規的解決方式是增加齒輪的嚙合剛度，提高支撐剛性，從而減少錯位量，保證嚙合平順。根據工程經驗，對于電驅橋減速器齒輪正驅、滑行工況的錯位量目標設定為±50 μm。

基于表1的齒面修形參數和表2的NVH負荷譜，應用MASTA軟件對該電驅橋減速器的齒輪錯位量分析結果如圖7所示。

圖7 某電驅橋減速器齒輪錯位量分析結果

分析結果表明輸入級齒輪在75%驅動模式、100%驅動模式和100%滑行模式下齒輪錯位量分別優于目標值12 μm、2 μm和10 μm。在所有正驅工況下輸出級齒輪錯位量都很小，滑行模式下錯位量略大，但在100%滑行模式下依然優于目標值7 μm?；贛ASTA軟件的錯位量分析結果可知，輸入和輸出級齒輪錯位量在常用的低扭矩驅動模式和滑行模式下表現良好。

4 齒輪嚙合斑點分析 ?

綜合修形后各工況負荷下都較好地實現了全齒面接觸，有效避免了邊緣和齒頂受到負荷造成的應力集中，齒面負荷的分布較合理，表明該修形參數下的齒輪接觸斑點位置及大小是可以接受的。

5 齒輪傳動誤差仿真分析 ?

輸入級、輸出級齒輪修形后的傳動誤差仿真結果如圖8、圖9所示。

通過對輸入級齒輪修形的傳動誤差分析可以看到：

(1) 在正驅和滑行工況下峰-峰TE都很小。最高的峰-峰TE發生在50%驅動模式和50%滑行模式，分別為0.71 μm和0.66 μm，結果優于EV減速器要求的目標值。

(2) 峰-峰TE可以分解到成分諧波(圖8顯示的前三階諧波)中。在所有工況下，TE的主要貢獻是一階諧波并隨著諧波數目的增加而呈指數衰減。

圖8 某電驅橋減速器輸入級TE分析結果

(3) 最大的一階諧波發生在50%驅動模式和50%滑行模式，分別為0.34 μm 和 0.32 μm。與峰-峰TE類似，結果優于EV減速器要求的目標值，所有其他工況也滿足單諧波振幅的目標值。

通過對輸出級齒輪修形的傳動誤差分析可以看到：

(1) 在正驅和滑行工況下峰-峰TE值都較小。最高的峰-峰TE發生在50%驅動模式和50%滑行模式，分別為1.09 μm 和 1.12 μm，結果優于EV減速器要求的目標值。所有其他工況的峰-峰TE值也都優于目標值。

(2) 峰-峰TE可以分解到成分諧波(圖9顯示的前三階諧波)中。在所有的工況下，TE的主要貢獻是一階諧波并隨著諧波數目的增加而呈指數衰減。

圖9 某電驅橋減速器輸出級TE分析結果

(3) 最大的一階諧波發生在50%驅動模式和50%滑行模式下，分別為0.50 μm 和 0.52 μm。與峰-峰TE類似，結果優于EV減速器要求的目標值，所有其他工況也滿足單諧波振幅的目標值。

6 試驗驗證 ?

針對電驅橋NVH性能評價的方法通常是對齒輪的階次噪聲基于整車測試的數據進行分解，階次分解本質上是基于參考軸轉速的頻率分析[3]。整車技術規范一般要求電驅橋減速器齒輪嚙合階次噪聲低于整車Overall噪聲10 dB(A)以上，在試驗過程中振動傳感器及傳聲器布置位置如圖10所示。

圖10 整車NVH測試傳感器及傳聲器布置位置

綜合分析該電驅橋在整車上的NVH客觀測試數據(見圖11)，在整個車輛速度區間內，減速器齒輪的階次噪聲與車內駕駛員噪聲Overall的差距均在10 dB(A)以上，主觀評價NVH性能較好，可以滿足整車標準要求。

圖11 某電驅橋整車NVH客觀測試結果

7 結語 ?

基于MASTA軟件完成了整體式輕型電驅橋減速器齒輪的優化設計和NVH性能相關參數的分析，通過實車驗證表明仿真結果與實際的整車主、客觀測試結論關聯性較好。在類似的減速器產品開發中，可參考該仿真分析方法開展前期優化設計。

編輯：黃飛

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